ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA : CƠ KHÍ
-------0o0--------

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Loại hộp giảm tốc: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng

GVHD
:
Sinh viên
:
Mã sinh viên :
Lớp
:

HÀ NỘI -2022 MỤC LỤ


LỜI NĨI ĐẦU
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là u cầu khơng thể thiếu đối với một kỹ
sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các
kiến thức đã học nhằm tính tốn thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả
năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác,
lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về
phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế
đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính tốn thiết kế
hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên
làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc và bộ

truyền đai dẹt . Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm
tốc và bộ truyền đai để truyền động đến băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng
hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi
thực hiện đồ án, trong tính tốn khơng thể tránh được những thiếu sót.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý
kiến quý báu cho việc hồn thành đồ án mơn học này....

2


3


KẾ HOẠCH THỰC HIỆN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Tuần
1

2

3

Nội dung công việc
Chương 1 : Chọn động cơ và phân phối tỷ số
truyền
Chương 2 : Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm
tốc
Chương 3 : Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm
tốc

Chương 4 : Thiết kế trục

Phương pháp thực hiện

Làm ở nhà

Làm ở nhà

Chương 5 : Tính tốn ổ trục
Làm ở nhà
Chương 6 : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc , lựa chọn
chế độ lắp ghép và bôi trơn

4

Thiết kế bản vẽ hộp giảm tốc
Làm ở nhà

5

Duyệt bản vẽ và ký tên
Làm ở nhà

4


CHI TIẾT MÁY
NỘI DUNG
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỢNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1. CHỌN ĐỢNG CƠ
.1 Cơng suất cần thiết trên trục của động cơ:
Trong đó: – Cơng suất cần thiết trên trục động cơ, kW
– Cơng suất tính tốn trên trục máy công tác, kW
– Hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
Theo bảng 2.1 – Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và các ổ, chọn:
Do đó
Do tải trọng thay đổi nên:
Ta có:
Với kW
Do đó
Thay vào ta có

1.2 Tính số vịng quay sơ bộ của động cơ
Số vịng quay sơ bộ của động cơ:

Theo bảng 2.2, chọn ta có
Do đó
Chọn số vịng quay đồng bộ của động cơ là .

1.3 Bảng thông số kĩ thuật
Theo bảng P1.3 – Phụ lục, chọn động cơ 4A132S6Y3 với các thông
số kỹ thuật sau :

5


Kiểu động
cơ

4A132S6Y3 5,5

(Kw)

Ta có:

(

960

cos

0.8

85

2,2

2,0

vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.

2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
2.1 Phân phối tỷ số truyền

Chọn tỷ số truyền đai thoe tiêu chuẩn (trang49[1])khi đó :

2.2

Tính tốn các thơng số trên trục

+ Công suất trên các trục
Trục II :
Trục I :
Trục động cơ:
+ Số vòng quay trên các trục
Trục I :
Trục II :
- Mô men xoắn trên các trục
Mô men xoắn trên trục động cơ :
Mô men xoắn lên trục 1:
Mô men xoắn lên trục 2:
Mô men xoắn lên trục 2:

2.3

Lập bảng thông số kỹ thuật như sau

6


Trục

Động cơ

I

II

Làm việc


Thơng số
Tỷ số truyền u

3.15

3.9

1

Số vịng quay n, v/ph

960

304,76

78,14

78,14

Công suất P, kW

5,02

4,72

4,54

4,5

Mômen xoắn T, Nmm


CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC
2.1 Chọn đai vải cao su
- Theo bảng (4.1) tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, ta có:
2.2

Xác định thơng số bộ truyền:
- Theo bảng (4.1) tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1, ta có:
Chọn tiêu chuẩn trong đó:
- Vận tốc:
- Đường kính bánh đai lớn:
Lấy trị số tiêu chuẩn ( theo bảng 4.21 tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí
– tập 1 )
- Tỉ số truyền thực tế:
- Sai lệch tỉ số truyền:
- Theo (4.3- tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 ) :
Chọn
- Theo (4.4 - tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 ):
Cộng thêm 100 đến 400mm tùy theo cách nối đai
- Số vịng chạy của đai:

-Tính chính xác khoảng cách trục : mm

7


Trong đó : λ=l =2832
- Theo (4.7 - tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 ):
( thỏa mãn)
2.3


Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai:
- Theo (4.9 - tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 ):
- Theo ( 4.8 - tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 ), tỉ số nên dùng
là ( đai vải cao su ), do đó , theo bảng 4.1 dùng loại đai Б-800 khơng có lớp
lót, trị số tiêu chuẩn ( với trị số lớp là 4 )
- Ứng suất có ích cho phép , theo(4.10-tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí–
tập 1)
Trong đó
- Với Mpa ( góc nghiêng của đường tâm bộ truyền so với phương nằm ngang
tới )
- Tra bảng (4.9) chọn
Mpa
với đối với đai vải cao su, đai da, đai len,...
- Tra bảng (4.12- tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1)
chọn
- Tra bảng (4.7- tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1),
làm việc va đập nhẹ , 2 ca làm việc nên ta tính được:
- Tra bảng (4.1- tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1),
ta chọn theo tiêu chuẩn b = 71mm. Chiều rộng bánh đai B
=80mm(tra bảng 21.16 –tập 2 )

2.4

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- Theo (4.12- tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1):
- Theo (4.13- tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1):

2.5


Bảng kết quả tính tốn:
Thơng số

Loại đai
Đường kính bánh đai nhỏ

Ký hiệu

Giá trị

Đai dẹt
200

8


Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng đai

630
b,mm

Chiều dày đai

71
5

Chiều rộng bánh đai

B,mm


80

Chiều dài đai

l,mm

4136

Khoảng cách trục

a,mm

1415

Góc ơm bánh đai nhỏ

162

Lực căng ban đầu

639

Lực tác dụng lên trục

1262

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỢ TRUYỀN TRONG HỢP GIẢM TỐC

3.1 Thơng số đầu vào

P = P1 = 4,72 kW
T = T1 = 147906 N.mm
n = n1 = 304,76 vg/ph
u = ubr = 3,9

3.2 Chọn vật liệu
Tra bảng[1] 6.1, chọn:
-Vật liệu bánh nhỏ:
+ nhãn hiệu thép: C45
+ chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+ độ rắn HB = 241-285, ta chọn HB1 = 245
+ Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa
+ Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa

9


-Vật kiệu bánh lớn: để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với đọ rắn mặt răng
nhỏ hơn từ 10 15 HB nên ta chọn
+ Nhãn hiệu thép: C45
+ Chế độ nhiệt luyện:
+ Độ rắn: HB = 192 – 240; ta chọn HB2 = 230
+ Giới hạn bền: σb2 = 750 MPa
+ Giới hạn chảy: σch1 = 450 Mpa

3.3

Xác định ứng suất cho phép
Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép


Lấy sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1 và KFC = 1, do đó ta có:

SH, SF : Hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Tra bảng 6.2[1] ,trang 94 với:
•
•

Bánh răng chủ động: SH1=1,1 ; SF1=1,75
Bánh răng bị động: SH2= 1,1 ; SF2=1,75

σoHlim và σoFlim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở,dựa vào bảng 6.2[1] :
σoHlim1 = 2.HB1+ 70 = 2. 245+ 70 = 560 (MPa)
σoFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa)
σoHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 230 + 70 =530 (MPa)
σoFlim2 = 1,8. HB2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)
+ KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 vì tải đặt 1 phía ( bộ truyền quay
1 chiều )
+ KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức :

10


Với: mH , mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do bánh răng
có độ rắn HB < 350 → mH = mF = 6
+ NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
-

Theo cơng thức (6.5)[1] có


+ NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106
+ NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :
NHE1 = 60.c.
= 60.1.
= 13,7.
NHE2 = 60.c.
= 60.1.
= 3,5.
NFE1 = 60.c.
= 60.1.
= 11,2.
NFE2 = 60.c.
= 60.1.
=2,8.
Ta thấy:
NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1
NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1
NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1
Thay vào ta được :

11


Do đây là bánh răng trụ răng nghiêng nên có ứng suất :
[] =min
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Với bánh răng tôi cải thiện : [σH]max = 2,8.σch
⇒[σH]max = 2,8.450 = 1260(MPa)

Với độ cứng HB≤350 : [σF]max = 0,8.σch
⇒[σF1]max = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8.450 = 360 (MPa)

3.4

Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
3.4.1 Xác định khoảng cách trục, đường kính vịng lăn
-Khoảng cách trục:
= .(u+1) = 43.(3,9+1)
= 170,56(mm)
=>Chọn aw = 170 (mm)

+
+
+
+
+

Trong đó:
= 43( bánh răng trụ răng nghiêng): Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu
của cặp bánh răng ( bảng 6.5) [1] trang 96
=3,9: Tỉ số truyền.
: Moomen xoắn trên trục chủ động.
: Tra bảng 6.6[1] trang 97 với bộ truyền đối xứng và HB≤350 được
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng (tra bảng 6.7) [1]sử
dụng phương pháp nội suy với =0,53(u+1)=0,75và sơ đồ bố trí như

+


hình 6 ta được =1,03
: ứng suất tiếp xúc cho phép

3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp
-mơđun: m = (0,01÷0,02). = (0,01÷0,02).170
= 1,7÷3,4


Chọn m = 2,5 theo dãy tiêu chuẩn (tra bảng 6.8)[1] trang 99

12


Bộ truyền bánh răng nghiêng : = 10 => cos = 0,9848 theo
công thức (6.31)[1]
-Xác định số răng z:
Số răng bánh nhỏ Z1 = = =27,33
Lấy = 27 răng
Số răng bánh lớn ==3,9.27=106,6
Lấy = 105 răng
-Tỷ số truyền thực tế :
um =

-

Tính chính xác khoảng cách trục : aw = = 165 mm

3.4.3 Các thơng số hình học của bánh răng
- Đường kính chia:


- Khoảng cách chục chia:
- Đường kính lăn:

- Đường kính đỉnh răng:

- Đường kính đáy răng:

- Chiều rộng vành răng:

13


Để đảm bảo độ bền tiếp xúc ta chọn chiều rộng vành răng của bánh
răng chủ động lớn hơn bánh răng bị động từ 5-10mm nên chọn chiều
rộng bánh răng chủ đơng
- Góc profin gốc
- Đường kính cơ sở:

- Góc profin răng:

3.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau:
+

≤
Trong đó:
= 274: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu (bảng 6.5)[1].trang 96

+


-Theo công thức 6.35[1],trang128
= == arctg = arctg 20

+

: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
= 1,72

+

Theo công thức 6.37[1],trang 128
- Chiều rộng vành răng:
Để đảm bảo độ bền tiếp xúc ta chọn chiều rộng vành răng của bánh
răng chủ động lớn hơn bánh răng bị động từ 5-10mm nên chọn chiều
rộng bánh răng chủ đông
+ Hệ số trùng khớp dọc :

14


= .sin /( m. ) ==49,5.= 1,6>1
+
+

Theo công thức 6.38[1] :
Theo cơng thức 6.36c[1], ta có:
+Trong đó theo cơng thức 6.38b[1], ta có:
Thay vào ta tính được :

+


Theo cơng thức 6.40[1]
v=
tra bảng 6.13[1] trang 106 với v=1,07 suy ra cấp chính xác 9
tra bảng 6.14[1] trang 107 với cấp chính xác 9 và v ≤ 2,5
Bộ truyền bánh răng nghiêng : ,13

+

Theo cơng thức 6.42[1]
VH =H.go.v. = 0,002.73.1,07. =1,01
trong đó theo bảng 6.15[1]trang107 H =0,002
theo bảng 6.16[1] trang 108 go =73

+

+

Theo công thức 6.41[1]
1+ =1+=1,01
= =1,03.1,13.1,01=1,18
=>
484,88< [σH ] = 495 (MPa)



3.4.5


+

+
+
+
+

Bánh răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất phải thoả mãn:
≤
-Trong đó:
mơmen xoắn bánh răng chủ động =147906
M: môđun m=2,5
chiều rộng vảnh răng =49,5
: đường kính vịng lăn bánh răng chủ động
= 1/ = 1/1,679 = 0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- Với , ta tính được hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

15


- Số răng tương đương:

•

= 3,9; tra bảng 6.18[1]
+ = : hệ số tải trọng khi tính về uốn
tra Bảng 6.7[1] dung phương pháp nội suy: hệ số kể đến sự phân bố

•


khơng đồng đều trên chiều rộng vành răng
= 1,37 Tra bảng 6.14[1] hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải
trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
• Theo cơng thức 6.47[1], ta có:
theo bảng 6.16[1] trang 108 go =73
theo bảng 6.16[1] trang 108 =0,006
Do đó, thay số ta tính được:
• Theo cơng thức 6.46[1], ta có:
=>KF =. . 1,07.1,37.1,02
=1,5
= ==124,48
Tương tự: = =114,9
Với , hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu tập trung ứng suất:
- : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, chọn:
- : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Do đó:

Ta thấy:

=> Bộ truyền bánh răng đáp ứng được điều kiện bền về độ uốn.

3.4.6
+

Kiểm nghiệm răng về quá tải
Kiểm nghiệm quá tải về ứng suất tiếp xúc:
Với = Tmax/T=1,48
Theo công thức 6.48[1], với hệ số quá tải
Theo công thức 6.49[1], ta được:
=>Thoả mãn điều kiện về ứng suất uốn


16


Vậy bộ truyền bánh răng đáp ứng được điều kiện q tải.

3.4.7

Bảng thơng số
T
T

Tên thơng
số, kích
thước

Giá trị

1

Khoảng cách trục

aw = 170

(mm)

2

Mô đun


m = 2,5

(mm)

3

Chiều rộng vành răng

bw = 49,5

4

Tỷ số truyền thực tế

um = 3,8

5

Góc nghiêng của răng

β = 13,93

(mm)
(o)

17


6


Số răng bánh răng

z1 =

27 mm

z2 =

105mm

7

Đường kính chia

d1 = 70

(mm)

d2 = 270 (mm)

8

Đường kính đỉnh răng

da1 = 75 (mm)

da2 = 275 (mm)

9


Đường kính đáy răng

df1 = 63,75(mm)

df2 = 263,75(mm)

18


CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo
- Thép 45 tơi cải thiện có:

- Ứng suất cho phép [ τ ] = 15 ÷ 30 (MPa)
2. Xác dịnh sơ bộ đường kính trục
- Theo 10.9 đường kính trục thứ k:
Trong đó:
: mơmen xoắn trên trục thứ k (N.mm)
[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa)
: đường kính trục thứ k (mm)
- Đường kính trục І:
Theo bảng 10.2 chọn và
- Đường kính trục II:
Theo bảng 10.2 chọn và
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

19


- Từ bảng 10.3 (TTTK) ta chọn:


- Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng, trên trục І:
Chọn

20


- Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục II:
Chọn
- Xác định chiều dài các ổ:
+ Trục І:

+ Trục II:

4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực
- Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:

- Lực dọc trục:- Lực tác dụng từ bộ truyền đai
Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 25°

- Từ hệ phương trình cân bằng lực:
Trong đó:
lực thành phần

21


cánh tay địn
momen uốn
- Ta có:


22


+ Trục I:

23


24


Trục II:

25