Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

LỜI NĨI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở
khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất đònh trong cuộc sống cũng như
trong sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói
hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến
thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ
khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công
việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể
hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ
lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và
hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với
một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Yến và các bạn trong
khoa đã giúp đỡ em trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh
khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được
hoàn thiện .
Sinh viên thực hiện
Phạm Thanh Hiệp – 08C4B

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thơng

Trang1



 Kn :Hiệu suất khớp nối ,  Kn =1

Các giá trị hiệu suất:  Br ,ηổ,  Kn được lấy từ bảng 2-1 sách thiết kế chi tiết

máy của

Nguyễn Trọng Hiệp-Nguyễn Văn Lẫm
2
2
 = ηổ 3 *  Br
* Kn

= 0.99 3 *0.96 2 *1= 0.89
Công suất cần thiết kế trên động cơ :
P đc =

PLv



=

7 .0
= 7.86 kW
0.89

2.1. Chọn động cơ
Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn P đc . Trong tiêu chuẩn động cơ điện có
nhiều loại thỏa mãn điều kiện này .
Ta chọn động cơ điện ký hiệu A02-52-4 (Động cơ che kín có quạt gió loại A02(AOJI2)),công

=

1450
100

=14.5

n    =100(v/ph) , n đc = n  =1450(v/ph)

Theo (2) ta có :

u th

u nh = u ch =

=

14,5

= 3.808

2.2.Xác định công suất, số vòng quay và mô men xoắn trên các trục
2.2.1.Số vòng quay
n  số vòng quay trên trục I
n  số vòng quay trên trục II
n    số vòng quay trên trục III
n    = n lv = 100 (v/ph).
n  = unh * n lv = 3.808*100 = 380.8 (v/ph).
n  = unh * n  = 3.808*380.8 = 1450 (v/ph).
2.2.2. Công suất


=

=

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

7.07
=7.44 (kW)
0.96 * 0.99

7.44
= 7.83 (KW)
0.96 * 0.99

2.2.3Mô men xoắn trên trục
TI :mô men xoắn trên trục I
TII :mô men xoắn trên trục II
T III :mô men xoắn trên trục III
TI= 9.55*10 6 *

p
7.83
 51570(Nmm)
 9.55*10 6 *
1450
n

TII =9.55 *10 6 *


U nh =3,808

U ch =3.808

n(vg/ph)

1450

380.8

100

P(kW)

7.83

7.44

7.07

T(Nmm)

51570

186586.13

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

675185


бch =240 (N/mm 2 )
HB = 160
Giả thiết đường kính phôi :300-500 mm
2.1.2 Định ứng sất cho phép
Số chu kỳ làm việc của bánh răng : N=số năm*số ngày*số giờ*60*số vòng
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :
N 4 =t b * 60*n    = 5*270*8*60*100=67.2*10 6
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
N3 = t b * 60*n  = 5*270*8*60*380.8 = 246758400
Vì N3,N4 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên
đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy K’N=K”N=1
a)Ứng suất tiếp xúc cho phép
[б]tx = [б]Notx*KN ' (3)
với : [б]Notx :Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2 ) khi bánh răng làm việc
lâu dài phụ thuộc vào HB
KN ' :hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang5


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Do N3,N4  No  KN ' =1
Tra bảng 3-9 TKCTM (NTH-NVL) P43 thay vào phương trình (3) ta được:
[б]tx3 = 2.6*HB = 2.6*200 = 520 (N/mm 2 ) :ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ
[б]tx4 = 2.6*HB =2.6*160 =416 (N/mm 2 )


[бu]4 =

1.5 * 201.6
 112(N/mm 2 )
1.5 * 1 .8

2.1.3 Chọn hệ số tải trọng k
Vì bộ truyền chế tạo bằng kim loại có khả năng chạy mòn,các ổ được bố trí đối xứng so với bánh
răng nên :K=1.3 (chọn sơ bộ)
2.1.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền là bánh răng trụ chịu tải trung bình  A=(0.3-0.45) nên chọn:  A =0.35
2.1.5Tính khoảng cách trục A ,tính theo sức bền tiếp xúc :
Bộ truyền bánh răng trụ bánh răng nghiêng nên áp dụng công thức:
1.05 *10 6 2
K *P
) *
 tx * u  A * ' * n

A  (uch  1)* 3 (

(5)

Do bộ truyền ăn khớp ngoài cho nên lấy dấu +

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang6



 1.81(m/s)

u  1 60 *1000 (3.808  1) * 60 *1000

Với vận tốc này ta tra bảng 3-14 TKCTM (NTH-NVL) P48 ta có cấp chế tạo của bánh răng cấp
9.
2.1.7 Định chính xác hệ số tải trọng K& khoảng cách trục A.
Hệ số tải trọng K được tính theo công thức:
K=Ktt*Kd
Ktt : hệ số tập trung tải trọng ,do tải trọng rung động nhẹ,bộ truyền có khả năng chạy mòn
(HB  350,v

2 .5 m n
sin 

chọn theo cấp chính xác 9,vận tốc vòng V
Chiều rộng bánh răng : b3 = 

A

*A = 0.35*218 =76.3 mm

Lấy b3 = 76 (mm)
Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện b>

2 .5 m n
2 .5 * 3
=
=55.42(mm)
sin  sin 7 0 46 '

2.1.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức :3.34 TKCTM (NTH-NVL) :
u =

19.1 * 10 6 * K * P
y * m n * z * n * b *  ''
2

  u  (6)

m : Mô đun pháp của bánh răng thẳng (mm)
y : Hệ số dạng răng
z :Số răng
P :Công suất của bộ truyền (Kw)
K :Hệ số tải trọng


Z4
114
=
=117.21
3
cos  (0.9908) 3

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Hệ số dạng răng tra bảng 3-18 CTM (NVL-NTH) p52 ta được :
Bánh nhỏ : y3=0.451
Bánh lớn : y4=0,517
Thay tất cả vào (6) ta được:
Ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ:
 u3 =

19.1 *10 6 *1.3 * 7.44
 34.95(N/mm 2 ) <  u 3  = 135.3 (N/mm 2 )  bền
2
0.451 * 3 * 30 * 380.8 * 76 *1.5

Ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng lớn:
 u 4 =  u3 *

y3
0.451
 30.49 (N/mm 2 ) <  u 4  = 112 (N/mm 2 )  bền
 34.95*
0.517

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang9


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Trong đó hệ số quá tải K=1.8,ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn
và bánh nhỏ
Kiểm nghiệm sức bền uốn [ công thức (3-38) và (3-42)]
Bánh nhỏ :
[  ] uqt 3 =34.95*1.8=62.91(N/mm 2 ) < [  ] uqt 3
Bánh lớn :
[  ] uqt 4 =30.49*1.8=54.882(N/mm 2 ) < [  ] uqt 4

2.1.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

Vòng cơ sở
Vòng lăn

Fr3 F3N4

Ft3
Vòng cơ sở

N3

Vòng lăn

mn * Z 4
3 * 114
=
=345.17(mm)
cos 
cos(7 0 46 ' )

90.84 * 345.17
 218.005(mm)
2

Chiều rộng của bánh răng : b3 = 76(mm)
Đường kính vòng đỉnh răng : De3= dc3+2*mn=90.84+2*3=96.84(mm)
De4= dc4 +2*mn=345.17+2*3=351.17(mm)
Đường kính vòng chân răng : Di3= dc3 - 2*mn – 2*c=90.84 – 2*3 – 2*0.75=83.34(mm)
Di4= dc4 - 2*mn – 2*c=345.17 – 2*3 – 2*0.75=337.67(mm)

Fr4
Fa4

Ft3

Fa3
Ft4
Fr3

Bánh 3 ( chủ động )
2.1.12 Tính lực tác dụng lên trục : dùng công thức 3-50 CTM (NVL-NTH) p54 ta được

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

2.2.1 Chọn vật liệu & cách nhiệt luyện
a) bánh 1 (bánh nhỏ): thép 45 thường hóa :tra bảng 3-8 TK (NTH-NVL) P40
cơ tính: бb = 600 (N/mm 2 )
бch =300 (N/mm 2 )
HB = 190
Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm
b) bánh 2(bánh lớn) :thép 35 thường hóa, tra bảng 3-8 TK (NTH-NVL) P40
cơ tính: бb = 480 (N/mm 2 )
бch =240 (N/mm 2 )
HB = 160
Giả thiết đừong kính phôi là 300 – 500 mm
2.2.2 Định ứng suất mỏi tiếp xúc & mỏi uốn cho phép
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :
N2 = t b * 60*n  = 5*270*8*60*380.8 = 246758400
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
N1 = = t b * 60*n  = 5*270*8*60*1450 = 939.6*10 6
Vì N1,N2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên
đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy K’ =K” =1
N

N

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang12


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Với bánh nhỏ :  u  1 =

1.5 * 252
 140 (N/mm 2 )
1 .5 * 1 .8

Với bánh lớn :  u  2 =

1.5 * 201.6
 112 (N/mm 2 )
1.5 * 1 .8

2.2.3 Chọn sơ bộ K :
Ta chọn sơ bộ K = 1.3
2.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :
Vì bộ truyền chế tạo bằng kim loại có khả năng chạy mòn,các ổ được bố trí đối xứng so với bánh
răng nên :K=1.3 (chọn sơ bộ)
2.2.5 Tính khoảng cách trục A
Bộ truyền bánh răng trụ bánh răng nghiêng nên áp dụng công thức:
K * PII
1.05 *10 6 2
) *
 tx * u
 A *  ' * n II

A  (uch  1)* 3 (

(8)

Do bộ truyền ăn khớp ngoài cho nên lấy dấu +

a)vận tốc vòng
v=

2 * A *  * nI
2 * 218 *  *1450

 6.88 (m/s)
(u  1) * 60 * 1000 (3.808  1) * 60 *1000

Tra bảng 3-11 TKCTM (NVL-NTH)  cấp chế tạo bánh răng là cấp chính xác 8.
2.2.7Định chính xác hệ số tải trọng:
K = Ktt*Kd
Ktt : Hệ số tập trung tải trọng, vì đây là bộ truyền có khả năng chạy mòn tốt,và v = 6.88 (m/s)


2 .5 m n
sin 

chọn theo cấp chính xác 8,vận tốc vòng V=(3-8) m/s,độ rắn của các bánh

răng HB  350,tra bảng 3-14 CTM (NVL-NTH) P-48 ta được: Kd = 1.3
K=Ktt*Kd=1*1.3=1.3
Vì hệ số K không chênh lệch so với K sơ bộ đã chọn nên không tính lại khoảng cách trục A và có
thể lấy A =218 (mm)
2.2.8 Xác định mô đun ,số răng ,chiều rộng bánh răng
mn = (0.01  0.02)*A = (0.01  0.02)*218 = 2.18  4.36 tra bảng 3-1 TKCTM (NTHNVL) P34 ta chọn mn = 3

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

2* A

Suy ra :  =7 0 46 '
Chiều rộng bánh răng : b1 = 

A

*A = 0.35*218 =76.3 mm

Lấy b1 = 76 (mm)
Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện b>

2 .5 m n
2 .5 * 3
=
=55.42(mm)
sin  sin 7 0 46 '

2.2.9 Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng:
Theo công thức :3.34 TKCTM (NTH-NVL) :
u =

19.1 * 10 6 * K * P
y * m n * z * n * b *  ''
2

  u  (9)

m : Mô đun pháp của bánh răng thẳng (mm)
y : Hệ số dạng răng

3
cos  (0.9908) 3

Bánh lớn : Ztđ4=

Z2
114
=
=117.21
3
cos  (0.9908) 3

Hệ số dạng răng tra bảng 3-18 CTM (NVL-NTH) p52 ta được :
Bánh nhỏ : y3=0.451
Bánh lớn : y4=0,517
Thay tất cả vào (9) ta được:
Ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ:
 u1 =

19.1 *10 6 *1.3 * 7.83
 9.66(N/mm 2 ) <  u1  = 140 (N/mm 2 )  bền
2
0.451 * 3 * 30 *1450 * 76 *1.5

Ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng lớn:
 u 2 =  u1 *

y3
0.451
 8.43 (N/mm 2 ) <  u 2  = 112 (N/mm 2 )  bền


(u  1) 3 * K * PI
1.05 * 10 6
1.05 *10 6
(3.808  1) 3 *1.8 * 7.83
*
=
=240.27(N/mm 2 )
*
'
A*u
218 * 3.808
1.5 * 76 * 380.8
 * b * nI

Trong đó hệ số quá tải K=1.8,ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với bánh lớn
và bánh nhỏ
Kiểm nghiệm sức bền uốn [ công thức (3-38) và (3-42)]
Bánh nhỏ :
[  ] uqt1 =9.66*1.8=17.388(N/mm 2 ) < [  ] uqt 3
Bánh lớn :
[  ] uqt 2 =8.43*1.8=15.174(N/mm 2 ) < [  ] uqt 4

2.2.11 Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
Các thông số hình học của bộ truyền tra bảng 3-2 CTM (NVL-NTH) p36 ta được:
mn = 3
z3 = 30 răng
z4 = 114 răng
Góc ăn khớp:  n = 20 0
Góc nghiêng :  =7 0 46 '

Trang17


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

banh2
0
Fr1 N2
F1
2

N1

Ft1

P

o
banh 1(chu dong)
1

2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục : dùng công thức 3-50 CTM (NVL-NTH) p54 ta được

Bánh 2
Fr2
Ft1
Ft2
Fr1


Fa2=Fa1=1509.07(N)
Chúng có phương chiều như hình vẽ

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang19


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
3.1Chọn vật liệu trục
Chọn thép 45 với những thuộc tính như sau:
 bk = 600 (N/mm 2 )
 ch = 300 (N/mm 2 )

HB = 200
Giả thiết đường kính phôi < 100 (mm)
3.2 Tính sức bền trục :
a)Tính sơ bộ trục
Vì ta mới chỉ biết được mô men xoắn nên dùng công thức sau:
d  C* 3

P
(8)
n


 40.46(mm) .
150

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang20


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Chọn theo tiêu chuẩn TKCTM (NVL- NTH) P 133

ta được

d III = 42(mm)

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng: Ta chọn d I = 20 (mm) để chọn loại ổ bi
Tra bảng 14p TKCTM (NVL- NTH) P 339
Ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung

D2

B

dbi

d
d2

Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Chiều dài mayơ nửa khớp nối : l m = (1.4  2.5)d (mm)
Chiều rộng ổ :B= 15(mm)
Sở dĩ lấy tương đối lớn như vậy vì cần phải làm bạc chắn mở để bảo vệ mở trong bộ phận ổ. Ở
đây không thể dung dầu bắn tung tóe để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc bộ truyền thấp hơn 3(m/s) .
Chiều rộng ổ :B= 15(mm)
TRỤC I: vẽ trục vào
Ft1 = 834 (N)
Fr1 = 303.55(N)
l m12
2

l 1 =l12 =

+ k3 + hn +

bo
2

=

2* dI
2

+ k3 + hn +

bo

= 363.92 (N)
55
D0

Tính phản lực ở gối trục :Từ hình vẽ ta có

m

Ay

= - F KN *l 1 - Fr1 * l2 + R By * l11 =0
 R By =

 Y = -R

Ay

Fr1 * l 2  FKN * l1 303.55 * 46.5  363.92 * 60.5
 388.52 (N)

93
l11

+ R By - Fr1+ F KN = 0

 R Ay = F KN - Fr1 + R By = 363.92 – 303.55 + 388.52= 448.89 (N)

m

Ax

M uxmm = R Bx * l3 = 417* 46.5 = 19390.5 (Nmm)
Lúc đó mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất m – m là :
Mum-m =

2
2
2
 26502.42(Nmm)
M uxm
 m  M uym  m  18066.18  19390.5

2

Tính đường kính trục ở tiết diện n-n:
Mô men tương đương là:
M tdn n =

Áp dụng công thức : dIn-n 

Với :  =

22017.16 2  0.75 * 40031.512 = 41068.8(Nmm)

2
2
=
M un
 n  0.75 * TI

3


26502.42 2  0.75 * 40031.512 = 43637.94(Nmm)

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang24


Đồ án chi tiết máy

GVHD:PGS.TS.Nguyễn Văn Yến

Áp dụng công thức (9) : dIn-n 
 dIn-n 

3

3

M td
0.1 *  * (1   4 )
43637.94
= 19.06 (mm)
0.1 * 63

Lấy theo tiêu chuẩn dIn-n = 20(mm) nhưng do trục có lắp then vì vậy nên ta chọn dIn-n = 22 (mm)

SVTH: Phạm Thanh Hiệp – 08C4B –Khoa Cơ Khí Giao Thông

Trang25