LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là một môn cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này
không những giúp cho sinh viên một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn với những
kiến thức đã được học mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho những môn chuyên
ngành học sau này.
Đề tài mà em được giao là thiết kế dẫn băng động tải có hộp giảm tốc, bánh răng
côn và bộ truyền đai .trong quá trình thiết kế Chi Tiết Máy cho hộp giảm tốc em đã
tham khảo sách hướng dẫn đồ án chi tiết máy.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế Chi Tiết Máy , cùng với sự hiểu biết
còn hạn chế cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu nên sinh viên chúng em
cũng không thể tránh khỏi những sai sót kính mong sự chỉ dạy và hướng dẫn của
thầy, cô trong bộ môn giúp chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập.
Cuối cùng em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy Vũ Thế
Truyền đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ dạy nhiệt tình để em có thể hoàn thành tốt
nhiệm vụ được giao. Em xin chân thành cảm ơn!
Thái Nguyên, ngày 23 tháng 11 năm 2016
Sinh Viên

Trần Đức


MỤC LỤC
Lời nói đầu……………………………………………………………………..…1
Chương 1. Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền……………..……..…3
1.1. Tính chọn động cơ………………………………………………….……....…3
1.2. Phân chia tỷ số truyền ……………………………………………………..…5

Chương 2. Tính toán thiết kế các bộ truyền………………..…………………7
2.1 Chọn dạng đai ……………………………….………….……………………8
2.2 Tính bộ truyền bánh rang côn thẳng…………………………………...…..9
2.1.2 Xác định các thông số…………………………………………….……….13

2.1.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc …………………………………14
2.1.3 Kiểm nghiệm răng và độ bền uốn ……………………………………….16
2.1.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải……………..………………………………17
2.3. Tính toán và thiết kế trục…………………....……………………………..17
2.3.1. Tính sơ bộ về đường kính trục………………………………………...…18
2.3.2. Khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực…………………………...18
Kết luận và kiến nghị……………………...……………………………………..36
Tài liệu tham khảo……………………………………………..………………..36

CHƯƠNG I


TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ :
* Công suất trên trục động cơ được xác định:
Pyc =
Trong đó :
Pyc :công suất trên trục động cơ.
Pt :công suất tính toán trên trục máy công tác.
Ƞ :hiệu suất truyền động.
+)Trường hợp tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất làm việc:
Pt =Plv= (kw)
+) Hiệu suất của bộ truyền :
Ƞ=

ηol3 η d ηk ηbr

Theo bảng 2.3 trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ chọn :
ηol


ηbr

ηk
ηd

= 0,99 (một cặp ổ lăn được che kín)
= 0,95 (bộ truyền bánh răng côn được che kín)

= 0,99

= 0,95 (bộ truyền đai để hở)


3
→ η = 0,99 .0,95.0,99.0,95 = 0,87

Vậy công suất trên trục động cơ:
Pyc= = =4,3 (kw)
* Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb= nlv.ut
Trong đó:
nsb:số vòng quay sơ bộ của động cơ.
nlv:số vòng quay của trục máy công tác.
ut :tỷ số truyền của từng bộ phận.
+) Với nlv = =(vg/ph)
+) Tỷ số tryền cho các bộ phận;
ut = ubr .udd
Theo bảng 2.4 tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hệ chọn:
ubr = 4 (truyền động bánh răng côn hộp giảm tốc 1 cấp)
uđ = 5 (truyền động đai thang)

→

ut=4.5=20

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb=38,1.20 = 762 (vg/ph)


Chọn động cơ điện với điều kiện :
Pđc > Pyc
≈

nđb nsb
>
Theo bảng P1.3 ta chọn động cơ có kí hiệu 4A250M8Y3
với

Pđc = 4 (kw)
nđc = 720 (vg/ph)

1.2.Phân phối tỷ số truyền
*Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

→

uh =

ut
un


Trong đó:
uh: tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
un: tỷ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền đai) chọn ud =5
Suy ra uh = = 3,88


*Tính toán các thông số động học.
+)công suất trên trục

+)vòng quay trên trục
Ndc = 720 (v/ph)

= 36 (v/p)
+)mô men xoắn

.(Nmm)

Lập bảng thống kê:

Trục

Động cơ

1

2

3,9

3,8


Thông số
Công suất P,kw

4


Tỷ số truyền u
Số vòng quay n,vg/p

5
720

4,04
144

36

Mômen xoắn T,Nmm

Chương II TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai
720 (v/p)

= 4,3 (k/w)

∙ Xác định đường kính đai nhỏ
•


Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc :
= < 25
= 645
Tra bảng (5.13) ta có = 200 (mm)

Thay vào ta có = = 7.74 (m/s)

∙ Xác định đường kính đai lớn :
Theo công thức ta có :
Với là hệ số trượt

=


uđ= 5 là hệ số bộ truyền đai
Thay vào :
= 5.200.(1-0,02) = 980 (mm)
Vậy tạ chọn theo bảng tiêu chuẩn =1000 mm
- Khoảng cách trục a :
a/d2 = 0,9 suy ra a = 0,9 . 1000 = 900 mm
Thay a vào biểu thức :
0,55.(d1+d2)+h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) ; ta thấy thoả mãn điều kiện

Ta có chiều dài đai là :
l=2a+0,5(d1+d2)+(d2-d1)2/(4a)=2.900+0,5(200+1000)+(1000-200)2/4.900=3685
Ta chọn chiều dài tiêu chuẩn l=3600mm
Tính lại a : a=(+ với λ = 3600-0,5.3,14(200+1000)=1715mm
=(d2-d1)/2=400 do đó a=3003mm
Ta có góc ôm 1=1800-(d2-d1)570/a=1650
- Chiều dài đai l :

i= ≤ imax = 10 ;
đổi v = 7,64m/s = 7640mm/s
suy ra : i=2,1mm
∙Xác định số đai:
z= P1.Kđ/((P0)CC1CuCz)
Kđ=2.1,25=2,5
Với 1=165 => C=0,965
l/l0=3600/3750=0,96=> C1=1

min

= 1200


ta có u=5 => Cu=1,14
(P0)=24,90 kW

2.2 TÍNH BỘ TRYỀN BÁNH RĂNG CÔN THẲNG

∙ Xác định chiều dài côn ngoài :

=

12,9

.= 12,9.1,331 =17,1

= 4,04

∙ Xác định ứng suất cho phép

Theo bảng ( 6.1 ) chọn
Bánh nhỏ : tôi chọn thép 50 thường hóa đạt độ rắn HB 179.. 228


Có = 640 MPa

:

= 350 Mpa

Bánh răng lớn : tôi thường hóa đạt tới độ rắn HB 228....255
Có = 700 MPa

:

= 530 Mpa

Theo công thức (6.6) đối với bánh răng trụ :
là ứng suất tiếp xúc cho phép : tra bảng (6.2)
* =
Mà : = 60. C . /.. /
= 60 . 1. 365,25 / 4,0 .12000 ( .0,4 + . 0,3 )
= 0,90
Ta có : = 1
Bánh răng nhỏ :
-

= 2BH + 70 = 2. 220 + 70 = 510 Mpa : = 1,1

-


= 2 HB = 440 MPa

-

= 2HB + 70 = 2. 250 + 70

-

= 2 HB = 500 MPa

Theo bảng 6.5
= 30.
= 30. =

= 570 Mpa


= 30. =
Như vậy theo bảng (6.1 ) ta xác định được :
*

= 510 .1 / 1,1 = 463,6 MPa

*

= 750 1/ 1,1 = 681,8 MPa

Với cấp nhanh sự đụng răng thẳng , do đó sự dụng bảng ( 6.1 )
= ( + ) / 2 = 572,7 MPa

Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra lớn hơn nên =
Do đó : = = 572,7 MPa
Theo bảng (6.7 ) :
= 60.c. .
= 60 . 1. 365,25 / 4,0 .12000 ( .0,4 + . 0,3 )
=
Do đó theo bảng ( 6.2 ) với bộ truyền quay 1 chiều = 1
* = 440 . 1. 1 = 440 MPa
*

= 500 MPa

ứng suất quá tải cho phép cho phép : theo ( 6.10 )

Ta có cộng thức thiết kế

ta được :


.

i = 4,04 ta có

= 0.25

= 0,67

Tra bảng 6.21 ta có .trục lắp trên ổ bị hoặc ở đũa
= 1,14
Lên thay vào ta có :

.
= 225,34(mm)
2.2.1 Xác định các thông số
- số bánh răng nhỏ :
=2.212,66 / = 74,76(mm)
Do đó tra bảng 6.22 ta được
= 16 :

với HB 350 , = 1,6 = 1,6 .16 = 25,6


Ta lấy = 25
Đường kính trung bình và modun trung bình :
= ( 1 – 0,5 ) = (1 -0,5 0,25 ) 74,76 = 65,451 (mm)
= / = 65,451 / 28 = 2,33 (mm)
3 Mo đun vòng ngoài
= / ( 1 – 0,5 ) = 2,33 / (1 – 0,5.0,25 ) = 2,66(mm)
Theo bảng (6.8) lấy giá trị = 3 (mm)
= / ( 1 – 0,5 ) = 3 / ( 1 – 0,5. 0,25 ) = 2,625 mm
= = 65,451 / 2,625 = 24,9
Lấy = 25 răng
Số răng bánh lớn :
= = 4. 25 = 100 thế lấy = 100
Vậy

=

= 100 / 25 = 3,57



• Góc côn chia
= arctg (

) = arctg ( 25/100) = 15,

= - =– =
Theo bảng 6.20 với = 25 ta chọn hệ số chỉnh đều
= 0,33 = - 0,33
Đường kính trung bình của bánh răng nhỏ
= = 25 . 3 = 75 (mm)
• Chiều dài côn ngoài
= 0,5.3 . = 154,6 (mm)
2.2.2 Kiểm nghiêm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.8)
=
Theo bảng 6.5
= 274
Theo bảng 6.12 = + = 0

,

= 1,76


Theo bảng 6.5
=

= = 0,77

Trong đó :

1,88 – 3,2 (1/ + 1/ )
= 1,88 – 3,2 ( 1/25 + 1/100 ) = 1,72
Theo 6.61
=
Với bánh răng côn thẳng = 1 vận tốc vòng
Ta có CT : v = = 3,14. 65,451. 484 /60000 = 1,65 m/s
Tra bảng (6 .13)
Có cấp chính xác là 8
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có = 0,006 : = 61
=..=
0,006. 61 .1,7.
= 5,849 mm
Ta có b = = 225,34 . 0,25 = 53,165 mm


=1+b /(2 )=
=1 + 5,849 . 53,165 . 75 / (2 . .1,14 .1 ) = 1
Vậy

K=

= 1,14. 1. 1 = 1,4

Thay các giá trị vừa tính vào :

=
= 274.1,76.0,77.
= 440,9Mpa
So sánh điều kiện bền


= 440,9

Chiều rộng của vành răng b = 53,165 = 53,165 . 0,76 =40,9

Vậy chọn b = 40 mm
2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

=

/ (0,85b


Với = 50/183,9 = 0,27 , tỉ số u / (2 - ) = 0,73
Tra bảng 6.21 tra có = 1,31
=..=
0,016. 61. 5,849
= 53,67
=1+b /(2 )
= 1 + 53,67. 53,165 . 75 / (2 . 172266.1,31 .1 ) = 0,6
Do đó
=

=1,31.1.0,6 = 0,78

Với răng thẳng = 1 : 1,67
Tra bảng 6.18 ta được

=

/ (0,85b


:

:

= 0,598

= 3,39

:

= 3,68


= 2. 172266.0,2.0,598.3,39.1 / 0,85. 53,165.3.75 = 10,07 Mpa
= . / = 10,07 .3,68 / 3,39 =10,93 Mpa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo
2.3.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo bảng 6.48 với = = 1,5
Để tránh hư hỏng hoặc gây giòn lớp bề mặt
=

/ = 440,9/ = 359,9 MPa <

=

= 440 =538,8 MPa

=


=500 =612,3 MPa

Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung bình
Số bánh răng
Góc nghiêng bánh răng

= 572,7 Mpa

b

294,5 (mm)
72 (mm)
172,8 (mm)
25, 100
0


Hệ số dịch chỉnh
Đường kích chia ngoài
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng ngoài
Mô đun vòng ngoài
Tỷ số truyền


0,33 ; -0,33
15,99 (mm)
56
67
45
39
3,5 9(mm)
4

2.3 Tính toán và thiết kế trục

2.3.1. Tính sơ bộ về đường kính trục
Theo công thức 10.9 ta có :
Trong đó : là momen xoắn Nmm
là ứng suất xoắn cho phép
Chọn = 20 MPa
Đường kính đầu vào của hộp giảm tốc là
Với = 4 (kW) , = 144 ,

= 9,55

= 258108,1Nmm


Trương tự với = 4,04
= 980810,81 Nmm

Đường khính trục sơ bộ là :
= 45 mm
= 25


:

= 60mm

= 31

2.3.2. Khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài may ơ bánh đai , may ơ bánh răng trụ
= 100 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn lớn
= 150 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn nhỏ :
= 140 mm
Chiều dài may ơ khớp nối
= 210mm
Vậy ;

tra bảng ( 10.3) ta có

= 12 :

=8

Khoảng cách chiều dài trên các điểm đặt lực
Theo bảng 10.4 ta có
Trục I :


= ( 2,5 3 ) = 100 chọn = 100

= 0,5 ( + ) +

+

Với
Trong đó ; chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
= 15 mm
là khoảng cách công.sôn
= = 53 mm
Thay vào :
= 70
==

+

= - 70 mm

+

+ + 0,5 ( + cos )
= 204 mm
_ trục 2

=

+

+ + +

= 150 +210 + 31 + 3. 12 + 2.8 = 431mm

= 0,5(

+

) + + = 140 mm


5, tính toán cụ thể
A , Lực tác dụng lên bánh răng côn
= = 2. 258108,1 / 65,45 = 7887,11

= . =7887,11. Tan20 . 0,68 = 1952,0 =
= . =7887,11. tan 20 . 0,33 = 947,32

B, lực từ khớp nối tác dụng lên trục
= ( 0,2 – 0,3 )
= = 2. 258108,1 /65,45 = 7887,11
là đường kính vòng tròn qua tâm : tra bảng (15.10 )
= 673
D, lực tác dụng lên bộ truyền đai
= 1952,0 .sin 20 = 667,6
là góc nội bộ tâm ngoài
I . Tính lực


1 . Mô men uốn tải mặt cắt nguy hiểm
Mặt cắt 1-1
=0
= = 667,6 . 70 = 46732 N.mm
Mặt cắt 2-2

= = 916,23 . 100 = 91623 N.mm
= = 7887,11 . (204- 100 ) = 820259,44 N.mm
Mặt cắt 3-3
= = 947,32.65,45 /2 = 31001,04 N.mm
=0
Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm : tra bảng 10.16
Tại tiết diện 1 -1
= =46732 N.mm
= = 228360,94 N.mm
Ta chọn được đường kính trục làm ổ bi : = 30 mm
Tại tiết diện 2 – 2
= = 825360 N.mm
= = 855093,6 N.mm
Ta chọn được đường kính trục làm ổ bi : = 30 mm
Tại mặt lắp bánh răng côn :
= = 31001,04 N.mm
= = 1098338 N.mm
Ta chọn được đường kính trục lắp trục : = 25 mm


Mặt cắt nguy hiểm nhất ; 2 -2
Tra bảng 10.5 chọn đường kính tiêu chuẩn
d = 40 mm
1

, kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Ta có công thức :
=

:


=

Thép các bon :
= 0,436. = 0,436.400 = 174,4 Mpa
= 0,25 .

= 0,25.400 = 100 Mpa

Ta có : , , , biên độ trung bình của các úng suất
Ta có công thức : = = = =
= 46732/ 0,1.27000 =10,73(Mpa)
= = = 172266/ 0,2.27000 = 31,90 MPa
Trục một làm việc một chiều :

=0

= = / 2 = 15,95 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
Thay vào công thức ta có :
trị số bền mõi của thép = 0,1 ; = 0,05

= = 174,4 / (1,76/0,88).10,73+ 0,1.0 = 1,8
=

= 100 / ( 1,54/ 0,77) . 15,95 + 0,05.15,95 = 3,05
S = 1,68


Ta chọn được đường kính trục làm ổ bi : = 30 mm
Bánh răng côn là : = 25mm
4, 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. 258108,1 /25.29,2 (6- 4,2 ) = 1930,0 MPa
= = 2.258108,1/ 25. 29,2 . 6 = 579 Mpa