HÀ NGỌC QUÂN

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 30 tháng 11 năm 2016
Sinh viên

HÀ NGỌC QUÂN

1


MỤC LỤC

Chương 1.TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1

Chọn động cơ điện
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất làm việc
===0.72 KW
Trị số hiệu suất truyền động:
Ƞ=.
Theo bảng 2.3 ta được:
Hiệu suất bánh răng: =0,96
Hiệu suất ổ lăn: =0,97
Hiệu suất bộ truyền xích: =0,95
Hiệu suất bộ truyền khớp nối: =1



Ƞ=0,96..0,95.1 =0,83
Công suất cần thiết trên chục động cơ

2


===0,88 KW
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay trên trục công tác
( v/ph )
Chọn tỷ số truyền sơ bộ
=
Theo bảng 2.4 ta được:
Tỷ số truyền bộ truyền xích: =4
Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng: =5


= 4.5=20

Số vòng quay trên trục động cơ
= = 36,9.20= 738,5 (v/ph)
Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn =750 (v/ph)
Chọn động cơ
Tra bảng P1.1 và P1.4 phụ lục tài liệu , chọn động cơ thỏa mãn:

Ta được động cơ với các thông số sau : Ký hiệu động cơ:

3


1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền chung:
=== 18,92
Mà =


Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ===4,73
=
1.2.2 Tính toán các thông số động học
Công suất trên các trục:
=0,72 KW
=== 0,81 KW
=/()=0,81/0,97.0,96=0,87 KW
Số vòng quay trên các trục:
=698 (v/ph)
==698/4=174,5 (v/ph)
==174,5/4,73= 36,89(v/ph)
Moomen soắn trên các trục:

=.=.=15050,14 (N.mm)
=9,55../=9,55..0,87/174,5=47613,18 (N.mm)
=9,55../=9,55..0,81/36,89=209691 (N.mm)
4


Lập bảng thông số:
Trục Động cơ
Thông số
Công suất P, kW
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n, v/ph
Moomen xoắn T, Nmm

1,1

1

2

0,87

0,81

4

4,73

698
15050,17

174,5
47613,18

36,89
209691

Chương 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
2.1.Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Thông số yêu cầu: =0,81 (KW)
= 1,7(N.mm)
= 36,89 (v/ph)
u==4
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài =70
2.1.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ, vận tốc truyền thấp và hiệu suất của bộ
truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.
2.1.2 Các thông số bộ tryền
2.1.2.1 Chọn số răng đĩa xích
=292u= 292.4=21

Chọn =21

5


=u=4.21=84

Chọn =84

2.1.2.2 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng 5.5 trang 81 với đk

Ta có
Ta chọn bộ truyền xich thí nghiêm là bộ truyên xích tiêu chuẩn có số răng và vận
tốc nhỏ nhất

Do vậy ta tính được:
Hệ số hở bánh răng:

===1,19

= =1,36
k

(1)

k được tính tư cá hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với
– hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích 1
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xich
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
hệ số tải trọng động ,kể đến tính chất của tải trọng ,2
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

6


Từ (1) ta có k8.1,2.1,45
Công suất cần truyền P=0,81 kN

Do đó ta có
Tra bảng 5.5 trang 81 ta có điều kiện sau
Ta được như sau:
Bước xích p=25,4 mm
Đường kính chốt
Chiều dài ống B=22,61 mm
Công suất cho phép =3,2 KN
2.1.2.3 Xác định khoảng cách trục và ổ mắt xích
Chọn sơ bộ a=40.p=40.25,4=1016 mm
Số mắt xích:
X==135
Chọn số mắt xích là chẵn x=136
Chiều dài xích L=x.p=136.25,4=3454,4 mm

=1028,954 mm
Để xích không quá căng ta cần giảm a một lượng: a=
7


Ta có a=1028,954.0,003=3,087 (mm)
Do đó a=Δa
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9 với loại xích ống con lăn, bước xích p=25,4 (mm)
Số lần va đập cho phép của xích 30

i = 0,38 =30
2.1.2.4 Kiểm nguyện xích về độ bền
s= , với:
Q: Tải trọng phá hỏng: Tra bảng 5.2 với p=25,4 (mm) ta được:
Q=56,7 kN = 56700 N

Khối lượng 1m xích: q=2,6 (kg)
: Hệ số tải trọng động:
Do làm việc ở chế độ trung bình: =1,2
: Lực vòng:

=

Mà v= ==0,33 (m/s)
= =2454,55 (N)
: Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
=q.=2,6. =0,28 (N)
8


Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
=9,81qa,

Trong đó:

: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích: Do =70 =2
=9,81.2.2,6.1,026=52,34 (N)
Do vậy:

s=== 15

- Hệ số an toàn cho phép : Tra bảng 5.10 với p=25,4 (mm);
=50 (v/ph) ta được =7
s  15 7 bộ truyền xích đảm bảo đk bền
2.1.2.5 Xác định thông số của đĩa xích

Đường kính đỉnh răng:

Bán kính đáy: r=0,5025+0,05=0,5025.15,88+0,05=8,03 (mm)
Trong đó: =15,88 được tra trong bảng 5.2
Đường kính chân răng:

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
() , Trong đó:
: Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã được =1,2
9


A: Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12 với p=25,4 mm;
⇨ A=180 (m)
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào =21, =0,48
: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
: Lực va đập trên m dãy xích:

E là modun đàn hồi E=2,1. (MPa)
Từ (*) ta suy ra =0,47=603 MPa
Như vậy dùng thép 45 Tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đạt độ ứng suất
tiếp xúc cho phép =600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa
2.1.2.6 Xác định lực tác dụng lên các trụ
2577,28 N
Trong đó hệ số kể đến trọng lượng xích
Do góc trên 40nên ta chọn =1,05
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=
= 21
= 84
=4
x = 136
Chủ động : = mm
Bị động : = mm
Chủ động : =228,8 mm
Bị động : =67,1 mm
Chủ động : = mm

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích
Đường kính vòng chân răng của đĩa
10


xích
Bước xích

Bị động : = mm
p = 25,4

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
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
2.2.1.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 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
2.2.2 Xác định ứng suất cho phép
-Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức
[=

11


-

-

= 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

-=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
= 20000 giờ : tổng số giờ làm việc của bánh răng
= 60.1.174,5.20000= 2094. >
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

12


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
[max=2,8,= 2,8.450=1260 MPa
[ = 0,8=0,8.580=464
[max=0,8 =0,8.450=360
2.2.3.Xác định các thông số của bánh răng
2.2.3.1. 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
+ [ =650 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(4+1)=0,795
Theo bảng 6.7 = 1.05 ( sơ đồ 6)
+ =47613,18
Thay vào các giá trị ta được = 49,5.(4+1) = 137
-Lấy =137 mm
2.2.3.2 Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ
13

=( u+1)= 77.(4+1) = 248,2
- = 77 hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng tra bảng 6.5
2.2.3.3 Xác định các thông số ăn khớp
+ Xác định mô đun: theo (6.17) m=( 0,01 0,02 )
=>m= ( 0,01 0,02 ).137 = 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)] = 2.137/[ 2,5 (4 + 1)] =21,92
Lấy =22 và =u= 4.22= 88
Lấy = 88 ta có = = 22+ 88 =110
Tỉ số truyền =/= = 4
Tính lại khoảng cách trục = m = 2,5.110=275
2.2.3.4 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
= > = = 0,8
= 0,95 . 137 = 130,15
14


Theo (6.40) v= /60000= 248,2.174,5 /60000= 2,27 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. = 4,19
Trong đó theo bảng 6.15 =0,006 theo bảng 6.16 cấp chính xác bằng 9 răng
thẳng = 56.Theo ct = 1+
=1+ = 2,38
= 1,05.2,28 =2,4

Thay vào ta tính được
= 274.1,48.0,8.)
=58,5 MPa [ =495,4
2.2.4 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 = 11,17
- = 1+ =4,8
-= 1,1. 4,8 = 5,28
-số răng tương đương =22 , = 88
15


Theo bảng 6.18 ta có = 4 ,=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
)= = 13,42< [=464MPa
= = 12,1 < [= 360 MPa
2.2.5 Kiểm nghiệm độ bền quá tải
Theo 6.48 với == 1,7
[ = . =603,71 . =787 MPa <[ = 1624 MPa

[=

.

= 13,42.1,7 = 22,814 < [=464MPa

[=

.

= 12,1. 1,7 = 20,57 < [= 360 MPa

2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền trong
*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
16


* 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
2.3.1 Xác định sơ bộ đường kính trục

2.3.1.1 Đường kính trục được xác định:
d 2,4(theo bảng p1.7 kích thước phần động cơ)
-Chọn = 20 MPa
-Với = 0,87 (kW) , = 174,5 ,
= 0,81(kW)

, = 36,89 ,

-Đối với trục I : =

= 22,8 mm

= 47613,18 Nmm , = 4
= 209691 Nmm , = 4,73

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

= 37,4 mm

=> =23

2.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
-Xác định chiều dài may ơ đĩa xích theo ct 10.1
17


+ = ( 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
Trong đó ; chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
= 15 mm
là khoảng cách
= = 30 mm
Thay vào :
= 70

18


=-

= - 70 mm

=

+

+

+ + 0,5 ( + cos )

= 184 mm
2.3.3 Xác định trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục
2.3.3.1 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ
- = =383,7
- = 383,7.tg 20= 139,7=
2.3.4 Tính toán cụ thể
2.3.4.1 Lực từ khớp nối tác dụng lên trục
-= ( 0,2 – 0,3 )
= = = 1269,7
là đường kính vòng tròn qua tâm : tra bảng (15.10 )
= 673
D, lực tác dụng lên bộ truyền đai
= 139,7 .cos 20 = 131,3
19

= 139,7 .sin 20 = 47,8
là góc nội bộ tâm ngoài
2.3.4.2 Tính lực

2.4 Tính toán thiết kế trục
2.4.1 Trụ 1
2.4.1.1 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

20


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
= = 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

2.4.1.2 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Ta có công thức :
=

:

=

21


Thép các bon :
= 0,436. = 0,436.600 = 261,6 Mpa
= 0,25 .

= 0,25.600 = 150 Mpa

Ta có : , , , biên độ trung bình của các úng suất
Ta có công thức : = = = =
= 44590/ 0,1.27000 =16,5(Mpa)

= = = 45379,4/ 0,2.27000 = 23,38 MPa
Trục một làm việc một chiều :

=0

= = / 2 = 11,69 MPa
Tra bảng 10.12 và bảng 1.10 ta có :
= 1,76

= 1,54
= 0,88

;

= 0,77

Tra bảng 10.16 ta có kiểu lắm : k6

22


Thay vào công thức ta có :
trị số bền mõi của thép = 0,1 ; = 0,05
= = 261,6 / (1,76/0,88).16,5+ 0,1.0 = 7,9
=

= 150 / ( 1,54/ 0,77) . 11,69 + 0,05.0 = 6,5

S = 0,71
Ta chọn được đường kính trục làm ổ bi : = 30 mm
Bánh răng côn là : = 25mm
2.4.1.3 Chọn then lắp ghép giữ khớp nối với bánh răng và trục :
Với d = 25 mm

ta chọ then lắp ghép :

Chiều dài then :

l

=

b = 6 : h = 6 : = 4,2 : = 5,5

0,8 . lm13 = 29,2

Kiểm nghiệm ;
= = 2. 45379,4 /25.29,2 (6- 4,2 ) = 192,9 MPa
= = 2.45379,4 / 25. 29,2 . 6 =57,6 Mpa

23


1524,87
Mx

86510,7

28980
My

120577,99

Mz

2.4.2 Trục hai :
2.4.2.1Tính lực

24

82422


2.4.2.2 Mô men uốn tải mặt cắt nguy hiểm
Mặt cắt 1-1
= 573,1 . (210,8 – 131,5 ) =45446,83 N.mm
= = 2199,61.( 201,8 – 131,5 ) = 154632,5 N.mm
Moomen trung tâm ;
= = 833,4 .100/2 =41670 N.mm
Mặt cắt 2-2 tại chổ lắp bánh răng trụ

= = 1198 . 75,5 = 90449 N.mm
= = 3714 . 75,5= 280407 N.mm
= = 1110,6 . 66,67 / 2 = 37021,85
Moomen xoắn = 685142
2.4.2.3 Tính chính xác trục
Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm : tra bảng 10.16
25