LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ
khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.
Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm
quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hộp giảm tốc
hai cấp tốc độ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng
hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm
của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý
kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra
trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc
biệt là thầy Nguyễn Đức Thắng đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của
mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
Huế ngày..........tháng..........năm 2011
Sinh viên: Lê Văn Hiếu B
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 1 -
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................
.......................................................................................................................

4
)
2 01 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( A
0
)
3 01 Bản vẽ chế tạo ( A
3
) : Nắp ổ trên trục I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết
Gọi P
t
là công suất làm việc trên trục máy công tác ( KW )
P
ct
là công suất cần thiết ( KW )

η
là hiệu suất truyền động.
Ta có: P
ct
=
t
P
η
(1)
Công thức công suất làm việc trên trục công tác :

975
x bt

t
P
50× 229
⇒ = =
11.7 KWHiệu suất chung được tính theo công thức:
Hiệu suất chung được tính theo công thức:
•
4
3
3
2
21
...
ηηηηη
=
Theo bảng (2-1).
1
η
= 0,96 - Hiệu suất bộ truyền đai
97,0
2
=
η

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng
3
η

đc
≥
ct
P
1.2. Chọn động cơ
Động cơ phải có P
đc
≥
ct
P
; kết hợp các kết quả trên, tra (bảng 2P ) ta tìm được
động cơ điện AO2 – 62 – 2 ( động cơ điện không đồng bộ ba pha ) công suất động
cơ P
đc
= 17 KW; số vòng quay của động cơ: n
dc
= 2890 vg/ ph ( sách thiết kế chi
tiết máy bảng 2P trang 322 ).
1.3. Phân phối tỷ số truyền
Với động cơ đã chọn ta có: n
dc
= 2890 vg/ ph
P
dc
= 17 KW
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: i
c
=
2890
229

⇒ i
nh
.i
ch
=
d
c
i
i
=
12.6
2
= 6.3
Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn i
nh
= 1,3.i
ch

⇒ i
ch
= 2.2
⇒ i
nh
= 1,3
×
2.2 = 2.86
1.4. Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I ( trục dẫn) là:
P
I

1
=
2890
2
dc
d
i
i
= =
1445 ( vg/ ph)
- Tốc độ quay trên trục II là : n
2
=
1
1445
2.86
nh
n
i
= =
505 ( vg/ ph)
- Tốc độ quay trên trục III là : n
3
=
2
505
2.2
ch
n
i

6
.
12.86
1445
= 84991( N.mm)
- Mômen xoắn trên trục II là:
M
2
= 9,55.10
6
.
2
II
P
n
= 9,55.10
6
.
12.3
505
= 232604( N.mm)
- Mômen xoắn trên trục III là:
M
3
= 9,55.10
6
.
3
III
P

việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của
nhiệt độ và độ ẩm ), lại có sức bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở
các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.
2.2. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai
2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ D
1
Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc:
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 8 -
V
d
=
≤
1000.60
..
1
Dn
dc
π
V
max
= ( 30 ữ 35 ) m/s
⇒ D
1

35.1000.60
2890.3,14
≤ =
231 mm
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D

Số vòng quay thực của trục bị dẫn:
n’
2
= ( 1 – x ).
2
1
D
D
.n
dc
( công thức 5-8 trang 85 )
n’
2
= ( 1 – 0,02 ).
220
450
.2890 = 1384 ( vg/ph)
Kiểm nghiệm:
1
21
n
nn
n
′
−
=∆
.100% =
1455 1384
1455
−

4,1
F (mm
2
) 138
2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo điều kiện: 0,55.(D
1
+D
2
) + h
≤
A
≤
2.(D
1
+D
2
)
( Với h là chiều cao của tiết diện đai)
Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy.
Với : i = 2 chọn A = 1,2.D
2
= 1,2. 450 = 540 (mm)
2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Theo công thức (5-1)
L = 2.A +
2
π
(D
2

L
V
=
3
21,76
2800.10
−
= 7,8 < u
max
= 10 (m/s)
2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 2000 mm
Theo công thức (5-2):
A =
( ) ( )
[ ]
( )






−−+−++−
2
12
2
2121
.8..2..2.
8
1

1896 3172 (1896 1781) 459
8 8
 
+ = + =
 
mm
Kiểm tra điều kiện (5-19):
0,55.(D
1
+ D
2
) + h
≤
A
≤
2.( D
1
+ D
2
)
0,55.(220 + 450) + 10,5
≤
459
≤
2.(220 + 450)
379 (mm)
≤
459 (mm)
≤
1340 (mm)

0
> 120
0
⇒ Thoả mãn
2.7. Xác định số đai cần thiết
Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai
và bánh đai.
• Chọn ứng suất căng ban đầu σ
o
= 1,2 N/mm
2
và theo chỉ số D
1
tra bảng ta có các
hệ số:
[σ
p
]
o
= 1,91: ứng suất có ích cho phép ( bảng 5-17)
C
α
= 0,92 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm ( bảng 5-18)
C
t
= 0,8 : Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
C
v
= 0,94 : Hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 138 mm

+ Với bánh dẫn: D
n1
= D
1
+ 2.h
o
= 220 + 2.4,1 = 228,2 (mm)
+ Với bánh bị đẫn: D
n2
= D
2
+ 2.h
o
= 450 + 2.4,1 = 458,1 (mm)
2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
• Lực căng ban đầu với mỗi đai:
Theo công thức (5-25) ta có : S
o
= σ
o
.F
Trong đó: σ
o
: ứng suất căng ban đầu, N/mm
2
F: diện tích 1 đai, mm
2
.
⇒ S
o

2
= 450 (mm)
Đường kính ngoài bánh đai D
n1
= 228,2 (mm) D
n2
= 458,2 (mm)
Chiều rộng bánh đai B = 65 (mm)
Số đai Z = 3 đai
Chiều dài đai L = 2000 (mm)
Khoảng cách trục A = 459 (mm)
Góc ôm
α
1
= 151,5
o
Lực tác dụng lên trục R
d
= 1444,5 (N))
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên
3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp nhanh
Bánh răng nhỏ thép đã thường hóa:
Giả thiết đường kính phôi: (100
÷
300)
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 13 -
Giới hạn bền kéo :
bk

÷
196 (chọn HB1=160)
Ta chọn phôi chế tạo bánh răng nghiên là phôi rèn…
3.1.2. Xác định ứng suất cho phép, ứng suất uốn cho phép.
Theo công thức (3.3) số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng là

dt
N
=60.u.
h
t
.n
Trong đó: n : là số vòng quay trong 1 phút của bánh răng

h
t
: là thời gian làm việc của máy
u : lá số lần ăn khớp 1 răng khi bánh răng quay 1 vong : u=1
số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ.

d1t
N
=60.1.24960.1445=216,4.
7
10
Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn

d2t
N
=60.1.24960.505=75,6.

t
 
δ = δ
 
: KN’
Theo bảng (3-9) ta có
[ ]
0
xNot
δ
=2,6 HB
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ :

1 x
p
N t
 
δ
 
=2,6.190=494 N/
2
mm
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn :

2 x
p
N t
 
δ
 

2
mm
Vì bánh răng quay 1 chiều nên theo công thức (3.5)
=>ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ :
[ ]
0 1
1
. (1,4 1,6) . '
1,5.249,4.1
138,5
. . .
u
KN KN
n K n K n K
σ
σ
δ−
δ δ δ
÷
= = = =
N/
2
mm
ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn :
[ ]
1
2
(1, 4 1,6) . "
1,5.206,4.1
115

KN
i
i n
 
≥ ±
 ÷
 ÷
δ Ψ θ
 
trong đó: i =
1
2
n
n
=
1445
505
= 2,86 tỷ số truyền
n
2
= 505 (vg/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
P = 12.86 (KW): công suất trên trục I

θ
= 1,2 hệ số ảnh hưởng khản năng
⇒ A
≥

( )
2

π
π
(m/s)
Với n
1
số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V =
2.3,14.145.1445
60.1000.(2,86 1)+
= 5,86 (m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8
3.1.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Vì bánh răng có độ cứng HB<350 và tải trọng không đổi nên ta có:
K
tt
=1
Theo bảng (3-13) tìm được hệ số tải trọng K
d
=1,45
Hệ số tập trung tải trọng: K = K
tt
.K
d
= 1.1,45 = 1,45
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 16 -
Thấy tải trọng K = 1,45 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ
sb
K
= 1,3 nên ta tính lại

β
=15
o
=>
cos 0,96592
β
=
- Số răng bánh nhỏ: Z
1
=
2. cos
.( 1)
n
A
m i
β
+
=
2.150.0,96592
2.(2,86 1)+
= 37,1 (răng)
⇒ Chọn Z
1
= 37 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 38.2,86 = 108,7 (răng)
⇒ Chọn Z

2,5.
2,5.2
sin sin13 16
n
o o
m
β
= =
21,8
Chiều rộng bánh răng:- Chọn b
1
= 65 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng
nhỏ khoảng 5 ữ 10 mm nên chọn b
2
= 60 (mm)
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 17 -
3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
6
2
19,1.10 .
. . n b
n
KN
y m θ″.Ζ. .
Trong đó : K = 1,45: Hệ số tải trọng

- Số răng tương đương của bánh răng lớn:
Z
td2
=
2
cos
Z
β
=
2
109
cos
β
= 115 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σ
u1
=
6
2
19,1.10 .1,45.12,86
0,476.2 .1,5.37.1445.65
= 35,9 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u1

3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
[σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
Notx1
= 2,5.494 = 1235 (N/mm
2
)
+ Bánh răng lớn
[σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
Notx2
= 2,5.416 = 1040 (N/mm
2
)
Với: σ
txqt
=
( )
2
3
6
.
..1
.
10.05,1
nb

6
Ν
=
6
2
19,1.10 .1,45.12,86
0,476.2 .37.1445.65
= 53,8 (N/mm
2
)
13 16
o o
σ
uqt1
< [σ]
uqt1
⇒ thoả mãn
+ Bánh răng lớn
[σ]
uqt2
= 0,8. σ
ch
= 0,8.240 = 192 (N/mm
2
)
σ
uqt2
= σ
u1
.

o o
• Góc ăn khớp α
o
= 20
o
• Chiều rộng răng b
1
= 65 (mm)
b
2
= 60 (mm)
• Đường kính vòng chia d
c1
=
n
m
.z
1
= 2.37 = 74 (mm)
d
c2
=
n
m
.z
2
= 2.109 = 218 (mm)
• Khoảng cách trục A =
2
21 cc

= d
c1
– 2.m
n
- 2.c = 74 – 2.2 – 2.0,5 = 69 (mm)
D
i2
= d
c2
– 2.m
n
– 2.c = 218 – 2.2 – 2.0,5 = 213 (mm)
Bảng 3: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên cấp nhanh :
Thông số Giá trị
Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Số răng Z
1
= 37 răng Z
2
= 109 răng
Đường kính vòng chia d
c1
= 74 mm đ
c2
= 218 mm
Đường kính vòng đỉnh răng D
e1
= 78 mm D
e2
= 222 mm

Theo công thức (3-49) ta có:
- Lực vòng: P =
d
M
x
.2
=
6
2.9,55.10 .12,86
1445.74
= 2297 (N)
- Lực hướng tâm P
r
: P
r
=
. 20
cos13 16
o
o o
P tg
=
h
t
2297. 20
os13 16
o
o o
tg
c

td2
= 60.1.24960.229= 34,3.10
7
Theo bảng (3-9) ta chon số chu kỳ cơ sở N
o
= 10
7
⇒ N
td1
> N
o
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 21 -
N
td2
> N
o
Lại có: K’
N
=
6
td
o
N
N
K”
N
=
m
td

1
δ
=0,43.580 = 249,4 N/
2
mm
+ giới hạn mỏi của bánh răng lớn.

2
δ
=0,43.480 = 206,4 N/
2
mm
• Xác định ứng suất uốn cho phép:
[σ]
u
=
0 1
. (1,4 1,6) . '
. .
KN KN
n K n K
σ
δ−
δ δ
÷
=
Ứng suất uốn cho phép của
+ Bánh nhỏ: [σ]
u1
=

n
K
i
i
A
tx
θψσ
Ν








+≥
Trong đó: i =
2
1
n
n
=
1445
505
= 2,86: tỉ số truyền
θ = (1,15 ữ 1,35) chọn θ = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n
2
= 505 (vg/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn

=
i
nA
nd
sb
π
π
(m/s)
Với n
1
số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V =
2.3,14.145.1445
60.1000.(2,86 1)+
= 5,6(m/s)
Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8
3.2.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
Vì bánh răng có độ cứng HB>350 và tải trọng không đổi nên ta có:
tt
K
=1
Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng
d
K
=1,45
Vậy hệ số tải trọng k=
tt
K
.
d

β
=
15
o
=> cos
β
= 0,96592
- Số răng bánh nhỏ: Z
1
=
2 os 2.150.0,96592
.( 1) 2.3,86
n
Ac
m i
β
=
+
= 37,5 (răng)
⇒ Chọn Z
1
= 38 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z
2
= Z
1
.i = 38.2,86= 108,86 (răng)
⇒ Chọn Z
2
= 109 ( răng)

3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
SV thực hiện : Lê Văn Hiếu B GVHD : Nguyễn Đức Thắng
Lớp 09CDCK02 - 24 -
Theo công thức (3-3) có: σ
u
=
".....
..10.1,19
2
6
θ
bnZmy
K Ν
Trong đó : K = 1,45: Hệ số tải trọng
N = 12,86 (kW): Công suất của bộ truyền
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
m: Mô đun
Z
td
: Số răng tương đương trên bánh
b, σ
u
: Bề rộng và ứng suất tại chân răng
θ” : Hệ số ảnh hưởng khả năng tải . Chọn θ” = 1,5
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Z
td1
=

= 113 (răng)
⇒ Hệ số dạng răng bánh lớn: y
2
= 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
σ
u1
=
6
2
19,1.10 .1,45.12,86
0,476.2 .1,5.38.1445.45
= 50,5 (N/mm
2
)
Ta thấy σ
u1
< [σ]
u1
= 118 (N/mm
2
) ⇒ thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
σ
u2
= σ
u1
.
2
1