đồ án cơ sở thiết kế máy

Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
I /TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1. Chọn động cơ điện
Để đáp ứng yêu cầu của hệ thống ta chọn loại động cơ điện xoay chiều không đồng
bộ ba pha có rôto ngắn mạch do nó có kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, làm
việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện,
hiệu suất vào và công suất làm việc phù hợp với hệ thống…
Ta chọn động cơ theo ba chỉ tiêu cơ bản sau:
-Công suất của Động cơ > Công suất cần thiết ( P
đc
> P
ct
)
-Momen quá tải T
qt
≤ T
max
-Số vòng quay/phút của động cơ: n
đc
≈ n
sb
a. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
Công suất cần thiết được tính theo công thức:
P
ct
= 
P
lv
: Công suất trên trục công tác
P

lv
= (kW)
F - Lực kéo xích tải: 8250 N
v- Vận tốc xích tải: 0,35 m/s
 P
lv
= = 2,8875 kW
β: Hệ số tải trọng tương đương
β=
P
i
– Công suất ở chế độ làm việc thứ i
P
1
- Công suất lớn nhất hoặc tác dụng lâu dài nhất
t
i
– Thời gian làm việc ở chế độ P
i

t
ck
– Thời gian làm việc trong 1 chu kì
β= = 0,7653
η: Hiệu suất toàn bộ hệ thống
η= η
đ
.η
BR
.η

x
.
η
đ
- Hiệu suất của bộ truyền đai thang

: 0,95 0,96
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 1
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
η
BR
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng

: 0,96 0,98( Bánh răng trụ )
η
BR
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: 0,95 0,97(Bánh răng côn)
η
x
- Hiệu suất của bộ truyền xích: 0,90 0,93
η
ol
- Hiệu suất của một cặp ổ lăn: 0,99 0,995
Hộp giảm tốc của ta dùng bánh răng côn nên ta chọn như sau:
η
đ
= 0,95
η

BR
= 0,95
η
x
= 0,90
η
ol
= 0,99
 η = 0,950,950,90= 0,7881
Thay P
lv
, η , β vào (1) ta được Công suất cần thiết:
P
ct
= = 2,8 (kW)
b. Xác định số vòng quay sơ bộ của Động cơ :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức:
n
sb
= n
lv
.u
ht
(2)
n
lv
- Số vòng quay trục công tác, ở đây ta tính theo công thức của xích tải:
n
lv
= = = 34,81 (vòng/phút)

v-Vận tốc xích tải (m/s)
z-Số răng đĩa xích tải
p-Bước xích tải (mm)
u
ht
- Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống
u
ht
= u
đ
.u
BR
.u
x
u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: 3 5
u
BR
- tỉ số truyền của bánh răng trụ: 3 5
u
BR
- tỉ số truyền của Bánh răng côn: 2 4
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: 2 5
Ta chọn u
đ
=5 ; u
BR

=4 ; u
x
=4
u
ht
= 5 4 4 = 80
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 2
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Thay n
lv
và u
ht
vào (2) ta được Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= 34,81 80 = 2784,8 (vòng/phút)
c. Chọn động cơ:
Động cơ của ta chọn phải thỏa mãn 3 điều kiện sau:

Từ các thông số tính toán ta có kết quả chọn động cơ:
Theo BẢNG P1.1 : CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA ĐỘNG CƠ ĐIỆN K
Giáo trình: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ,tập 1
(tác giả: Trịnh Chất,Lê Văn Uyển)
Ta chọn động cơ có thông số như sau:
Kiểu
động cơ
Công suất Vận tốc quay
Vòng/phút

η
%
Cos
ϕ
dn
k
I
I
dn
k
T
T
Khối
lượng
(kg)
d
φ
(mm)
kW mã
lực
50Hz 60Hz
K112M
2
3 4,0 2890 3462 83,5 0,90 7,0 2,5 42 28
d. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:
- Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi mở máy, mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động cơ
( T<T
k
) nếu không động cơ sẽ không chạy.

- Áp dụng công thức:
T
đc
= = = 9,9135 Nm
- Tính các mômen mở máy, mômen lớn nhất, mômen nhỏ nhất trên trục động cơ:
T
mm
= 1,5T
đc
= 1,5 x 9,9135 = 14,9 Nm
T
max
= 2,2T
đc
= 2,2 x 9,9135 = 24,8 Nm
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 3
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
T
min
= 0,5T
đc
= 0,5 x 9,9135 = 4,9 Nm
- Mômen cho phép của động cơ không đồng bộ ba pha:
T
cp
= 0,81. T
max
= 0,81 x 24,8 = 20,1 Nm

- Mômen cản của động cơ:
T
cản
= = = 12,1 Nm
- Mômen quá tải cực đại của động cơ:
T
maxqt
= 1,5.T
cản
= 18,2 Nm
Như vậy ta có:
P
ct
= 2,8 (kW) < P
đc
= 3 (kW)
T
mm
= 14,9 (Nm) > T
cản
= 12,1 (Nm)
T
cp
= 20,1 (Nm) > T
maxqt
= 18,2 (Nm)
* Kết luận:
Động cơ đã chọn thỏa mãn các điều kiện làm việc của hệ thống. Đảm bảo vận
hành hệ thống dẫn động băng tải tốt.
2.Phân phối tỉ số truyền

Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ
thống.
u
ht
= = = 83 = u
đ
.u
BR
.u
x
Với: u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: 3 5
u
BR
- tỉ số truyền của Bánh răng côn: 2 4
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: 2 5
Ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai thang u
đ
=5
tỉ số truyền của Bánh răng côn u
BR
=4
 tỉ số truyền của bộ truyền xích : u
x
= = = 4,15
3.Xác định thông số các trục :
a, Thông số vòng quay:

-Số vòng quay động cơ:
n
đc
= 2890 (vòng/phút)
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 4
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
-Số vòng quay trên trục I:
n
I
= = = 578 (vòng/phút)
-Số vòng quay trên trục II:
n
II
= = = 144 (vòng/phút)
-Số vòng quay trên trục công tác:
n
lv
= = = 34,8 (vòng/phút)
b,Công suất:
-Công suất của động cơ:
P
đc
= P
ct
= 2,8 kW
-Công suất trên trục I:
P
I

= P
đc
.η
đ
.η
ol
= 2,8 x 0,95 x 0,99 = 2,6 kW
-Công suất trên trục II:
P
II
= P
I
.η
BR
.η
ol
= 2,6 x 0,95 x 0,99 = 2,4 kW
-Công suất làm việc trên xích tải:
P
lv
= P
II
.η
x
.η
ol
= 2,4 x 0,90 x 0,99 = 2,1 kW
c,Momen xoắn trên các trục:
T
i

=9,55.10
6
.
-Momen xoắn trên trục động cơ:
T
đc
= 9,55.10
6
. = 9,55.10
6
. = 9253 (N.mm)
-Momen xoắn trên trục I
T
I
= 9,55.10
6
. = 9,55 .10
6
. = 42958 (N.mm)
-Momen xoắn trên trục II:
T
II
= 9,55.10
6
. = 9,55 .10
6
. = 158616 (N.mm)
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 5
Trường ĐH SPKT Hưng Yên

Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
-Momen xoắn trên xích tải:
T
lv
= 9,55.10
6
. = 9,55 .10
6
. = 576293 (N.mm)
* BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN :
Trục
Thông số
Động cơ I II Công tác
u u
đ
= 5 u
BR
= 4 u
x
= 4,15
n (vòng/phút) 2890 578 144 34,8
P (kW) 2,8 2,6 2,4 2,1
T (N.mm)
9253 42958 158616 576293
II / TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
 Bộ truyền đai :
*Thông số đầu vào:
-Đặc tính làm việc: Nhẹ
-Số ca làm việc: 01
-Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 45

0
- P
1
=P
đc
=2,8 kW
n
1
=n
đc
=2890 vòng/phút
u
đ
=5
*Tính toán :
1.1-Chọn loại đai : Đai thang
Tra bảng 4.13-Các thông số của đai hình thang (Giáo trình Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí-Trịnh Chất,Lê văn Uyển) dựa vào yêu cầu thông số đầu vào ta
chọn đai thang bình thường loại Б với các thông số của đai như sau:
Loại đai Kích thước tiết diện (mm) Diện tích
tiết diện
Đường
kính
bánh đai
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 6
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
A (mm
2

) nhỏ d
1
(mm)
b
t
b h y
0
Đai hình
thang thường.
Ký hiệu : Б
14 17 10,5 4,0 138 140-280
Hìn
h vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:
45°
14
17
10,5
4
1.2 -Xác định đường kính bánh đai chủ động :
Ta chọn đường kính bánh đai theo tiêu chuẩn, dựa vào bảng trên ta chọn
d
1
= 140 mm
 Vận tốc đai: v= = = 21 m/s
Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép v
max
= 25 m/s
(đối với loại đai thang thường).
Đường kính bánh đai lớn:
d

2
=
u
đ
- tỉ số truyền
ε - hệ số trượt 0,01 – 0,02 ( ta chọn ε=0,01 )
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 7
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
 d
2
= = 707 ( mm)
Theo bảng 4.21 sách TTTK HDĐCK I trang 63 ta chọn d
2
theo tiêu chuẩn:
Chọn d
2
=630 mm
1.3-Khoảng cách trục sơ bộ:
Ta chọn theo bảng 4.14 dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d
2
:
u 1 2 3 4 5 6
a/d
2
1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85
Ta có d
2
=630 mm

u
đ
=5
 a= d
2
.0,9 = 630 x 0,9 = 567 (mm)
a tính được thỏa mãn điều kiện 0,55(d
1
+ d
2
) a 2(d
1
+ d
2
)
1.4-Chiều dài đai: chiều dài đai được tính từ khoảng cách trục a đã chọn:
l=2a + π(d
1
+d
2
)/2 + /4a
= 2
.
567+π(140+630)/2+(630-140)= 2834 mm
Ta quy tròn theo tiêu chuẩn(bảng 4.13) l=3000 mm
 i=v/l= 24000/3000 = 8< i
max
=10
 Vậy tuổi thọ của đai đạt tiêu chuẩn.
Ta tính chính xác lại khoảng cách trục a :

Ta có: a=(λ+)/4
λ =l-π(d
1
+d
2
)/2 = 1790
Δ = (d
2
-d
1
)/2 = 245
=> a = 860 ( mm)
1.5-Góc ôm α
1
:
α
1
= 180
o
– (d
2
– d
1
)57
o
/a = 147,5
o
> 120
o
1.6-Xác định số đai:

Số đai z được tính theo công thức:
Z=P
1
K
đ
/([P
o
]C
α
C
l
C
u
C
z
)
P
1
- Công suất trên trục bánh đai chủ động. 2,6 kW
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 8
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
[P
o
]- Công suất cho phép, xác định bằng thực nghiệm ứng với bộ truyền có số
đai z=1; chiều dài đai l
o
, tỉ số truyền u= 1 và tải trọng tĩnh, trị số của [P
o

] đối
với đai thang cho trong bảng 4.19.
Chọn [P
o
] = 2,61
K
đ
– Hệ số tải trọng động,tra bảng 4.7
K
đ
= 1,1
C
α
- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
, tra bảng 4.15.
C
α
= 0,92
C
1
– Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, trị số của C
1
phụ thuộc tỉ số
chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài đai l
o
lấy làm thí nghiệm(l
o

lấy trong bảng 4.19 và 4.20) cho trong bảng 4.16.

l
o
= 2240 -> l/l
o
= 3000/2240=1,3 vậy C
1
= 1,04
C
u
– Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ( u tăng làm tăng đường kính
bánh đai lớn ,do đó đai ít bị uốn hơn khi vào tiếp xúc với bánh đai này), trị số
của C
u
cho trong bảng 4.17.
C
u
= 1,14
C
z
– Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai, trị số cho trong bảng 4.18.Khi tính có thể dựa vào tỉ số P
1
/[P
o
] = z’ để tra
C
z
trong bảng 4.18.
C
z

= 1
=> z = = 1
1.7- Bề rộng của bánh đai: )
B=(z-1)t + 2e = (1-1)19 + 2 x 12,5 = 25 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai (với h
o
= 4,2)
+ Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
d
a1
=d
1
+2h
0
= 140 +2.4,2=148,4 (mm)
+Đường kính ngoài của bánh đai lớn là:
d
a1
=d
2
+2h
0
= 630 +2.4,2= 638,4 (mm)
(t,e,h
o
tra trong bảng 4.21)
1.8-Lực tác dụng lên trục:
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 9
Trường ĐH SPKT Hưng Yên

Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Lực căng trên đai:
F
o
= 780P
1
K
đ
/(vC
α
z) + F
v
F
v
- Lực căng do lực li tâm sinh ra
F
v
= q
m
v
2

q
m
-khối lượng 1 mét chiều dài đai,tra bảng 4.22 q
m
= 0,178 kg/m
v- vận tốc vòng , 21 m/s
F
v

= 0,178 x 21
2
= 78,5 (N)
=> F
o
= + 78,5 = 124,3 (N)
Lực tác dụng lên trục: F
r
= 2F
o
zsin(α
1/2
)
= 2 x 124,3 x 1 x sin( 147,5
o
/2)
= 238,7 (N)
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc:
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1

n
1
1
45°
1
45°
O
2
d
2
2
2
n
2
Mặt cắt của đai:
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 10
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
B
t
d
d
a
ho
h
* Bảng thông số của bộ truyền đai:
Khoảng cách trục a 567 mm
Góc ôm α
1

147,5
o
Đường kính bánh đai nhỏ d
1
140 mm
Đường kính bánh đai lớn d
2
630 mm
Bề rộng của bánh đai B 25 mm
Chiều dài đai l 3000 mm
2. Bộ truyền xích.
*.Số liệu đầu vào .
-Đặc tính làm việc : Nhẹ
-Số ca: 01 ca
-Góc nghiêng:45
0
-Tỷ số truyền: u
x
=4,15
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 11
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
-Công suất ,số vòng quay, momen xoắn ở trục chủ động là:
(P
II
=2,4(kW) ;n
II
=144(v/p) ;T
I

=158616(Nmm).
*.Trình tự tính toán.
2.1. Chọn loại xích.
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn xích ống-con lăn 1dãy, gọi tắt là xích con lăn một
dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành rẻ và có độ bền mòn cao.
2.2.Xác định thông số của bộ truyền xích
A- Chọn số răng của đĩa xích:
Số răng của đĩa xích nhỏ được xách định theo công thức
Z
1
=29-2.u 19 (T80- sách TTTKHDĐCK-Tập 1)
Với u
x
=4,15 ta có: Z
1
=29-2.4,15=20.7 thỏa mãn điều kiện
=> Z
1
= 21 (răng)
Số răng của đĩa xích lớn:
Z
2
=U.Z
1
Z
max
( với Z
max
=120 (đối với xích con lăn)).
=> Z

2
=4,15.21=87 (răng) <120 (thỏa mãn)
B-Xác định bước xích:
Theo công thức 5.3 trang 81 sách TTTKHDĐCK-tập 1:
P
t
=
z n
P.K.K .K
≤ [P]
Với: P
t
; P; [P] :công suất tính toán, công suất cần truyền, công suất cho phép (kw).
• K
z
: là hệ số răng ( Với : K
z
= Z
01
/Z
1
= 25/21= 1,19)
• K
n
: là hệ số vòng quay (Với : K
n
= n
01
/n
1

= 576/144 =4)
• Hệ số K được tính theo công thức:
K=K
O
.K
a
.K
đc
.K
bt
.K
đ
.K
c
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 12
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
K
o
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
(K
0
=1)
K
a
: Hệ số kể đến khoảng các trục và chiều dài xích.
Với a= (3050)p chọn K
a
=1.

K
đc
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.
K
đc
=1
K
bt
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.
K
bt
=1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu)
K
đ
: Hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng.
K
đ
=1( bộ truyền làm việc êm)
K
c
:Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. K
c
=1,25 (là việc 01 ca)
Thay số vào ta tính được:
K=1.1.1.1,3.1.1,25= 1,625
Vậy ta có : P
t
= 2,4.1,625.1,19.4=18,564(kW)
Tra bảng 5.5 sách TTTKHDĐCK Tập 1 trang 81 với n
01

=200(v/ph) ta được:
p=31,75mm ; B=27,46mm ; d= 9,55mm,
thỏa mãn điều kiện bền mòn P<P
max
.
C-Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Chọn a=40p=40.31,75=1270mm
Ta xác định số mắt xích theo công thức 5.12
X= +0,5(Z
1
+Z
2
)+

⇒ X= 2.40 + 0,5(21+87) +
76,136
1270.4
75,31.)2187(
2
2
=
−
π
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 13
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Vậy ta lấy số mắt xích chẵn là X=136
D-Tính lại khoảng cách trục:
Theo công thức 5.13 ta có :

a= 0,25p {x
c
- 0,5(z
1
+z
2
)+
}]
)(
[2)](5,0[
2
12
2
21
π
zz
zzx
c
−
−+−
⇒ a =0,25.31,75{136 - 0,5.(21+87)+

}]
)2187(
[2)]8721(5,0136[
22
π
−
−+−
 = 1257,5(mm)

Để xích chịu lực căng không quá lớn nên giảm a đi một lượng bằng
a= 0,004a= 0,004.1257,5= 5,03(mm)
Do đó khoảng cách trục thực tế là: a= 1257,5-5,03 = 1252,47 (mm).
E-Kiểm nghiệm va đập của xích:
- Số lần va đập của xích được tính theo công thức 5.14 :
= =1,48<i] =25 (theo bảng 5.9 sách TTTKHDĐCK Tập 1)
F -Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức 5.15 GT TTTKHDĐCK Tập 1 ta có:
≥ [s] Trong đó:
• Q -là tải trọng phá hỏng (N) tra bảng 5.2 trang 78 sách TTTKHDĐCK Tập 1 Ta
có Q= 88,5 (KN) = 88500 (N); khối lượng 1 mét xích q= 3,8(kg).
• K
đ
-hệ số tải trọng động K
đ
= 1,2 chế độ làm việc trung bình.
• F
t
- lực vòng F
t
= với : V là vận tốc vòng của xích.
V = =1,6 (m/s)
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 14
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
⇒ F
t
=1000.2,4/1,6= 1500 (N)
• F

o
- lực căng do bánh xích bị động gây ra:
F
o
= 9,81.k
f
.q.a (theo 5.16 trang 85)
Trong đó: - k
f
:là hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền k
f
= 2
ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc 45
0
so với phương nằm ngang.
⇒ F
o
= 9,81.2.3,8.1257,5= 93,75(N)
F
v
- lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc F
v
= qv
2
=3,8.1,6
2
=9,728
Vậy chúng ta tính được:
S= =46,5
Tra bảng 5.10 trang 86 sách TTTKHDĐCK Tập 1 với n

o1
=200(v/p) ta được:
=8,5 ⇒ s= 46,5> vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
G-Xác định thông số của đĩa xích.
a.Xác định đường kính của đĩa xích.
Theo công thức 5.17 và tra bảng 14-4b Trang 20 tập 2 ta xác định được các thông số
sau:
- Đường kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
= = = 213,03 (mm)
d
2
= = = 879,44 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh răng của đĩa xích :
d
a1
= p[0,5 +cotg(π/Z
1
)] = 31,75[0,5 +cotg (π/21)] = 226,52(mm)
d
a2
= p[0,5 +cotg(π/Z
2
)] = 31,75[0,5 +cotg (π/87)] = 892,18(mm)
- Đường kính vòng chân răng đĩa xích : d

f
= d-2r
Với r = 0,5025d
l
+0,05 = 0,5025.19,05+ 0,05 = 9,62mm
⇒ d
f1
= d
1
- 2r = 213,03 - 2.9,62 = 193,79 (mm)
d
f2
= d
2
- 2r = 892,18 - 2.9,62 = 872,94 (mm)
b. Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc răng đĩa xích 
Răng đĩa xích được kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 5.18.
σ

≤σ


Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 15
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
-[σ
H
] : ứng suất tiếp cho phép :
Chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện đạt HB170 tra theo bảng 5.11 sách

TTTKHDĐCK - trang 86 ta có :
[σ
H
] = 600 MPa
Hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng: Với Z
1
= 21 => k
r1
= 0,48
Z
2
= 87 ⇒ k
r2
= 0,22
-A: Diện tích chiếu của bản lề = 262 mm
2
: Tra bảng 5.12 với p = 31,75 mm.

-K
đ
: Hệ số tải trọng động : K
đ
= 1 - Bộ truyền làm việc nhẹ.
-E =
( )
1 2
1 2
2E E
E + E
: Môđun đàn hồi tương đương.

với E
1
,E
2
lần lượt là môđun đàn hồi vật liệu con lăn và răng đĩa
Chọn vật liệu làm con lăn và đĩa xích đều là thép : E = 2,1.10
5
MPa
-F
vđ
: Lực va đập trên m = 1 dãy xích :
F
vđ
= 13.10
-7
n
II
p
3
m = 13.10
-7
.144.31,75
3
.1= 0,189 (Mpa)
-K
d
: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
Vì Chọn xích 1 dãy nên ⇒ k
đ
= 1

- F
t
=1000.2,4/1,6= 1500 (N)
Suy ra :
σ
H1
=0,47.
1.262
10.1,2)189,01.1500(48,0
5
+
=357,1 MPa ≤ [σ
H
]
σ
H2
=0.47.
1.262
10.1,2)189,01.1500(22,0
5
+
= 241,7 MPa ≤ [σ
H
]
H-Tính lực tác dụng lên trục.
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức :
F
r
= k
x

F
t
Với k
x
: Hệ số xét đến trọng lượng xích : Bộ truyền đặt nằm ngang ⇒ k
x
= 1,15
⇒ F
r
=1,15. 1500 =1725 (N)
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 16
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
I-Bảng tổng hợp số liệu về bộ truyền xích.
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích xích con lăn
Bước xích p 31,75 mm
Số mắt xích X 136
Khoảng cách trục a 1257,5 mm
Số răng đĩa xích Z
1
Z
2
21
87
Vật liệu đĩa xích Thép 45 tôi cải thiện
Thép 45 tôi cải thiện
Đường kính vòng
chia

d
1
d
2
213,03 mm
879,44 mm
Đường kính vòng
đỉnh
d
a1

d
a2
226,52 mm
892,18 mm
Bán kính đáy R 9,62 mm
Đường kính chân
răng đĩa xích
d
f1
d
f2
193,79 mm
872,94 mm
Lực tác dụng lên
trục
F
r
1725 (N)

Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 17
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
3. Thiết kế bộ truyền trong-bánh răng côn:
3.1.Thông số đầu vào:
-Đặc tính làm việc : Nhẹ
-Số ca: 1 ca
-Góc nghiêng:45
0
-Tỷ số truyền: u
x
=4,15
-Công suất P
1
= 2,6 ; momen xoắn T
1
= 42958 ; số vòng quay của trục chủ động
n
1
= 578
3.2.Tính toán:
A.chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P
dc
dm
= 5,5 Kw) ,
ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350,
bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng
chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó,

cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ
rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
H
1
≥ H
2
+ (10…15)HB.
Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:
• Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 18
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
+ Độ rắn: HB = (241…285) ;
+ Giới hạn bền: σ
b1
= 850 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σ
ch1
= 580 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB
1
= 245 MPa
• Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn : HB = (192…240) ;
+ Giới hạn bền : σ
b2
= 750 Mpa ;

+ Giới hạn chảy : σ
ch2
= 450 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB
2
= 230 Mpa
B. Xác định ứng suất cho phép:
a- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[
σ
H
] =
HLxHVR
H
o
limH
KK
S
ZZ
σ
Trong đó:
+) σ°
Hlim
: ứng suất tiếp xúc cho phép:
Tra bảng 6.2 sách TTTKHDĐCK - trang 94 có
σ°
Hlim
= 2HB + 70
σ°
Hlim1

= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
σ°
Hlim2
= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
+) S
H
: Hệ số an toàn tính về tiếp xúc :
Tra bảng 6.2 sách TTTKHDĐCK - trang 94 có : S
H
= 1,1
+) Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng :
+) Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng:
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 19
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
+) K
xH
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng:
Chọn sơ bộ : Z
R
.Z

v
.K
xH
= 1
+) K
HL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ xác định
theo công thức:
K
HL
=
Trong đó :
- N
HO
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo công thức 6.5 sách HDTK HDĐ CK - trang 93 :
N
HO
=
2,4
HB
H30

⇒ N
HO1
=
2,4
HB1
H30
= 30.245

2,4
= 1,626.10
7
⇒ N
HO2
=
2,4
HB2
H30
= 30.230
2,4
= 1,397.10
7
- N
HE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Theo công thức 6.7 sách TTTKHDĐCK - trang 93 : 

 !"#$%"&'()*+,-./+"&012!
 $%34.012567),'.8.9+
 -:-;"#3<=)>8/567),'.
 +)?."#3<+,-.+@.)>8/+A
B67),'.)C!DEFG34.*)H+
67),'."!DEE34.*)H+
I JKGKJFGJJLL
JKGKJ
Suy ra : N
HE1
> N
HO1

⇒ lấy
1 1HE HO
N N= →
K
HL1
= 1

2 2 2 2 2
1
HE HO HE HO HL
N N N N K> → = → =
Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép:
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 20
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
[σ
H
] =
HLxHVR
H
o
limH
KK
S
ZZ
σ
[σ
H1
] =

560
.1.1
1,1
= 509,09 MPa
[σ
H2
] =
530
.1.1
1,1
= 481,82 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh răng côn thẳng nên :

[ ] [ ]
1 2
min( , ) 481,82
H H H
MPa
σ σ σ
= =
b-Ứng suất uốn cho phép:
[σ
F
] =
o
lim
R S xF FC FL
F
K K K
S

F
Y Y
σ
Trong đó:
+ σ°
Flim
: ứng suất uốn cho phép:
Tra bảng 6.2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có
σ°
Flim
= 1,8HB
σ°
Flim1
= 1,8HB
1
= 1,8.245 = 441 MPa
σ°
Flim2
= 1,8HB
2
= 1,8.230 = 414 MPa
+ S
F
: Hệ số an toàn tính về tiếp uốn :
Tra bảng 6.2 sách HDTK HDĐ CK - trang 94 có : S
H
= 1,75
+ Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.

+ Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ K
xF
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ : Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
+ K
FL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng xác định theo công
thức :
K
FL
=
Trong đó :
+ N
FO
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
+ N

FE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 21
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Theo công thức 6.8 sách HDTK HDĐ CK - trang 93 : 
MM
!"#$%"&'()*+,-./+"&012!
$%34.012567),'.8.9+
N:-;"#3<=)>8/567),'.
+)?."#3<+,-.+@.)>8/+A
N:-;"#3<=)>8/567),'.
M6O58P?.-.C()+)Q3R1%M
MM

JJJKGJJKJJJ

JJLJJKGJLJKJLJJ
FL
Suy ra : N
FE1
> N
FO1
⇒
lấy
1 1FE FO
N N= →
K
FL1

= 1

2 2 2 2 2
1
FE FO FE FO FL
N N N N K> → = → =
Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
F
] =
o
lim
R S xF FC FL
F
K K K
S
F
Y Y
σ
[σ
F1
] = .1.1 = 252 (MPa)
[σ
F2
] = .1.1 = 236,57 (Mpa)
Đây là bộ truyền bánh răng côn thẳng nên :
[σ
F
] = min([σ
F1

] ,
[σ
F2
]) =236,57 (Mpa)
c-Ứng suất quá tải cho phép :
Theo công thứ 6.13 và 6.14 trang 95-96 sách TTTK HDĐCK:
[σ
H
]
max
= 2,8σ
CH2
= 2,8.450 = 1260 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
CH1
= 0,8.580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
CH2
= 0,8.450 = 360 Mpa

C- Xác định các thông số :
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2

Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 22
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
a-Chiều dài côn ngoài :
Theo công thức 6.52a trang 112 (GT TTTKHDĐCK I) ta có:
R
e
=
3
β
σ
1
H
2
R
H
be be
T K
K u + 1
(1- K )K .u[ ]2
Trong đó :
+ K
R
: Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng : K
R
= 0,5K
đ
K
đ
: Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng

thép K
đ
= 100 MPa
1/3
⇒ K
R
= 0,5.100 = 50 MPa
1/3
+ K
be
: Hệ số chiều rộng vành răng
K
bc
= b/R
c
= 0,25 … 0,3
(trị số nhỏ dùng khi u > 3, trị số lớn dùng khi u ≤ 3).
⇒ Chọn K
be
= 0,25
+ K
H
β
: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Với bánh răng côn có :. = = 0,593
Tra bảng 6.21 sách TTTK HDĐ CK tr113 ⇒ K
H
β

= 1,23

+ T
1
= 103832 Nmm : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động
+ [σ
H
] = 481,82 MPa
Thay vào công thức trên ta được :
R
e
= 172,48 mm
b- Số răng bánh nhỏ :
Đường kính chia ngoài bánh nhỏ :
d
e1
=

2
2.Re
u +1
= = 80,8 mm
Tra bảng 6.22 GT TTTK HDĐCK tr114
=>Z
1P
= 17
Với HB < 350 : Z
1
= 1,6Z
1P
= 1,6.17 = 27,2
Chọn Z1 = 27

Dựa vào bảng 6.20 GT TTTK HDĐ CK tr112 chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng:
x
1
= 0,38 ; x
2
= -0,38
=> x
t
= x
1
+ x
2
= 0
c Đường kính trung bình và môđun trung bình :
d
m1
= (1-0,5K
be
)d
e1
= (1-0,5.0,25).80,8 = 70,7 mm
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 23
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
m
tm
= d
m1
/Z

1
= 70,7/27 = 2,62 mm
d- Môđun vòng ngoài
Theo công thức 5.56 sách TTTK HDĐCK tr115
m
te
=
tm
be
m
(1-0,5K )
= = 3 mm
Theo bảng 6.8 GT TTTK HDĐCK tr113 lấy m
te
theo tiêu chuẩn :
m
te
= 3 mm
Tính lại m
tm
và d
ml
m
tm
= m
te
(1-0,5K
be
) = 3(1-0,5.0,25) = 2,625 mm
m

ml
= => = z
1
.
m
m1
= 27.2,625=70,875 mm
e-Số răng bánh lớn .
Vì Z
1
=
1m
tm
d
m
=70,875/2,625 = 27
⇒ Số răng bánh lớn Z
2
= uZ
1
= 4,15.27 = 112
⇒ Tỷ số truyền thực : u = Z
2
/Z
1
= 112/27 = 4,15
Sai lệch tỉ số truyền

.100%
t

u u
u
−
= = 100% =0 < 4% vậy thỏa mãn.
f- Góc côn chia :
δ
1
= arctg(Z
1
/Z
2
) = arctg(27/112) = 13,55°
δ
2
=90° - δ
1
= 90° - 13,55° = 76,45°
g-Đường kính trung bình.

1 1m tm
d m Z=
=2,625.27 = 70,87 mm

2 2
.
m tm
d m Z
=
=2,625.112 = 294 mm
h- Chiều dài côn ngoài :

R
e
= 0,5m
te
2 2
1 2
Z + Z
= 0,5.3. = 172,81 mm
 Chiều rộng vành răng b:
b = Re. K
be
=172,81.0,25=43,2 mm
j- Đường kính chia ngoài:
d
e1
= m
te
.z
1
= 3.27 = 81 mm
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 24
Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa : Cơ Khí Đồ án Cơ sở thiết kế máy
d
e2
= m
te
.z
2

= 3.112= 336 mm
k- Chiều cao răng ngoài.
h
e
= 2h
te
.m
te
+c ; với h
te
= =1 ; c=0,2m
te
=0,6

=> h
e
=2.1.3 +0,6 =6,6 mm
" Chiều cao đầu răng ngoài.
h
ae1
= (h
te
+x
n1
.cosβ
m
).m
te
với x
n1

tra bảng 6.20 trang112
ta có x
n1
= 0,36 và h
te
= =1
=> h
ae1
= ( 1+0,36.1).3= 4,08 mm
h
ae2
= 2h
te
.m
te
- h
ae1
= 2.1.3 – 4,08= 1,92 mm
m- Chiều cao chân răng ngoài.
h
fe1
= h
e
- h
ae1
= 6,6-4.08 = 2,52mm
h
fe2
= h
e

- h
ae2
= 6,6-1,92 = 4,68mm
n- Đường kính đỉnh răng ngoài :
d
ae1
= d
e1
+ 2h
ae1
cosδ
1
= 81 + 2.4,08 .cos13,55
o
= 88,93 mm
d
ae2
= d
e2
+ 2h
ae2
cosδ
1
= 336 + 2.1,92.cos76,45
o
= 336,9 mm
D- Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng côn :
a- Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.58 sách TTTK HDĐ CK tr115
σ

H
= Z
M
Z
H
Z
ε
2
1 H
2
m1
2T K u +1
0,85bd u
≤ [σ
H
]
’
Trong đó :
+ Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng
Theo bảng 6.5 GT TTTK HDĐCK tr96 với bánh răng làm bằng thép :
Z
M
= 274 MPa
1/3

+ Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Theo bảng 6.12 sách TTTK HDĐ CK tr106, với x
t
= x
1
+x
2
= 0
⇒ Z
H
= 1,76
+ Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng : Z
ε
=
(4- )
3
α
ε
Với ε
α
: Hệ số trùng khớp ngang
Theo công thức 6.38: ε
α
=
m
1 2
1 1
+ )]cos
Z Z

[1,88-3,2(
β
Sinh viên thực hiện: Doãn Hoàng Long Lớp: CĐTK7.2
Giáo Viên Hướng Dẫn : Nguyễn Minh Tuấn Page 25