Đồ án thiết kế truyền động cơ khí

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

Lời nói đầu
Hệ thống truyền động cơ khí có một vai trò rất quan trọng trong nền kinh tế, nó
được sử dụng rất nhiều trong sản xuất công nghiệp và phục vụ đời sống hằng ngày. Được
học môn Đồ án thiết kế truyền động cơ khí để em tiếp xúc tìm hiểu đi vào thiết kế thực tế
một hệ thống truyền động cơ khí cũng là cơ hội để em củng cố lại kiến thức và học thêm
phương pháp làm vệc khi tiến hành công việc thiết kế. Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở
việc thiết kế, chưa thực sự có tính tối ưu trong việc thiết kế các chi tiết máy, và chưa thực
sự mang tính kinh tế cao do kiến thức hạn chế của người thiết kế.Do lần đầu tiên làm đồ án
thiết kế nên chắc chắn không tránh khỏi những sai xót, hạn chế rất mong được sự thông
cảm của quí thầy.
Em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Công nghệ chế tạo máy đã tạo điều kiện
cho em được học môn này. Đặc biệt,em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hùng Thắng đã
giúp em hoàn thành môn học này.

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Đắc Thinh

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

1


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG
KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY

-----------O0O-------------

THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải
theo sơ đồ sau .

CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC :
Lực vòng định mức trên tang : P = 19.4 ( KN ).
Vận tốc vòng băng tải : V = 0,59 ( m/s ).
Đường kính tang : D = 390 ( mm ) .
Thời gian làm việc : 7 năm x 260 ngày x 01 ca x 06 giờ .
Tính chất tải trọng : Tĩnh .
Điều kiện làm việc : Tĩnh tại với mạng điện công nghiệp _ 220V/380V .

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

2


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I. Xác định công suất động cơ :
1. Công suất làm việc N lv :
Do tính chất tải trọng không thay đổi.
Ta có : N lv =

19,4.10 3.0,59
PV
 11,446 (kw) .
=
1000
1000

Trong đó : P = 19,4.103 - Lực vòng định mức trên tang ( N ) .
V = 0,59 - Vận tốc vòng băng tải ( m/s ).

2. Công suất của động cơ N ycđc :
Xác định theo công thức : N ycđc =

N lv



ht

Trong đó  ht là hiệu suất chung của hệ thống truyền động .
Ta có :  ht =  đai . br . tđ . kn . bt . ô .
4

Trong đó :



đai



br

= 0,96 Hiệu suất bộ truyền đai.

= 0,97 Hiệu suất một cặp bánh răng.
k

N
 
N
i 1
k

td

i 1



i

i

i



N N

N N



1

2

1

2

1



 0,98 (Do 2 cặp bánh răng này nhận công suất từ trục II

2

thông qua cặp bánh răng trụ thẳng nên:

N N
1

2

và chọn 1  2  0,98 - Hiệu suất

tương đương của hai cặp bánh răng nối song song nhau).



kn



bt



ô

 1 Hiệu suất khớp nối.

= 0,88 Hiệu suất băng tải.
= 0,99 Hiệu suất cặp ổ lăn.

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

3


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

Các giá trị của  được tra theo tiêu chuẩn (Bảng 1[1]).
i

  0,96.0,97.0,98.1.0,88.0,994  0,77
ht

N ycđc =

11,446
= 14,86 ( kw ) .
0,77

II. Xác định tốc độ động cơ :
1. Tốc độ làm việc của trục tang nlv :
Xác định theo công thức : nlv =

6.10 4.V
6.10 4.0,59
=
 28,89 ( v/ph )
 .D
3,14.390

Trong đó :
V = 0,59 là vận tốc vòng băng tải ( m/s ) .
D = 390 là đường kính tang ( mm ) .

2. Tốc độ yêu cầu của động cơ n ycđc .
Là tốc độ quay của trục động cơ .
n ycđc = iht. nlv

Với iht là số truyền chung của hệ thống .
Tỉ số truyền trung bình của bộ truyền đai thang

i

đ

 2  6.

Hộp giảm tốc 2 cấp tách đôi có khả năng làm việc tốt với tỉ số truyền trong khoảng

i

h

 8  25 .

Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

i

đ

 2.6 và

i

h

 19

 iht = iđ.ih = 2,6.19 = 49,4.

Vậy vận tốc quay sơ bộ của động cơ là :
 nsb = 28,89.49,4 = 1427,166 ( v/ph ).

3. Chọn động cơ điện :
3.1. Công suất định mức của động cơ N dm :
N đm Phải thoả mãn điều kiện :
N đm  N ycđc = 14,86 ( kw ) .

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

4


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

3.2. Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn :
Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau :
nđc  1427,166 ( v/ph ) vận tốc sơ bộ của động cơ.
N đm  14,86 ( kw ) .

 Ta chọn động cơ điện không đồng bộ roto kiểu lồng sóc mômem mở máy lớn,

sử dụng mạng điện công nghiệp 220v/380v mang số hiệu KĐ 72 – 4 có các thông số
kỹ thuật sau đây (tra bảng 3[1]):
+ Công suất : 20 (Kw).
+ Vận tốc quay : 1460 (v/ph).
+ Hệ số cos  =0.88.

+ Mômem bánh đà của roto GD2 : 1.5 (kg/m2)
+ Trọng lượng : 280 (kg).
3.3. Kiểm tra động cơ điện :
a) Kiểm tra thời gian khởi động tkd .
Theo điều kiện : tkd =

A B
 tkd   (3  5) giây.
M m  M đm

Trong đó : M m là mô men mở máy của đông cơ .
M đm là mô men định mức của đông cơ.
M m =  m .M đm   m .

m 

9,55.106.N đm
nđm

Mm
là hệ số mô men mở máy và được tra theo tiêu chuẩn.
M đm

Tra bảng 3[1] ta có :  m = 1,3.
9,55.10 6.20
 170068,4 (Nm).
 M m = 1,3.
1460

 M dm 

Mm
 130821.9 (Nm).
1,3

+ Mà A =
B=

9,75.Pma .V 2 9,75.19,4.103.0,592

 58,57 .
nđc ht
1460.0,77

GD2 .ndc 1,5.1460

 87,6 .
25
25

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

5


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
 tkd =

58,57  87,6
 3,65.10 3 ( s).
0,17.10 6  0,13.10 6

 tkd < t kd  = 3  5 (s).  Thoả mãn điều kiện thời gian khởi động .

Trong đó :
Pmax = 19400 Lực căng trên dây cáp (N).
V = 059 Vận tốc kéo cáp trên tang (m\s).
N = 1460 Tốc độ động cơ (vòng\phút).
 ht = 0,77 Hiệu suất hệ thống.

GD2 = 1,5 Mômem bánh đà của động cơ (kgm2).
b) Kiểm tra mô men mở máy M m .
Theo điều kiện : M m > M c
Với M c là mô men cản ban đầu .
M c = M t  M đ ( M đ , M t lần lượt là mô men động và mô men tĩnh ) .
M t = Pma .

390.10 3
D
 3783 ( Nm ) .
= 19,4.10 3 .
2
2


n
36,5.Pma .V 2 
 .

M đ =   .GD2 
=
2
n .t

 37,5.t kd



= 1,25.1,5 


36,5.19,4.103.0,59 2 
1460
.
 91027( Nm)
2
3
1460 .0,77
 37,5.3,65.10

 M c = 3783 + 91027 = 94810 ( Nm ).
 M m = 170068,4 (Nm) > M c  Thoả mãn .
 Vậy ta chọn động cơ (ĐC 74-4 ) , có các thông số sau :

Kiểu

N dm

ndm

động cơ

( KW )

( v/ph )

DK

20

1460

cos 

0,88

Mm
M dm

M ma
M dm

GD 2

Trọng

(kg. m 2 )

lượng(kg)

1,3

2,3

1,5

280

72_4

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

6


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

4. Phân phối tỷ số truyền :
4.1. Tỷ số truyền :
Tỷ số truyền chung : i =
Mà iht =

i

nđc 1460

 50,54

nlv 28,89

.i

đ h

ih  i1.i2 .i3 ... là tỷ số truyền hộp giảm tôc .

i

đ

là tỷ số truyền của bộ truyền động đai.

- Chọn tỷ số truyền của truyền động đai iđ =2,6 .
Mà : iht = iđ .ih  50.54  ih = 50,54/2,6  19,43
Hộp giảm tốc cấp chậm tách đôi chọn in  ic =

ih = 19,43  4,4 để đảm bảo cho các

bánh răng của các cấp đều được ngâm dầu hợp lí (mức dầu ngập hết chiều cao răng
nhưng không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng).
in , ic là tỷ số truyền của bộ truyền nhanh và chậm .

Với

ih = i1 2 .i3 4  19,43

Vậy : iđ = 2,6
i2 3  i3 4  in  ic  4,4

4.2. Công suất truyền trên các trục N i .
N1  N ycđc  14,86 ( kw ) .

N2  1 2 .N1  .ô .N1  0,96.0,99.14,86  14,122944 (KW )
đ

N3  2 3.N2  br .ô .N2  0,97.0,99.14,122944  13,56226312 (KW )
N 4  3 4 .N3  tđ .ô .N3  0,98.0,99.1356226312  13,5810768 (KW )
N5  4 5 .N 4  knô .bt .N 4  1.0,99.0,88.13,5810768  11,466 (KW ) = N lv

Trong đó : N i là công suất trên các trục ( i = 1,2,3,4,5 ).
4.3. Tốc độ quay trên các trục ni .
n1  nđc  1460 ( v/ph ).
n2 

n1 1460 1460


 561,5 ( v/ph ).
i1 2
iđ
2,6

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

7

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
n3 

n2 561,5

 127,6 ( v/ph ).
i3  4
4,4

n4  5 

n3 127,6

 29 ( v/ph ).
i4  5
4,4

4.4. Mô men xoắn trên các trục M x .
M x1  9,55.106.

N1
14,86
 9,55.106.
 97200 ( Nmm )
n1
1460

M x 2  i1 2 .1 2 .M x1  i1 2 .đô .M x1  2,6.0,96.0,99.97200  240185 ( Nmm )
M x3  i2 3.2 3.M x 2  i2 3.brô .M x 2  4,4.0,97.0,99.240185  1014858 ( Nmm )

M x 4  i3 4 .3 4 .M x3  i3 4 .tđ .ô .M x3  4,4.0,98.0,99.1014858  4332307 ( Nmm )
M x5  i4 5 .4 5 .M x 4  i4 5 .kn .ô .bt .M x 4  1.0,99.0,88.4332307  3774305 ( Nmm )

Bảng thông số động lực học các cấp của hệ truyền dẫn :
Trục
i

Trục 

Trục II

4

Trục III
3,55

Trục IV
3,55

Trục V
1

N ( kw )

14,86

14,12

13,56

13,58

11,46

n (v/ph )

1460

561,5

127,6

29

29

Mx (N.mm)

97200

240185

1014858

4332307

3774305

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

8


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

PHẦN 2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG
(ĐAI _ BÁNH RĂNG)

Thiết kế truyền động đai :
1.Chọn loại đai :
Đai hình thang là chi tiết được tiêu chuẩn hóa, chúng thường được chế tạo hàng loạt
từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn. Do vậy ta cần chọn được tiết
diện đai cho hợp lí. Chọn tiết diện đai có thể dựa vào vận tốc và công suất cần truyền,
nhưng vì bước này giá trị đường kính bánh đai chưa được xác định nên giá trị vận tốc
trượt ccaanf phải giả thiết trước. Điều này đẫn đến không ít khó khăn khi thiết kế. để giải
quyết vấn đề này có thể chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômem xoắn trên trục dẫn. (
Tra bảng ).
Ta có : Mx1 = 97200 N.mm Tra bảng ta chọn được tiết diện đai thang có các thông số sau
:
Loại

Kích thước tiết diện

Diện

Chiều dài đai L

tiết

tích

(mm)

diện
b

bc

h

Yo

Đường Mômem
kính

xoắn bánh

tiết

bánh

dẫn Mx1

diện

đai

(mm2)

Dmin

(N.m)

(mm)
B

22

19

13,5

4,8

230

1800÷10000

200

120÷600

h

y0

b

bc

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

9


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

2.Xác định đường kính bánh đai :
Đường kính bánh đai nhỏ D1 = 200 (mm) (Theo bảng 18[1]).
Kiểm nghiện vận tốc đai :
V

D1n1
6.10

4



 .200.1460
6.10 4

 15,28 (m\s) < ( 30 ÷ 50 ) m\s .

Tính đường kính bánh đai lớn D2 :
D2 = i.D1 (1 -  ) = 2,6.200.( 1 – 0,02 ) = 509,6 (mm).

Trong đó :
D1 – Đường kính bánh dẫn (mm).
D2 – Đường kính bánh bị dẫn (mm)
i – tỉ số truyền động đai i = iđ = 2,6.
 - Hệ số trượt (đối với đai thang   0,02).

Chọn đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 theo tiêu chuẩn.
Kiểm tra số vòng quay thực tế n*2 :
n*2 = (1 -  )D1.n1/D2 = (1 – 0,02)200.1460/500 = 572,32 (vòng/phút).
Sai lệch : x = 100% - n*2.100%/n2 = 100% -

572,32
100% = 1,9% 
561,5

Thỏa mãn điều kiện sai lệch x  (3 ÷5)%.
 Vậy chọn :

Đường kính bánh dẫn D1 = 200 mm.
Đường kính bánh bị dẫn D2 = 500 mm.
3.Sơ bộ chọn khoảng cách trục Asb :
Chọn khoảng cách trục sơ bộ :
Asb = 0,95D2 = 0,95.500 = 475 mm (Theo bảng 19[1]).
4.Xác định chính xác chiều dài L và khoảng cách trục A :
Tính chiều dài sơ bộ


( D2  D1 ) 2

(500  200)2

Lsb  2 Asb  ( D1  D2 ) 
 2.475  (200  500) 
 2096,4
2
4A
2
4.475

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

10


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

(mm).
Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1]).
Kiểm tra số vòng chạy của đai :
u

V D1n1 3,14.200.1460


 7,6 . Thỏa điều kiện u = 7,6 < 10  Vậy chọn chiều dài
L
60 L
60.2000

đai L = 2000 mm.
Tính toán lại khoảng cách trục A :
k  k 2  8
A
4

Trong đó :
k  L 

D1  D2
200  500
 2000  3,14
 901
2
2

D2  D1 500  200

 150
2
2



 A

901  9012  8.150
 450(mm)
4

Giá trị khoảng cách trục vẫn thỏa mãn giá trị cho phép :
0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2)  398,5 ≤ A ≤ 1400.
 Vậy chọn khoảng cách trục : A = 450 (mm)

Chiều dài đai : L = 2000 (mm).
5.Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai :
Theo điều kiện :
1  1800 

D2  D1 0
500  200 0
57  1800 
57  1420  1200 (Thỏa điều kiện).
A
450

6.Xác định số đai cần thiết (z) :
Số đai z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền :
z

1000 N
1000.14,86

 4,3
V .  p 0 .F .Ct.Cv .C 15,28.230.1,51.0,9.0,85.0,86

 

Trong đó :
V = 15,28 Vận tốc đai (m\s).

 

p 0

= 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm2).(Tra bảng 21[1]).

F =230 Diện tích tiết diện đai (mm2). (Tra bảng 17[1]).
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

11


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1]).
Cv = 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1]).
Cα = 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1]).
 Vậy chọn z = 5.

7.Xác định kích thước bánh đai :
Chiều rộng bánh đai :
B = (z – 1)t + 2S = (6 – 1)26 + 2.17 = 164 (mm).
Trong đó :
B – Chiều rộng bánh đai
S và t được tra bảng 87[1].
Đường kính ngoài của bánh đai :
De1 = D1 + 2Y0 = 200 + 2.4,8 = 209,6 (mm).
De2 = D2 + 2Y0 = 800 + 2.4,8 = 509,6 (mm).

Tra bảng 17[1] tìm được Y0 = 4,8.
8.Xác định lực tác dụng lên trục :
R  3 0 F .z.sin 1  3.1,2.230.5.sin 142  3914,4 (N).
2
2
Lực R này coi gần đúng có phương nằm trên đường nối tâm 2 bánh, chiều từ bánh này
hướng tới bánh kia.

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh .
Truyền động bánh răng trụ được sử dụng rộng rãi trong các ngành chế tạo máy và
cơ khí. Nó có các ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất
cao, tỉ số truyền ổn định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao.
-Các bộ truyền động bánh răng có các thông số kĩ thuật chủ yếu sau.
Z1 , Z 2 - số răng bánh dẩn và bị dẫn.
i

n1 Z1
tỉ số truyền động.

n2 Z 2

t - bước răng đo trên vòng chia.
t 0  t. cos  - bước răng đo trên vòng cơ sở.

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

12

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

m

t



- Mô đun ăn khớp.

b - chiều rộng bánh răng.
 - góc nghiêng cuả răng, bánh răng thẳng  = 0.

1 ,  2 - hệ số dịch dao trên bánh dẫn và bánh bị dẫn.

A - khoảng cách trục.
h - là chiều cao răng.
De - đường kính vòng đỉnh răng.
Di - đườmg kính vòng chân răng.

 - góc ăn khớp.

Trình tự thiết kế bộ truyền bánh răng kín tiêu chuẩn trong hộp giảm tốc .
1. Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng .
Bánh dẫn 1

Bánh bị dẫn 2

C45

C35

Thường hóa

Thường hóa

Độ cứng

220

190

b(N/mm2)

560

480

ch(N/mm2)

280

240

300÷500

300÷500

Vật liệu

P2 nhiệt luyện

Đường kính phôi

2. Xác định ứng suất cho phép .
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
 tx    tx N .K ' N
0

Trong đó :  tx N - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra
0

bảng 30[1].
KN  6
'

N0
- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc.
N td

Trong đó : N 0 = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng
30[1].
N td - số chu kì ứng suất tương đương.

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

13

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : N td = N = 60.u.n.t
Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 ).
n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng.
t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng.
t = ( số giờ / 1ca )  ( số ca / 1 ngày )  ( số ngày làm việc / 1 năm )  số năm làm việc
= 6.1.260.7 = 10920 giờ .
 Ntđ = 60.u.n.t.
Bánh 1

Bánh 2

Ntđ = 60.1.361,5.10920

Ntđ = 60.1.127,5.10920

= 367894800 >107 = N0

= 83603520 > 107 = N0

K’N = 1

K’N = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép  tx :
Bánh dẫn 1

 tx =  tx N

0

. K’ N

Bánh bị dẫn 2

 tx =  tx N

0

. K’ N

2,6.HB.1

2,6.HB.1

=2,6.220=572

=2,6.220=572

b) Ứng suất uốn cho phép .
Khi bánh răng quay 1 chiều :

 u   (1,4  1,6). 1.K N
''

n.K

Trong đó :  1  (0,4  0,45). b - là giới hạn mỏi uốn đối với thép.

→Chọn  1 = 0,45.  b
Bánh dẫn 1

Bánh bị dẫn 2

 1 = 0,45.560 = 252

 1 = 0,45.480 = 216

n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá.
K  = 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá .
K N'' =

6

N0
, N 0  5.10 6 , N td là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên.
N td

Bánh dẫn 1
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

Bánh bị dẫn 2
14


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
K N'' 1  6

5.106
 0,49
367894800

K N'' 2  6

5.106
 0,63
83603520

Vậy ứng suất uốn cho phép là  u  :
Bánh dẫn 1

Bánh bị dẫn 2

 u   1,6.252 .0,49  73,2 ( N/ mm 2 )

 u   1,6.216 .0,63  80,64 ( N/ mm 2 )

1,5.1,8

1,5.1,8

c) Ứng suất quá tải cho phép .
Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :
Vì HB  350   txqt   2,5. tx N :
0

+ Bánh 1 :  txqt1  = 2,5.572 = 1430 ( N/ mm 2 ) .

+ Bánh 2 :  txqt 2  = 2,5.494 = 1235 ( N/ mm 2 ) .
- Ứng suất uốn quá tải cho phép :
Vì HB  350   uqt   0,8. ch
+ Bánh 1 :  uqt1  = 0,8.280 = 224 ( N/ mm 2 ) .
+ Bánh 2 :  qt 2  = 0,8.230 = 192 ( N/ mm 2 ) .
3. Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng K sb .
Chọn hệ số quá tải trong : K sb  1,3  1,5 . Vậy ta chọn K sb1  K sb2  1,4
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng  .
Bộ truyền bánh răng trụ :  A 

b
A

Ta chọn  A = 0,35.
5. Xác định khoảng cách trục A .
Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc :
2

 1,05.10 6  K sb .N
 .
= (4,4  1).3
A  (i  1).3 


i
.

tx

  A .n2

2

 1,05.106  1,4.14,12

 .
= 263,4 ( mm ).
 4.494  0,35.127,6

6. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
- Vận tốc vòng của bánh răng :
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

15


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

V=

 .d1.n1
6.10

4



2. . A.n1

2.3,14.253,4.361,5

 1,74 ( m/s ) .
4
6.10 .(i  1)
6.104.(4,4  1)

 Căn cứ vào V = 1,73 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

7. Xác định chính xác khoảnh cách trục A .
- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:
K = K tt .K d
Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh .  K tt = 1-hệ số tập trung tải trọng
Chọn cấp chính xác chế tao 9  K d = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1].
 Khoảng cách chính xác trục A = Asb .3

K
1,45
 253,4.3
 256,3 ( mm ).
K sb
1,4

8. Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh
răng .
- Trị số mô đun m :
m = ( 00,1  00,2 ).A . Ta chọn chọn m = 0,018.A = 0,018.256,3 = 4,6134.
 Chọn m = 5.

- Số răng Z.

+ Số răng bánh dẫn Z 1 =

2. A
2.256,3

 18,64 .  Z 1 = 19.
m.(i  1) 4.(4,4  1)

+ Số răng bánh bị dẫn Z2  i.Z1  4,4.19  83,6.Chọn Z2 = 84.
- Chiều rộng bánh răng b.
b =  A . A = 0,35.256,3 = 89,7 ( mm ).
Chọn b1 =95 mm, b2 = 90 mm.
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
19,1.10 6.K .N
  u  , với y là hệ số dạng răng (bảng 36).
Kiểm tra theo công thức:  u 
y.m 2 .Z .n.b

Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy.
+ Bánh răng 1 :
y19  y17  2

 u1 

y20  y17
 0.38
3

19,1.106.1,45.14,12
 63   u   73,2 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .

2
0,38.5 .19.361,5.95

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

16


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

+ Bánh răng 2 :
y84  y80  4

 u2

y100  y80
 0,5122
20

19,1.106.1,45.13,56

 30,4 ( N/ mm 2 )   u  = 80,64 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .
2
0,5122.5 .84.127,6

10. Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột .
Theo điều kiện :
 txqt   tx . K qt   txqt .

 uqt   u .K qt   uqt  .

Trong đó:  u và  tx là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải
trọng danh nghĩa(  u đã xác định ở phần trên)
  63
Ta có :  u1
 u 2  30,4

 tx 
K qt 

1,05.106
1,05.10 6 i  1 .K .N
.
=
.
256,3.4,4
A.i
b.n2
3

4,4  13.1,45.14,12 ≈ 480 ( N/ mm 2 ).
95.127,6

M ma
. Tra bảng 3[1] ta được K qt = 2,3 .
M

+ Vậy  txqt  480. 2,3 ≈ 728 ( N/ mm 2 ) <  txqt  = 1235 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .

+  uqt1  63.2,3  144,9 ( N/ mm 2 ) <  uqt1   216 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .
 uqt 2  30,4.2,3  69,92 ( N/ mm 2 ) <  uqt 2   184 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .

11. Xác định các thông số hình học của bộ truyền .
Tên thông số
Công thức xác định
Khoảng cách trục
Chiều cao răng
Chiều cao đầu răng

A

Z1  Z 2
19  94
m
.5  257,5  Asb  256,3(mm)
2
2

h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)
hđ = m = 5 (mm)

Độ hở hướng tâm

C = 0,25.m = 1,25 (mm)

Đường kính vòng

dc1 = m.Z1 = 5.19 = 95 (mm)

chia

dc2 = m.Z2 = 5.84 = 420 (mm)

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

17


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

Đường kính vòng lăn

d1 = dc1 = 95 (mm)

Đường kính vòng

Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 82,5 (mm)

chân răng

Di2 = dc2 - 2mn -2C = 407,5 (mm)

Đường kính vòng

De1 = dc1 + 2mn = 105 (mm)

đỉnh răng

De2 = dc2 + 2mn = 430 (mm)

12. Tính lực tác dụng .
- Lực vòng p :
p1  p2 

2.M x 2.240185

 5056,5 ( N ).
d
95

- Lực hướng tâm p r :
pr1  pr 2  p.tg  5056,5.tg 200  1840,4 ( N ).

Thiết kế cặp bánh răng cấp chậm .

1. Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng .
Bánh dẫn 1

Bánh bị dẫn 2

C45

C35

Thường hóa

Thường hóa

Độ cứng

220

190

b(N/mm2)

560

480

ch(N/mm2)

280

240

300÷500

300÷500

Vật liệu
P2 nhiệt luyện

Đường kính phôi

2. Xác định ứng suất cho phép .
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 tx    tx N .K ' N
0

Trong đó :  tx N - ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra
0

bảng 30[1].
KN  6
'

N0
- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc.
N td

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

18


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

Trong đó : N 0 = 107 - số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc , xác định theo bảng
30[1].
N td - số chu kì ứng suất tương đương.

-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh : N td = N = 60.u.n.t
Trong đó : u – là số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay ( u = 1 ).

n - số vòng quay trong 1 phút của bánh răng.
t - tổng số giờ vàm việc ( tuổi thọ ) của bánh răng.
t = ( số giờ / 1ca )  ( số ca / 1 ngày )  ( số ngày làm việc / 1 năm )  số năm làm việc
= 6.1.260.7 = 10920 giờ .
 Ntđ = 60.u.n.t.
Bánh 1

Bánh 2

Ntđ = 60.1.127,5.10920

Ntđ = 60.1.29.10920

= 83603520 > 107 = N0

= 19000800 > 107 = N0

K’N = 1

K’N = 1

Ứng suất tiếp xúc cho phép  tx :
Bánh dẫn 1

 tx =  tx N

0

. K’ N

Bánh bị dẫn 2

 tx =  tx N

0

. K’ N

2,6.HB.1

2,6.HB.1

=2,6.220=572

=2,6.220=572

b. Ứng suất uốn cho phép .
- Khi bánh răng quay 1 chiều :
(1,4  1,6). 1.K N''
1,6. 1.K N''
 u  
Chọn  u  
n.K
n.K

Trong đó :  1  (0,4  0,45). b - là giới hạn mỏi uốn đối với thép.
→Chọn  1 = 0,45.  b
Bánh dẫn 1

Bánh bị dẫn 2

 1 = 0,45.560 = 252

 1 = 0,45.480 = 216

n =1,5 – là hệ số bền dự trữ của thép cán thường hoá.
K  = 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá .

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

19


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
K N'' =

6

N0
, N 0  5.10 6 , N td là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên.
N td

Bánh dẫn 1
K N'' 1  6

5.106
 0,63
83603520

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

Bánh bị dẫn 2
K N'' 2  6

5.106
 0,8
19000800

20


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

Vậy ứng suất uốn cho phép là  u  :
Bánh dẫn 1

 u   1,6.252 .0,63  94,08
1,5.1,8

Bánh bị dẫn 2

( N/ mm 2 )

 u   1,6.216 .0,8  102,4 ( N/ mm 2 )
1,5.1,8

c. Ứng suất quá tải cho phép .
- Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :
Vì HB  350   txqt   2,5. tx N :
0

+ Bánh 1 :  txqt1  = 2,5.572 = 1430 ( N/ mm 2 ) .
+ Bánh 2 :  txqt 2  = 2,5.494 = 1235 ( N/ mm 2 ) .
- Ứng suất uốn quá tải cho phép :
Vì HB  350   uqt   0,8. ch
+ Bánh 1 :  uqt1  = 0,8.280 = 224 ( N/ mm 2 ) .
+ Bánh 2 :  uqt 2  = 0,8.230 = 192 ( N/ mm 2 ) .
3. Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng K sb .
Chọn hệ số quá tải trong : K sb  1,3  1,5 . Vậy ta chọn K sb1  K sb2  1,4
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng  .
- Bộ truyền bánh răng trụ :  A 

b
A

Ta chọn  A = 0,4.
5. Xác định khoảng cách trục A .
Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc :
2

 1,05.106  K sb .N
 .
= (4,4  1).3
A  (i  1). 
'



i
.


.
n

tx

 A 2
3

2

 1,05.106  1,4.14,12

 .
= 270,8 ( mm ).
 4.494  0,4.12.29.1,3

Trong đó: θ’ = 1,3 – Hệ số phản ánh khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh
răng nghiêng so với bánh răng thẳng.
6. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
- Vận tốc vòng của bánh răng :

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

21

Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

V=

 .d1.n1
6.10

4



2. . A.n1
2.3,14.253,4.127,6

 0,67 ( m/s ) .
4
6.10 .(i  1)
6.104.(4,4  1)

 Căn cứ vào V = 0,67 m/s tra bảng 31[1] chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 9.

7. Xác định chính xác khoảnh cách trục A .
- Xác định chính xác hệ số tải trọng K:
K = K tt .K d
Vì : HB < 350 , V <15 (m/s ) , tải trọng tĩnh .  K tt = 1-hệ số tập trung tải trọng
Chọn cấp chính xác chế tao 9  K d = 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1].
 Khoảng cách chính xác trục A = Asb .3

K
1,45
 270,8.3
 273,9 ( mm ).
K sb
1,4

8. Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh
răng .
- Trị số mô đun m :
m = ( 00,1  00,2 ).A . Ta chọn chọn m = 0,018.A = 0,018.273,9 = 4,9302.
 Chọn m = 5.

- Số răng Z.
+ Số răng bánh dẫn Z 1 =

2. A
2.274
cos  
cos 200  19,072 .  Z 1 = 20.
m.(i  1)
4.(4,4  1)

+ Số răng bánh bị dẫn Z2  i.Z1  4,4.20  88. Chọn Z2 = 88.
- Tính chĩnh xác góc nghiêng răng  :
cos  

Z1  Z 2
20  88

mn 
5  0,98    10
2A
2.274

- Chiều rộng bánh răng b.
b =  A . A = 0,4.274 = 109,6 ( mm ).
Chọn b1 = 115 mm, b2 = 110 (mm).
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
19,1.106.K .N
Kiểm tra theo công thức:  u 
  u  , với y là hệ số dạng răng(bảng 36[1]).
y.m2 .Z .n.b ''

Trong đó :

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

22


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

 ''  1,6 - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng

nghiêng so với bánh răng thẳng.
Hệ số dạng răng y được tính theo phương pháp nội suy, dựa vào số răng tương đương.
Bánh dẫn 1

Z tđ 

Bánh dẫn 2

Z
20

 21
3
cos  cos3 10

Z tđ 

Z
88

 92
3
cos  cos3 10

+ Bánh răng 1 :
y21  y20 

y25  y20
 0,3994
5

19,1.106.1,4.13,56
 u1 
 77   u   94,08 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .

2
0,3994.5 .20.127,6.115.1,6

+ Bánh răng 2 :
y92  y80  12

u2 

y100  y80
 0,5146
20

19,1.106.1,4.13,58
 53,6 ( N/ mm 2 )   u  = 102,4 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .
2
0,5146.5 .88.29

10. Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột .
Theo điều kiện :
 txqt   tx . K qt   txqt .

 uqt   u .K qt   uqt  .

Trong đó:  u và  tx là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải
trọng danh nghĩa(  u đã xác định ở phần trên)
  77
Ta có :  u1
 u 2  53,6

 tx 

K qt 

1,05.106
1,05.10 6 i  1 .K .N
.
=
.
256,3.4,4
A.i
b.n2
3

4,4  13.1,45.14,12 ≈ 480 ( N/ mm 2 ).
95.127,6

M ma
. Tra bảng 3[1] ta được K qt = 2,3 .
M

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

23


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

+ Vậy  txqt  480. 2,3 ≈ 728 ( N/ mm 2 ) <  txqt  = 1235 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .
+  uqt1  77.2,3  177,1 ( N/ mm 2 ) <  uqt1   216 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .

 uqt 2  53,6.2,3  123,28 ( N/ mm 2 ) <  uqt 2   184 ( N/ mm 2 )  Thoả mãn .

11. Xác định các thông số hình học của bộ truyền .
Tên thông số
Công thức xác định
Khoảng cách trục

A

Z1  Z 2
20  88
mn 
.5  274,17  Asb  273,9(mm)
2
2

Mô đun ăn khớp pháp mn = 5
Chiều cao răng
Chiều cao đầu răng
Độ hở hướng tâm
Đường kính vòng
chia
Đường kính vòng lăn
Đường kính vòng
chân răng

h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)
hđ = mn = 5 (mm)
C = 0,25.mn = 1,25 (mm)
dc1 =

mn .Z1
20.5

= 101,5 (mm)
cos  cos100

dc2 =

mn .Z 2
88.5

= 446,8 (mm)
cos  cos100

d1 = dc1 = 101,5 (mm)
Di1 = dc1 - 2mn – 2C = 89 (mm)
Di2 = dc2 - 2mn -2C = 434,3 (mm)

Đường kính vòng

De1 = dc1 + 2mn = 111,5 (mm)

đỉnh răng

De2 = dc2 + 2mn = 456,8 (mm)

12. Tính lực tác dụng .
- Lực vòng p :
p1  p2 

2.M x / 2 2.1014858

 9998,6 ( N ).
d
101,5.2

- Lực hướng tâm p r :
pr1  pr 2 

p.tg n 9998,6.tg 200

 3695 ( N ).
cos 
cos100

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

24


Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

II. KIỂM TRA BÔI TRƠN .

PHẦN 3 :THIẾT KẾ TRỤC

Trình tư thiết kế:

1.Chọn vật liệu.
-Chon thép C45 tôi cải thiện.
Đường kính d = 100 mm.
 ch  400( N / mm2 ).
 b  750( N / mm2 )

HB = 220.
2.Tính sơ bộ trục.
d sb  C.3

N
n

-Trong đó :

N _ là công suất truyền ( KW ).
n_ là số vòng quay của trục ( v/ ph ).
C_ là hệ số tính toán , ta chọn C = 120.
Khi đó :
-

d I  120.3

14,86
≈ 26 mm.
1460

-

d II  120.3

14,12
≈ 40,7 mm.
361,5

Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy.
================

25