Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Đồ án
Thiết kế truyền động cơ khí
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 1
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Mục lục
Đồ án 1
Thiết kế truyền động cơ khí 1
Mục lục 2
Lời nói đầu 5
Đề số 11 : Thiết kế hệ truyền dẫn cơ khí của hệ thống băng tải theo sơ đồ sau 6
CÁC SÔ LIỆU CHO TRƯỚC : 6
PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6
I.Xác định công suất động cơ : 7
1. Công suất làm việc : 7
2. Công suất của động cơ : 7
II.Xác định tốc độ động cơ : 8
1. Tốc độ làm việc của trục tang : 8
2. Tốc độ yêu cầu của động cơ 8
3. Chọn động cơ điện : 8
3.1. Công suất định mức của động cơ : 8
3.2. Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn : 8
3.3. Kiểm tra động cơ điện : 9
a)Kiểm tra thời gian khởi động 9
b)Kiểm tra mô men mở máy 10
4. Phân phối tỷ số truyền : 10
4.1. Tỷ số truyền : 10
4.2. Công suất truyền trên các trục 11

12.Tính lực tác dụng 21
Thiết kế cặp bánh răng cấp chậm 22
1.Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng 22
2.Xác định ứng suất cho phép 22
3.Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng 24
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 24
5.Xác định khoảng cách trục A 24
6.Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng 24
7.Xác định chính xác khoảnh cách trục A 25
8.Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh răng 25
9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 25
11.Xác định các thông số hình học của bộ truyền 27
12.Tính lực tác dụng 27
II.KIỂM TRA BÔI TRƠN 27
PHẦN 3 :THIẾT KẾ TRỤC 27
1.Chọn vật liệu 28
2.Tính sơ bộ trục 28
3 . Tính gần đúng 28
a . Chọn sơ bộ ổ 28
b . Phác thảo kết cấu hộp giảm tốc 29
- Trục II : 30
Trục IV: 33
4 . Kiểm nghiệm trục 35
a . Định kết cấu 35
b . Kiểm nhiệm trục theo hệ số an toàn 36
c . Kiểm nghiệm trục về quá tải 38
d . Kiểm nghiệm trục về độ cứng 39
PHẦN 4 : THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 40
I . Gối đỡ trục II 40
1 . Chọn loại ổ lăn : 40

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.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC NHA TRANG
KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN CHẾ TẠO MÁY
O0O
THIẾT KẾ ĐỀ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 5
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
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 .


N
:
Xác định theo công thức :
ycđc
N
=
η
ht
lv
N
Trong đó
η
ht
là hiệu suất chung của hệ thống truyền động .
Ta có :
η
ht
=
η
đai
.
η
br
.
η
tđ
.
η
kn
.

ηηη
η
NN
NN
N
N
k
i
i
i
k
i
i
td
(Do 2 cặp bánh răng này nhận công suất từ trục II
thông qua cặp bánh răng trụ thẳng nên:
NN
21
=
và chọn
98,0
21
==
ηη
- Hiệu suất
tương đương của hai cặp bánh răng nối song song nhau).
≈
η
kn
1 Hiệu suất khớp nối.

Xác định theo công thức :
lv
n
=
D
V
.
.10.6
4
π
=
89,28
390.14,3
59,0.10.6
4
=
( v/ph )
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
ycđc
n
.
Là tốc độ quay của trục động cơ .
ycđc
n
= i
ht
.

= 2,6.19 = 49,4.
Vậy vận tốc quay sơ bộ của động cơ là :
⇒

sb
n
= 28,89.49,4 = 1427,166 ( v/ph ).
3. Chọn động cơ điện :
3.1. Công suất định mức của động cơ
dm
N
:
đm
N
Phải thoả mãn điều kiện :
đm
N
≥

ycđc
N
= 14,86 ( kw ) .
3.2. Chọn loại động cơ điện tiêu chuẩn :
Ta chọn động cơ thoả mãn 2 điều kiện sau :
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 8
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
đc
n

Theo điều kiện :
kd
t
=
[ ]
.)53( giâyt
MM
BA
kd
đmm
÷=≤
−
+
Trong đó :
m
M
là mô men mở máy của đông cơ .
đm
M
là mô men định mức của đông cơ.
m
M
=
đm
đm
mđmm
n
N
M
.10.55,9

9.130821
3,1
==
m
dm
M
M
(Nm).
+ Mà A =
57,58
77,0.1460
59,0.10.4,19.75,9 75,9
232
≈=
×
htđc
ma
n
VP
η
.
B =
6,87
25
1460.5,1
25
.
2
==
dc

5
÷
(s).
⇒
Thoả mãn điều kiện thời gian khởi động .
Trong đó :
P
max
= 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
η
= 0,77 Hiệu suất hệ thống.
GD
2
= 1,5 Mômem bánh đà của động cơ (kgm
2
).
b) Kiểm tra mô men mở máy
m
M
.
Theo điều kiện :
m
M
>
c
M
Với

=
−
( Nm ) .
đ
M
=








+
×
t
ma
n
VP
GD
η
δ
.
5,36
.
2
2
2
.

M
= 3783 + 91027 = 94810 ( Nm ).
⇒

m
M
= 170068,4 (Nm) >
c
M
⇒
Thoả mãn .
⇒
Vậy ta chọn động cơ (ĐC 74-4 ) , có các thông số sau :
Kiểu
động cơ
dm
N
( KW )
dm
n
( v/ph )
cos
ϕ
dm
m
M
M
dm
ma
M

i
.
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 10
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

321
iiii
h
=
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
đ
i
=2,6 .
Mà : i
ht
=
54.50. =
hđ
ii
⇒

h
i
= 50,54/2,6

4332
====
−− cn
iiii
4.2. Công suất truyền trên các trục
i
N
.
86,14
1
==
ycđc
NN
( kw ) .
122944,1486,14.99,0.96,0
11212
====
−
NNN
ô
đ
ηη
η
(KW )
56226312,13122944,14.99,0.97,0
22323
====
−
NNN
ôbr

==
đc
nn
( v/ph ).
5,561
6,2
14601460
21
1
2
≈===
− đ
ii
n
n
( v/ph ).
6,127
4,4
5,561
43
2
3
≈==
−
i
n
n
( v/ph ).
29
4,4

N
M
x
( Nmm )
24018597200.99,0.96,0.6,2
121121212
≈===
−−− xôđxx
MiMiM
ηηη
( Nmm )
1014858240185.99,0.97,0.4,4
232232323
≈===
−−− xôbrxx
MiMiM
ηηη
( Nmm )
43323071014858.99,0.98,0.4,4
343343434
≈===
−−− xôtđxx
MiMiM
ηηη
( Nmm )
37743054332307.88,0.99,0.1
454454545
≈===
−−− xbtôknxx
MiMiM

Loại Kích thước tiết diện Diện Chiều dài đai L Đường Mômem
b b
c
h Y
o
B 22 19 13,5 4,8 230 1800÷10000 200 120÷600
2. Xác định đường kính bánh đai :
Đường kính bánh đai nhỏ D
1
= 200 (mm) (Theo bảng 18[1]).
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 13
================
b
b
y
0
h
c
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
Kiểm nghiện vận tốc đai :
28,15
10.6
1460.200.
10.6
44
11
≈==
π
π

= 500 theo tiêu chuẩn.
Kiểm tra số vòng quay thực tế n
*
2 :
n
*
2
= (1 -
ξ
)D
1
.n
1
/D
2
= (1 – 0,02)200.1460/500 = 572,32 (vòng/phút).
Sai lệch : x = 100% - n
*
2
.100%/n
2
= 100% -
%100
5,561
32,572
= 1,9%
⇒
Thỏa mãn điều kiện sai lệch x
3(≤
÷5)%.

22
12
21
≈
−
+++=
−
+++=
ππ
A
DD
DDAL
sbsb
(mm).
Chọn chiều dài đai L = 2000 mm (Theo bảng 20[1]).
Kiểm tra số vòng chạy của đai :
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 14
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
6,7
2000.60
1460.200.14,3
60
11
≈===
L
nD
L
V

2
200500
2
12
=
−
=
−
=∆
DD
⇒
)(450
4
150.8901901
2
mmA ≈
−+
=
Giá trị khoảng cách trục vẫn thỏa mãn giá trị cho phép :
0,55(D
1
+ D
2
) + h ≤ A ≤ 2(D
1
+ D
2
)
⇔
398,5 ≤ A ≤ 1400.

≈=≥
α
σ
CCCtFV
N
z
vp
Trong đó :
V = 15,28 Vận tốc đai (m\s).
[ ]
0
p
σ
= 1,51 Ứng suất có ích cho phép của đai (N\mm
2
).(Tra bảng 21[1]).
F =230 Diện tích tiết diện đai (mm
2
). (Tra bảng 17[1]).
Ct = 0,9 Hệ số tải trọng động.(Tra bảng 12[1]).
C
v
= 0,85 Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc.(Tra bảng 23[1]).
C
α
= 0,86 Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm.(Tra bảng 22[1]).
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 15
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

sin.5.230.2,1.3
2
sin 3
1
0
≈=≈
α
σ
zFR
(N).
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.
21
,ZZ
- số răng bánh dẩn và bị dẫn.
2
1
2
1
Z
Z
n
n
i ==
tỉ số truyền động.

D
- đườmg kính vòng chân răng.
α
- 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
Vật liệu C45 C35
P
2
nhiệt luyện Thường hóa Thường hóa
Độ cứng 220 190
δ
b
(N/mm
2
)
560 480
δ
ch
(N/mm
2
)
280 240
Đường kính phôi 300÷500 300÷500
2. Xác định ứng suất cho phép .
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]
N
N

30[1].
td
N
- số chu kì ứng suất tương đương.
-Bánh răng chịu tải trọng tĩnh :
td
N
= 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 .
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 17
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
→ N
tđ
= 60.u.n.t.
Bánh 1 Bánh 2
N
tđ
= 60.1.361,5.10920

0
N
tx
σ
. K
’
N
2,6.HB.1
=2,6.220=572
[ ]
tx
σ
=
[ ]
0
N
tx
σ
. K
’
N
2,6.HB.1
=2,6.220=572
b) Ứng suất uốn cho phép .
Khi bánh răng quay 1 chiều :
[ ]
σ
σ
σ
Kn

σ
K
= 1,8 – là hệ số tập trung ứng suất ở chân răng của thép thường hoá .
''
N
K
=
6
0
td
N
N
,
6
0
10.5=N
,
td
N
là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên.
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
≈=
6
6
''
1
367894800
10.5
N
K

8,1.5,1
216.6,1
==
u
σ
( N/
2
mm
)
c) Ứng suất quá tải cho phép .
Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép :
Vì HB
≤
350
⇒

[ ]
[ ]
0
.5,2
N
txtxqt
σσ
≈
:
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 18
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
+ Bánh 1 :

2
mm
) .
+ Bánh 2 :
[ ]
2qt
σ
= 0,8.230 = 192 ( N/
2
mm
) .
3. Chọn sơ bộ hệ số quá tải trọng
sb
K
.
Chọn hệ số quá tải trong :
5,13,1 ÷=
sb
K
. Vậy ta chọn
4,1
21
==
sbsb
KK
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
ψ
.
Bộ truyền bánh răng trụ :
A









+≥
=
3
2
6
6,127.35,0
12,14.4,1
.
494.4
10.05,1
).14,4(








+
= 263,4 ( mm ).
6. Chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .


tt
K
= 1-hệ số tập trung tải trọng
Chọn cấp chính xác chế tao 9
⇒

d
K
= 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1].
⇒
Khoảng cách chính xác trục A =
3,256
4,1
45,1
.4,253.
3
3
==
sb
sb
K
K
A
( mm ).
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 19
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
8. Xác định mô đun , số răng , chiều rộng và góc nghiêng răng của bánh

12
=== ZiZ
Chọn Z
2
= 84.
- Chiều rộng bánh răng b.
b =
A
A
.
ψ
= 0,35.256,3 = 89,7 ( mm ).
Chọn b
1
=95 mm, b
2
= 90 mm.
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
Kiểm tra theo công thức:
[ ]
uu
bnZmy
NK
σσ
≤=

10.1,19
2
6
, với y là hệ số dạng răng (bảng 36).

5122,0
20
4
80100
8084
≈
−
+=
yy
yy
4,30
6,127.84.5.5122,0
56,13.45,1.10.1,19
2
6
2
==
u
σ
( N/
2
mm
)
[ ]
u
σ
≤
= 80,64 ( N/
2
mm

σ
đã xác định ở phần trên)
Ta có :



=
=
4,30
63
2
1
u
u
σ
σ
( )
2
3
6
.
1
.
.
10.05,1
nb
NKi
iA
tx
+

σ
≈ 728 ( N/
2
mm
) <
[ ]
txqt
σ
= 1235 ( N/
2
mm
)
⇒
Thoả mãn .
+
9,1443,2.63
1
==
uqt
σ
( N/
2
mm
) <
[ ]
216
1
=
uqt
σ

)(3,2565,2575.
2
9419
2
21
mmAm
ZZ
A
sb
=>=
+
=
+
=
Chiều cao răng h = 2,25.m = 2,25.5 = 11,25.5 (mm)
Chiều cao đầu răng h
đ
= m = 5 (mm)
Độ hở hướng tâm C = 0,25.m = 1,25 (mm)
Đường kính vòng
chia
d
c1
= m.Z
1
= 5.19 = 95 (mm)
d
c2
= m.Z
2

= 105 (mm)
D
e2
= d
c2
+ 2m
n
= 430 (mm)
12.Tính lực tác dụng .
- Lực vòng p :
5,5056
95
240185.2.2
21
====
d
M
pp
x
( N ).
- Lực hướng tâm
r
p
:
4,184020.5,5056.
0
21
==== tgtgppp
rr
α

N
txtx
K
'
.
0
σσ
=
Trong đó :
[ ]
0
N
tx
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài , giá trị tra
bảng 30[1].
6
0
'
td
N
N
N
K =
- hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc.
Trong đó :
0
N
= 10
7

0
⇒K
’
N
= 1
N
tđ
= 60.1.29.10920
= 19000800 > 10
7
= N
0
⇒K
’
N
= 1
⇒Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
tx
σ
:
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 22
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================
[ ]
tx
σ
=

Kn
K
N
u
.
.).6,14,1(
''
1−
÷
≈
Chọn
[ ]
σ
σ
σ
Kn
K
N
u
.
6,1
''
1−
≈
Trong đó :
1−
σ
b
σ
).45,04,0( ÷≈

10.5=N
,
td
N
là số chu kì ứng suất tương đương đã tính ở mục trên.
Bánh dẫn 1 Bánh bị dẫn 2
63,0
83603520
10.5
6
6
''
1
≈=
N
K
8,0
19000800
10.5
6
6
''
2
≈=
N
K
Nguyễn Đắc Thinh – 48 Chế Tạo Máy. 23
================
Đồ án thiết kế truyền động cơ khí.
===================

Vì HB
≤
350
⇒

[ ]
[ ]
0
.5,2
N
txtxqt
σσ
≈
:
+ Bánh 1 :
[ ]
1txqt
σ
= 2,5.572 = 1430 ( N/
2
mm
) .
+ Bánh 2 :
[ ]
2txqt
σ
= 2,5.494 = 1235 ( N/
2
mm
) .

Chọn hệ số quá tải trong :
5,13,1 ÷=
sb
K
. Vậy ta chọn
4,1
21
==
sbsb
KK
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
ψ
.
- Bộ truyền bánh răng trụ :
A
b
A
=
ψ
Ta chọn
A
ψ
= 0,4.
5. Xác định khoảng cách trục A .
Giá trị của A được xác định theo điều kiền bền tiếp xúc :
[ ]
3
'
2
2

.
494.4
10.05,1
).14,4(








+
= 270,8 ( mm ).
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 :
V =
67,0
)14,4.(10.6
6,127.4,253.14,3.2
)1.(10.6
2
10.6

44
1
4
11

K
= 1,45 – hệ số tải trọng động tra bảng 33[1].
⇒
Khoảng cách chính xác trục A =
9,273
4,1
45,1
.8,270.
3
3
≈=
sb
sb
K
K
A
( mm ).
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
1
Z
=

1098,05
274.2
8820
2
cos
21
≈⇒≈
+
=
+
=
ββ
n
m
A
ZZ
- Chiều rộng bánh răng b.
b =
A
A
.
ψ
= 0,4.274 = 109,6 ( mm ).
Chọn b
1
= 115 mm, b
2
= 110 (mm).
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
Kiểm tra theo công thức: