ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Lời nói đầu.
Hiện nay, các ngành kinh tế nói chung và ngành cơ khí nói riêng đòi hỏi kỹ
sư cơ khí và cán bộ kỹ thuật cơ khí được đào tạo phải có kiến thức chuyên sâu
rộng, đồng thời phải biết vận dụng những kiến thức đó để giải quyết những vấn
đề cụ thể thường gặp trong sản xuất, sữa chữa và sử dụng.
Mục tiêu của môn học là đào tạo cho người học nắm vững các phương pháp
và vận dụng thiết kế có hiệu quả, xây dựng và quản lý các quá trình chế tạo sản
phẩm cơ khí về sản xuất và tổ chức sản xuất.
Thiết kế “chi tiết máy’ là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán
và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài
thiết kế chính xác đầu tiên với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là
thiết kế hệ thống truyền động từ động cơ điện đến cơ cấu công tác.
Với đề tài thiết kế hộp giảm tốc nón trụ, có đặc điểm là bộ truyền làm việc
tương đối êm, truyền được công suất lớn, truyền tải trọng lớn, kết cấu hộp giảm
tốc khá dài vì có thên trục côngxôn. Bộ truyền này có giá thành tương đối đắt vì
khó chế tạo, lắp ghép khó khăn, khối lượng kích thước tương đối lớn. Tuy nhiên
hộp giảm tốc này vẫn được dùng vì có hai trục vuông góc nhau.
Trong quá trình thuyết kế đồ án Chi tiết máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào
một công việc mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức về lý thuyết để giải
quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế tuy còn
mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu tìm hiểu những tài liệu
chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như
nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận
tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại
và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện những đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.

Đà Nẵng, ngày 15 tháng 11 năm 2009
Sinh viên thiết kế

3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K. 13
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng. 14
5. Xác định chiều dài nón L. 14
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng14
7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L. 14
8. Xác định môđun và số răng. 15
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. 15
10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột. 16
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền. 16
12. Các lực tác dụng. 17
Chương III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
I. THIẾT KẾ TRỤC:
1. Chọn vật liệu. 18
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
2. Tính thiết kế trục về độ bền.
2.1 Tính sơ bộ đường kính trục.
18
2.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực.
18
2.3 Tính gần đúng đường kính các đoạn trục. 19
2.4 Tính chính xác trục và then,. 27
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC
I. Sơ đồ chọn ổ trục I. 35
II. Sơ đồ chọn ổ trục II. 36
III. Sơ đồ chọn ổ trục III. 37
CHƯƠNG V: KHỚP NỐI
I. Chọn kích thước khớp nối. 39
II. Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. 39
CHƯƠNG VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

=
η
lv
P
Trong đó:
- P
lv
: Công suất trên băng tải
- η : là hiệu suất truyền động, giá trị của η được xác định theo công thức:

223
0
..
knbr
ηηηη
=
Với η
o
, η
br
, η
kn
: là hiêu suất của ổ, bánh răng, khớp nối.
-
0
η
= 0,99
-
br
η


SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Các số liệu của động cơ được cho dưới bảng sau:
Công
suất
(kW)
Vận tốc
(vg/ph)
Hiệu suất
(%)
M
m
/M
đm
M
max
/M
đm
M
min
/M
đm
Khối lượng
(Kg)
3.0 1430 83,5 1,8 2,2 1,2 39
4. Phân phối tỉ số truyền:
Tỷ số truyền chung:
11
130

.
Nên ta chọn : i
nh
= 2,85
Suy ra:
86,3
85.2
11
i
i
i
nh
c
ch
===

a. Công suất ở từng trục:
Trục III (trục tang): P
III
=
kn
lv
P
η
=
99,0
4,2
= 2,42 (kW)
Trục II: P
II

đc
= 1430 (vg/ph)
Trục II:
502
85,2
1430
n
===
nh
I
II
i
n
(vg/ph)
Trục III: n
III
= n
lv
= 130 (vg/ph)
c. Momen xoắn ở từng trục:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
Trục I: T
I
= 9,55.10
6

I
I
n

= 9,55.10
6

III
III
n
P

=
92,177776
130
42,2
10.55,9
6
=
(Nmm)
* Từ các kết quả trên ta có bảng hệ thống các số liệu:
Trục
Số liệu
Trục I Trục II Trục III
Tỉ số truyền i i
nh
= 2,85 i
ch
= 3,86
Số vòng quay
n (vg/ph)
n
I
= 1430 n

chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng (25 50)HB
HB
1
= HB
2
+ (25 50)HB
- Bánh nhỏ (bánh 1), dự kiến đường kính phôi: 100 ÷ 300 (mm).
Ta chọn thép 45 được thường hóa:
σ
bk
= 580 (N/mm
2
) ; σ
ch

= 290 (N/mm
2
) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 220)
- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ÷ 500 (mm).
Ta chọn thép 40 được thường hóa.
σ
bk
= 520 (N/mm
2
) ; σ
ch
= 260 (N/mm
2
); HB = 150 – 210 (chọn HB = 180)
2. Xác định ứng suất cho phép.


Với: N
0
– Số chu kỳ cơ sở. Chọn N
0
= 10
7
N
tđ
– Số chu kỳ tương ứng.
N
tđ
= N = 60.u.n.T
Trong đó: T – thời gian làm việc của máy. T = 10
7
giờ
u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. u = 1
n – số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính.
Nên: N
tđ
= 60.1.130.10
7
= 7,8.10
10
Do N
tđ
> N
0
nên ta chọn: k’
N

σ
N
1
n.k
''
.k
-
σ
=
u
σ
Trong đó: n - Hệ số an toàn n
1
= n
2
= 1,5
k
σ

- Hệ số tập trung ứng suất k
σ
= 1,8
k
N
’’ = 1 (vì N
tđ
≥ N
0
). N
tđ

=
(N/mm
2
)
3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K:
Do bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối
xứng so với bánh răng, và bộ truyền có vận tốc thấp nên ta có thể chọn: K = 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
y
A
=
A
b

do bộ truyền chịu tải nhỏ nên ta chọn y
A
= 0,15
5. Xác định khoảng cách trục A:
Theo công thức tính sức bền tiếp xúc (bảng 3-10) [1]
ta có: A ≥ (i ± 1)
[ ]
3
.n.ψ
K.N
.
.i
t
1,05.10
2A
2

SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
N – công suất của bộ truyền. N = 2,52 (kW)
K – Hệ số tải trọng. K = 1,3
θ

– Hệ số phản ánh khả năng tải. θ

= 1,2
Suy ra:
( )
3
2
6
130.2,1.15,0
52,2.3,1
.
86,3.486
10.05,1
.186,3








+≥
A

– hệ số tập trung tải trọng.
Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn K
tt
= 1
K
đ
– hệ số tải trọng động.
Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: K
đ
= 1,45
Suy ra hệ số tải trọng: K = 1 . 1,45 = 1,45
Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số
đã chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng cách trục A theo công
thức:
A = A
sb
.
3
sb
K
K
=
38,178
3,1
45,1
.172
3
=
(mm)
Chọn: A = 180 (mm)

+
răng
- Bánh 2: Z
2
= i.Z
1
= 3,86.24 ≈ 93 răng
Chọn: Z
1
= 24 răng ; Z
2
= 93 răng.
• Góc nghiêng β được tính chính xác theo công thức:
Cosβ=
( ) ( )
98,0
180.2
3.9324
.2
.
21
=
+
=
+
A
mZZ
n
→ β ≈ 12,84
o

= 2,52 (kW)
m
n
– môđun của bánh răng nghiêng. m
n
= 3
”-θ hệ số phản ánh khả năng tải. θ” = 1,5
y, Z, b, n – hệ số dạng răng, số răng, chiều rộng bánh răng và số vòng
quay trong 1 phút của bánh răng đang tính.
Z
1
= 24 ; Z
2
= 93
b
1
= 34 (mm) ; b
2
= 27 (mm)
n
1
= 502 ; n
2
= 130

78,25
)48,12(cos
24
cos
33


01,29
5,1.34.502.24.3.435,0
52,2.45,1.10.1,19
2
6
1
==
u
σ
(N/mm
2
) < [σ]
u1
= 92,37
- ứng suất uốn của bánh răng 2:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1
y
y
= 29,01.
46,24
516,0
435,0
=

2
)
Ứng suất tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (3-14) bảng 3-10 [1]
σ
tx
= =
( )
90,476
130.27.2,1
52,2.45,1.186,3
86,3.180
10.05,1
3
6
=
+
(N/mm
2
)
σ
txqt
=
qttx
K.
σ
Trong đó hệ số quá tải K
qt
= 1,80
σ
txqt

.K
qt
σ
uqt1
= σ
u1
.K
qt
= 29,01.1,80 = 52,22 (N/mm
2
) ≤ [σ]
uqt1
= 232 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u2
.K
qt
= 24,46.1,80 = 44,03 (N/mm
2
) ≤ [σ]
uqt1
= 208 (N/mm
2
)
⇒ Các bánh răng đủ bền khi chịu ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải.
11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
β
cos
.
2
2
Zm
d
n
=
=
)84,12cos(
93.3
= 279 (mm)
Chiều rộng bánh răng: b
1
= 27 (mm); b
2
= 34 (mm)
Khoảng cách trục: A =
5,175
2
27972
2
21
=
+
=
+
dd

2
- 2.m
n
- 2.c = 279 - 2.3 - 2.0,75 = 271,5 (mm)
12. Tính lực tác dụng:
Momen xoắn: M
x
=
n
N.10.55,9
6
=
24,47940
502
52,2.10.55,9
6
=
(Nmm)
- Lực vòng: F
t
=
67,1331
72
24,47940.2.2
==
d
M
x
(N)
- Lực hướng tâm: F

ch

= 300 (N/mm
2
) ; HB = 170 – 220 (chọn HB = 200)
- Bánh lớn (bánh 2), dự kiến đường kính phôi: 300 ÷ 500 mm.
Ta chọn thép 40 được thường hóa.
σ
bk
= 520 (N/mm
2
) ; σ
ch
= 260 (N/mm
2
); HB = 150 – 210 (chọn HB = 170)
2. Xác định ứng suất cho phép.
• ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k
N
’
Trong đó:
[σ]
Notx
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng việc lâu dài (N/mm
2

tđ
= N = 600.u.n.T
Với : T – thời gian làm việc của máy. T = 10
7
giờ
u – số lần ăn khớp của bánh răng khi bánh răng quay 1 vòng. u = 1
n – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng đang tính.
Nên suy ra: N
tđ
= 60.1.502.10
7
= 3,01.10
11
Do N
tđ
> N
0
nên ta chọn k’
N
= 1
Suy ra : [σ]
tx
= [σ]
Notx
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh 1:
[σ]
tx1
= [σ]
Notx
= 2,6HB = 2,6.200 = 520 (N/mm

1
= n
2
= 1,5
k
σ

- Hệ số tập trung ứng suất k
σ
= 1,8
k
N
’’ = 1 (vì N
tđ
≥ N
0
). N
tđ
được tính giống ở trên
σ
-1
– giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng.
Đối với thép ta có: σ
-1
= 0,43.σ
bk
Bánh nhỏ: σ
-1
= 0,43.600 = 258
Bánh nhỏ: σ

L
=
L
b

do bộ truyền chịu tải nhỏ nên ta chọn y
L
= 0,3 0,33(chọn y
L
= 0,31)
5. Xác định chiều dài nón L:
Theo công thức (3-11) tính sức bền tiếp xúc (bảng 3-10) [1] ta có:
( )
[ ]
3
2
2
6
2
..85,0
.
.
...5,01
10.05,1
.1
n
NK
i
iL
L

= 2,63 (kW).
K – hệ số tải trọng. K = 1,3
Suy ra:
( )
3
2
6
2
502.31,0.85,0
63,2.3,1
.
442.85,2.31,0.5,01
10.05,1
.185,2






−
+≥
L
= 88,49 (mm)
Chọn L = 90 (mm)
6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng:
Vận tốc vòng của bánh răng nón: CT 3-18 [1]

( )

Đối với bộ truyền có khả năng chạy mòn ta chọn K
tt
= 1
K
đ
– hệ số tải trọng động.
Tra theo bảng 3-13 [1] ta có: K
đ
= 1,45
Vậy hệ số tải trọng: K = 1.1,45 = 1,45
Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã
chọn sơ bộ (K = 1,3) nên ta phải tính lại chiều dài nón L theo công thức (3-21):

37,93
3,1
45,1
.90.
3
3
===
sb
sb
K
K
LL
(mm)
Lấy L = 94 (mm)
8. Xác định môđun và số răng:
• Môđun bánh răng:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 14

Chọn: Z
1
= 25 răng ; Z
2
= 72 răng.
• Chiều rộng bánh răng: b = ψ
L
.L = 0,31.94 = 29,14 (mm)
Lấy b = 30 (mm)
Tính chính xác chiều dài nón L theo công thức bảng 3- 5 [1].
L = 0,5. m
s
.
2
1
2
2
ZZ
+
= 0,5. 2,5.
22
7225
+
= 95,27 (mm).
Lấy L = 95 (mm)
Môđun trung bình:

( ) ( )
11,2
95


35,0
85,2
11
1
===
i
tg
ϕ
→ ϕ
1
= 19
o
33’
Số răng tương đương của bánh nhỏ:
Z
tđ1
=
)'3319cos(
25
cos
1
1
o
Z
=
ϕ
= 27
- Góc mặt nón lăn bánh lớn (bảng 3-5) [1]
85,2

Theo công thức (3-35) bảng 3-16 [1] ta có ứng suất sinh ra trong chân răng bánh
nhỏ:
bnZmy
NK
tb
u
.....85,0
..10.1,19
2
6
1
=
σ
=
30.1430.25.)11,2.(439,0.85,0
63,2.45,1.10.1,19
2
6
= 40,88(N/mm
2
) < [σ]
u1
=
92,37
Ứng suât uốn tại chân răng bánh lớn:
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
σ
u2
=

1
= 2,5.2,6.200 = 1300 (N/mm
2
)
- bánh 2: [σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.2,6.HB
2
= 2,5.2,6.170 = 1105 (N/mm
2
)
Ứng suât tiếp xúc quá tải: được tính theo công thức (3-14, bảng 3-10) [1]
σ
txqt
=
( )
2
3/26
0,85.b.n
.K.N1)(i
.
.0,5.b-L
1,05.10
+
i
=
( )
20,85.30.50

Bánh 2: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 (N/mm
2
)
Điều kiện quá tải khi chịu uốn:
σ
uqt1
= σ
u1
.K
qt
= 40,88.2 = 81,76 (N/mm
2
)

≤ [σ]
uqt1
= 240 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u2
.K
qt
= 24,71.2 = 49,42 (N/mm
2
)

Đường kính vòng chia (vòng lăn):
d
1
= m
s
.Z
1
= 2,5.25 = 62,5 (mm)
d
2
= m
s
.Z
2
= 2,5.72 = 180 (mm)
Đường kính vòng đỉnh:
D
e1
= m
s
.(Z
1
+2.cosϕ
1
) = 2,5.(25+2.cos(19
o
33’)) = 67,21 (mm)
SVTH: Nguyễn Vinh Tân - Lớp: 07C4B Trang: 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Thiết kế hộp giảm tốc
D

d
2.M
=
1
tb
x
.Zm
2.M
=
93,665
25.11,2
99,17563.2
=
(N)
- Lực hướng tâm: F
r1
= P
1
.tgα.cosϕ
1
= 665,93.tg(20
o
).cos(19
o
33’) = 228,41 (N)
- Lực dọc trục: F
a1
= P
1
.tgα.sinϕ

hóa) có giới hạn bền σ
b
= 600 (N/mm
2
).
2. Tính thiết kế trục về độ bền:
2.1 Tính sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức (7-2) ta có đường kính sơ bộ của trục:

3
.
n
N
Cd
sb
≥
Trong đó: d
sb
– đường kính sơ bộ của trục.
N – công suất bộ truyền
n – số vòng quay trong 1 phút của trục
C – hệ số tính toán, phụ thuộc [τ]
x
; ta lấy C = 120 để tính đường kính
đầu trục và trục truyền chung của hộp giảm tốc.
Trục I: N = 2,63 (kW)
n = 1430 (vg/ph)
⇒ d
1
=

42,2
.120
= 31,08 (mm) lấy d
3
= 35 (mm) ⇒ B
3
= 21

2.2 Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặc lực:
Các kích thước liên quan đến chiều dài trục:
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay: k
1
= 12
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k
2
= 7
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k
3
= 15
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n
= 17
Chiều dài được tính theo công thức trong bảng 10.4 [2]
Ta có:
Trục I:
- chiều dài mâyơ bánh răng côn: l
m13
= 1,3.d
1