NGUYỄN XUÂN TÙNG

MỤC LỤC

CHƯƠNG I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 : Chọn động cơ3
1.2: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN4
1.3 : TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC
Chương 2 :Tính toán thiết kế các bộ truyền Ngoài và trong
2.1 : Thiết kế bộ truyền xích
2.1.1.:. Tiết diện xích
2.1.2 : Xác định xích
2.1..3 : Xác định lực căng ban đầu và lực căng trên trục :
2.1.4 : kết quả tính toán kết quả bộ truyền11
3.1 .Tính toán thiết kế các bộ truyền Ngoài
3.1.1: Thiết kế bộ truyền : Bộ truyền bánh răng12
3.1.2. Xác định ứng suất cho phép :
3.1.3. Xác định các thông số của bánh răng :13
3.1.4. Xác định các thong số ăn khớp :14
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
3.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :16
3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :17
4.1. Tính Toán Thiết Kế Trục
4.1.2 .Thiết kế Trục I :18
4.1.3. Thiết kế trục II :30
4.1.4.Tính toán thiết kế Ổ Lăn37

Kết luận và đề nghị
Tài liệu tham khảo
1


LỜI NÓI ĐẦU

Cơ khí là ngành có lịch sử lâu đời, chiếm phần lớn trong cơ cấu hoạt động kinh tế xã
hội. Ngành cơ khí tham gia vào một dải khá rộng các công việc sản xuất bao gồm từ
khâu khai khoáng, hình thành vật liệu, gia công các thiết bị, chế tạo máy móc, và
điều hành hệ thống sản xuất công nghiệp.Ngành cơ khí đang đóng một vai trò rất
quan trọng đối với con người,những thiết bị máy móc đang dần thay thế cho con
người làm tăng năng suất và giảm đi sự vất vả cho con người.Ở trong nước ngành cơ
khí cũng đang rất được quan tâm và phát triển ở các trường đại học trong đó có
trường Đại học Công Nghệ Giao Thông Vận Tải,ngôi trường mà tôi đang theo
học.Với những bở ngỡ ban đầu về môn với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo VŨ
THẾ TRUYỀN trong tời gian qua em đã làm quen dần được với nó đã hoàn thành
nhiệm vụ đồ án của môn học này. Nhưng do đây là lần đầu tiên làm đồ án môn học
nên không tránh khỏi những thiếu sót. Rất mong được sự góp ý của thầy giáo để đồ
án môn học được hoàn thiện hơn. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ
của thầy giáo trong thời gian qua.
Thái nguyên , ngày 19 tháng 11 năn 2016
Sinh viên

NGUYỄN XUÂN TÙNG

2


CHƯƠNG I : PHƯƠNG PHÁP CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ

-

TRUYỀN
I. PHƯƠNG PHÁP CHỌN ĐỘNG CƠ:
Tính công suất cần thiết của động cơ
Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ

Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu về quá
tải,moomen mở máy và phương pháp lắp đặt độngcơ để chọn kích thước động cơ

1.

phù hợp với yêu cầu thiết kế
Công suất trên trục động cơ được các định theo công thức:

= = = 0.6
Ta có = => = = = = 0,93
= 0,65

- Xác định số vòng quay sơ bộ
= 60000v/zt = = 30 vòng/phút

=
Mà ta có
=>

2.

Chọn quy cách động cơ
Đk để chọn động cơ: ≥

Chọn động cơ điện với điều kiện :

3


Pđc > Pyc = 0,65 (kw)

≈

nđb nsb = 750 (vg/ph)
>
Theo bảng P1.3 [TL1] ta chọn động cơ có kí hiệu 4A90LA8Y3
với

Pđc = 0,75 (kw)
nđc = 705 (vg/ph)
=1,7
=1,6

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ vòng/phút
Theo bảng 1.3 phụ lục ta chọn được động cơ 4A90LA8Y3 với = 0,75 kw vg/ph
II.
1.
2.

Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động
= / = 705/30= 23,5 vg/ph
Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động
= * => = /
Mà đã chọn trong hộp giảm tốc là
>
= / = = 4,7
Mà trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp có

4

3. Xác định công suất,mô men và số vòng quay trên các trục
= / () = = 0,61
=( = = 0,62
=/ = = 0,67
=/ = 705/5 =141 (vg/p)
=/ = 141/5=28,2 (vg/p)
= / = 28,2/5 = 5,64 vg/p
=9,55. / = 45379,4 Nmm
=9,55. = 209964,5 Nmm
= 1032890 Nmm
kết quả được tính ở trên ta có bảng

1
Công suất P ,
kw
Tỉ số truyền u

0,67

Số vòng quay n
, vg/ph
Mô men xoắn
T ,Nmm

141

4,7

45379,4

2

Công tác

0,62

0,62

5
28,2
209964.5

5

5,64
1032890


CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I.BỘ TRUYỀN TRONG
1.Truyền động xích
Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp,được dung để
truyền động giữa các trục xa nhau.Có thể dung truyền động xích để giảm tốc hoặc
tăng tốc.So với truyền động đai,khả năng tải và hiệu suất của truyền động xích cao
hơn,cùng một lúc có thể truyền chuyển động và công suất cho nhiều trục.Tuy nhiên
truyền động xích đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp,làm việc có va đập,chóng
mòn nhất là khi bôi trơn không tốt và lamfvieecj ở môi trường nhiều bụi.
Thiết kế của truyền động xích bao gồm các bước:
-

-

Chọn loại xích
Chọn số răng đĩa xích ,xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định
các thông số khác của bộ truyền
Kiểm tra xích về độ bền
Thiết kế kết cấu về đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục
1.1 Chọn loại xích
-Vì đặc tính làm việc của hệ thống dẫn động xích tải là va đập nhẹ nên dung xích
con lăn
1.2.Xác định thông số của xích và bộ truyền
Với u=5, chọn số răng đĩa =23,

do

đó số răng đĩa lớn =u=5*23=115< = 120
Theo công thức ta có = Pk
Trong đó với = 23; =25/=1,08; =/= 50/28,2=1,77
6


+ = 1,25 ( đường phương góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài góc 80
=1 (chọn a < 40p)
+ =1 (điều chỉnh bằng một trong số các đĩa xích)
+ = 1,2 ( tải trọng va đập nhẹ)
+ = 1,25 (làm việc 2 ca)
+ = 1,3(môi trường có bụi, chất lượng bôi trơm II)


k= = 1,25*1*1*1,2*1,25*1,3=2,43 kW
Như vậy = 0,62*2,43*1,08*1,77=2,88
Theo bảng 5.5với = 50 vg/p, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=25,54 mm
thỏa mãn đk mòn:
[P] = 3,2kW
Đồng thời theo bảng 5.8 p< nên khoảng cách trục a=40p
=> a= 40*25,4=1016 mm
Theo công thức
x = + += + +
=107,47
Lấy số mắt xích chẵn x=108 ta có thể tính lại khoảng cách trục theo ct
a=0,25.p. { – 0,5. ( + )+




a=440 mm
Để xích không chịu độ căng quá lớn, giảm a một lượng bằng
7


= 0,003 a
Giảm đi một lượng = 1 mm
Vậy khoảng cách trục chính xác là : a = 439 mm





Số lần va đập i của bản lề xích trong 1giây :

i = = = 0,4 ( lần / s )
Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [ i ] = 30 ( lần / s ) => Đảm bảo điều kiện i [ i
]
1.3 . Kiểm nghiệm xích về độ bền :
Bộ bền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc và có thể
bị quá tải lớn khi mở máy . Do đó cần kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn :
s = [ s ] (1)
Trong đó :
[ s ] hệ số an toàn cho phép , tri số tra bảng 5.10
Q – tải trọng phá hỏng , N , Theo bảng 5.2 ứng với xích con lăn 1 dãy có bước xích
p = 25,4 mm => Q = 56700 ( N )
v = = = 0,27 ( m / s )

– hệ số tải trọng động ; = 1,2 ( tải trọng va đập nhẹ )
– lực vòng , N , = = = 2296 ( N )
– lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra , N , tính theo công thức :
8


= 9,81 . .q .a
+ – hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí truyền với giá trị thường dùng của
độ võng f của xích và vị trí truyền với giá trị thường dùng của độ võng f = ( 0,01 …
0,02 ) a = 0,02*439=8 lấy = 8

q – khối lượng 1 mắt xích ( theo bảng 5.2 ) ứng

với xích con lăn 1 dãy có – bước xích : p = 25,54 mm => q = 2,6 kg
+ a – là khoảng cách trục (m ) a = 439mm = 0, 439 m
= 9,81 . .q .a = 9,81.8 .2,6.0,439 = 89,5 ( N )



– lực căng do lực li tâm sinh ra , N , tính theo công thức :
= q . = 2,6 . = 0,18 ( N )
Thay các giá trị trên vào công thức ( 1) ta có :
s = = = 19,9 [ s ] = 8,2
theo bảng 5.10 với n=50 vg/p, [s]=8,2 vậy s> [s] bộ truyền xích đảm bảo đk bền
1.4 Đường kính đĩa xích :
+) Đường kính vòng chia và ::
=

= = 186,53 mm

=

= = 929,89 mm

+) Đường kính vòng đỉnh và :
= p. [ 0,5 + cotg . ) ] = 25,4 . [ 0,5 + cotg ) ] = 228,81 mm
= p. [ 0,5 + cotg . ) ] = 25,4 . [ 0,5 + cotg ) ] = 56,22 mm
Đường kính vòng chân và :
9


= – 2r với r = 0,5025 . + 0,05 theo bảng 5.2 ta được : = 15,88 mm


r = 0,5025 . + 0,05 = 0,5025 . 15,88 + 0,05 = 8,029 (mm )
Do đó : = – 2r = 170,42 – 2. 8,029 = 154,362 ( mm )
= – 2r = 849,06 – 2.8,029 = 833,002 ( mm )

* Kiểm nghiệm độ tiếp xúc của đĩa xích :
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện :
= 0,47 . [ ]
Trong đó :
[ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép , Mpa , bảng 5.11
+ – hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào z ,
với = 23 => = 0,48
+ – hệ số phân bố không đều tải trọng . Do bộ truyền chỉ có 1 dãy
=1
+ – hệ số tải trọng động . = 1,2
+ – lực va đập trên m dãy xích , N , tính theo công thức :
= 13. . . = 13. . 28,2 . = 0,6 ( N )
+ E – Môđun đàn hồi : E = 2,1 . ( MPa )
+ A – diện tích chiếu của bản lề , m, ứng với p = 25,4 mm => A = 180 (m )
+ – lực vòng , N , = 887,1 ( N )
10


Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1:
= 0,47 . =0,47 .
= 583,9 ( MPa )
= 583,9 ( MPa )
Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất
tiếp cho phép [ ] = 500 MPa đảm bảo được độ bền cho đĩa xích 1

1.5 - Xác định lực tác dụng lên trục :
Lực căng trên nhánh chủ động và trên nhánh bị động :
= +
= +
Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua và và lực tác dụng lên trục được tính theo

công thức :
= .
Trong đó : – hệ số kể đến trọng lượng xích , = 1,05 ,khi bộ truyền nghiêng một góc
trên 40 đường nằm ngang
– lực vòng , N , = 2296 ( N )


= . = 1,05 . 2296 = 2410,8 ( N )
Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng thông số của các bộ truyền xích con lăn:

11


Các đại lượng
Khoảng cách trụ
Số răng đĩa chủ động
Số răng đĩa bị động
Tỉ số truyền
Số mắt xích dây xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích

Thông số
a = 439
= 23
= 115
=5
x = 108
Chủ động : =187 mm
Bị động : =930 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động : =229 mm

Bị động : =57 mm
Đường kính vòng chân răng của đĩa Chủ động : =155 mm
xích
Bị động : =833 mm
Bước xích
p = 25,4

2: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
Để thiết kế được truyền động bánh răng cần thiết cần thực hiện theo các bước:
-

Chọn vật liệu
Xác định ứng suất cho phép
Tính sơ bộ một kích thước cơ bản trên bộ truyền bánh răng
Xác định các kích thước hình học của bộ truyền
2.1.Chọn vật liệu

-

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng để tính toán thiết kế chi tiết máy và
truyền động bánh răng.Đối với hộp giảm tốc chịu công suất trung bình hoặc nhỏ,chỉ
12


cần chọn vật liệu nhóm I,đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt
luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị
+ bánh răng nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có 850 Mpa ,= 580
Mpa
+ bánh răng lớn nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có 750 Mpa ,=
450 Mpa

2.2, Ứng suất cho phép
-Ứngs suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức
[=
-

-

= 2HB + 70 ứng suất tiếp xúc cho phép
= 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện chọn độ rắn bánh răng nhỏ =245, =230 khi
đó
= + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
= + 70= 2.230 + 70 = 530 MPa

13


-=1 hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
- = 1 hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh răng
- =1
- =
Mà =30 do đó
= 30.= 1,6.
=30. = 1,39.
Vì tải trọng là tải trọng tĩnh nên = N == 60cn


c=1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay
vg/ph số vòng quay trong một phút
= 24000 giờ : tổng số giờ làm việc của bánh răng

= 60.1.141.24000= 20,3.>
Tương tự ta lấy =>=1 ( đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục
hoành,tức là trên đoạn này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn là không thay đổi
Trong bước tính thiết kế sơ bộ =1 nên công thức xác địnhứng suất cho phép trở
thành
[=




[= 560.1/1,1 = 509 MPa
[= 530.1/1,1 = 481,8 MPa
-Cấp chậm dùng răng thẳng [ = = =495,4MPa< 1,25
-Ứng suất quá tải cho phép
[= 2,8,=2,8. 580= 1624 MPa
14


[max=2,8,= 2,8.450=1260 MPa
[ = 0,8=0,8.580=464
[max=0,8 =0,8.450=360
2.3.Xác định các thông số của bánh răng
2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
-Theo công thức =( u+1)
- Trong đó:
+ = 49,5 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
+ mô men xoắn trên trục chủ động động cơ
+ [ =495,4 ứng suất tiếp xúc cho phép
+ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tiếp
xúc

, là các hệ số,theo bảng 6.6 chọn
Mà ta có = 0,53.(u +1)=0,53.0,3(5+1)=0,95
Theo bảng 6.7 = 1.05 ( sơ đồ 6)
+ =45379,4
Thay vào các giá trị ta được = 49,5.(5+1) = 150,2
-Lấy =150
2.3.2 Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ
=( u+1)= 77.(5+1) = 289,1
- = 77 hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng tra bảng 6.5
2.3.3 Xác định các thông số ăn khớp
+ Xác định mô đun: theo (6.17) m=( 0,01 0,02 )
=>m= ( 0,01 0,02 ).150 = 1,37 2,74 mm
Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m =2,5
Vì bộ truyền là bộ truyền răng thẳng nên góc nghiêng = 0 nên ta có thông số bánh
răng nhỏ: = 2/ [m (u + 1)] = 2.150/[ 2,5 (5 + 1)=20
15


Lấy =20 và =u= 5.20= 100
Lấy = 100 ta có = = 20+ 100 =120
Tỉ số truyền =/= = 5
Tính lại khoảng cách trục = m = 2,5.120=300
2.3.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng thỏa mãn điều kiện
= [ ]
Trong đó =274 MPa hệ số cơ tính của bánh răng ăn khớp bảng 6.5
= 1,48 do bánh răng trụ =0 bảng 6.12
= mà = [ 1,88 – 3,2 (]= 1,7
= > = = 0,88
= 0,95 . 150 = 142,5

Theo (6.40) v= /60000= 289,1.141/60000=2,13 m/s
Vì bánh răng thẳng v<2,5 nên lấy cấp chính xác bằng 8 bảng 6.14
Theo ct =0,006.56.2,13. = 3,91
Trong đó theo bảng 6.15 =0,006 theo bảng 6.16 cấp chính xác bằng 9 răng
thẳng = 56.Theo ct = 1+
=1+ = 2,69
= 1,05.2,69 =2,82

16


Thay vào ta tính được
= 274.1,48.0,88.)
=57,3 MPa [ =495,4
a,Kiểm nghiệm độ bền uốn
-Để đảm bảo độ bền uốn cho răng,ứng suất sinh ra tại chân răng không được vươt
quá giá trị cho phép
)


= = = 0,59
=1 vì bánh răng thẳng
= 1,05 ,theo bảng 6.14 với v< 2,5 m/s cấp chính xác bằng 8, ,ta có =
= 0,016.56.2,13 = 10,45
- = 1+ =5.31
-= 1,1. 5,31 = 5,841
-số răng tương đương =23 , = 115
Theo bảng 6.18 ta có = 3,9 ,=3,6 với hệ dịch chỉnh
Và với m=2,5 thì
độ nhạy vật liệu tập trung ứng suất

= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
=1
[= [ . = 464 MPa
)= = 20,07 < [=464MPa
17


= = 18,5 < [= 360 MPa
b.Kiểm nghiệm độ bền quá tải
Theo 6.48 với == 1,7
[ = . =490,75 . =693,85 MPa <[ = 1624 MPa
[=

.

= 20,7.1,7 = 35,19 < [=464MPa

[=

.

= 18,5. 1,7 = 31,45 < [= 360 MPa

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

= 150 mm
m = 2,5 mm
= 142,5mm
=5
= 20 , = 100
=0, =0
=0

18


II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
1 : Chọn trục
-

Để tính toán và thiết kế trục bao gồm các bước :
+ Chọn vật liệu
+ Tính thiết kế trục về độ bền
+ Tính kiểm nghiệm trục và độ bền mỏi
1.1 . Chọn vật liệu
-Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau
Độ rắn HB =( 170…217)
Giới hạn bền = 600 MPa
Giới hạn chảy = 340 MPa
ứng suất xoắn cho phép [= (12…20) MPa
Xác định sơ bộ đường kính trục
*Đường kính trục được xác định: d 2,4(theo bảng p1.7 kích thước phần động cơ)
1.2

-Chọn = 20 MPa
-Với = 0,67 (kW) , = 141 ,
= 0,62(kW)
-Đối với trục I : =

, = 28,2 ,

= 45379,4Nmm , = 4,7
= 209964,5Nmm , = 5

= 22,46 mm

19


+ lấy = 25 mm tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn =17
-Đối với trục II : : =
+ lấy = 40 mm

= 37,44 mm

=> =23

*Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
-Xác định chiều dài may ơ đĩa xích theo ct 10.10

+ = ( 1,2 … 1,5) d
Ta có = ( 1,2 … 1,5) 20 = ( 30 … 37,5) mm
Lấy

= 35 mm

+ = ( 1,2 … 1,5) 40 = ( 48 … 60) mm
Lấy

= 55 mm

- Tra bảng ( 10.3) ta có

= 15 :

= 15 ; = 15

(K là khoảng cách chiều dài trên các điểm đặt lực)
Theo bảng 10.4 ta có trục I
= ( 2,5 3 ) = 87 chọn = 90
= 0,5 ( + ) + +
Với
20


Trong đó ; chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
= 15 mm
là khoảng cách
= = 30 mm

Thay vào :
= 70
=-

= - 70 mm

21


=

+

+

+ + 0,5 ( + cos )

= 184 mm
*Xác định trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục
a.Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ
- = =304,46
- = 304,46.tg 20= 110,8=
-

22


b, Lực từ khớp nối tác dụng lên trục
-= ( 0,2 – 0,3 )
= = = 1210,1
là đường kính vòng tròn qua tâm : tra bảng (15.10 )
= 673
D, lực tác dụng lên bộ truyền đai
= 110,8 .cos 20 = 104,1

= 110,8 .sin 20 = 37,9
là góc nội bộ tâm ngoài
*Tính lực

23


* Mô men uốn tải mặt cắt nguy hiểm
Mặt cắt 1-1
=0
= = 414 . 70 = 28980 N.mm
Mặt cắt 2-2
= = 826,23 . 90 = 86510,7 N.mm
= = 723 . (184- 70 ) = 82422 N.mm
Mặt cắt 3-3
= =0
=0

*Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm : tra bảng 10.16
-Mặt cắt nguy hiểm nhất ; 2 -2
Tại tiết diện 1 -1
= = 28980 N.mm

24


= = 33187 N.mm
Tại tiết diện 2 – 2
= = 119488,44N.mm
= = 120577,99 N.mm

Tra bảng 10.5 chọn đường kính tiêu chuẩn :d = 30 mm

25