Đồ án cơ sở thiết kế máy
TRƯỜNG ………………….
KHOA……………………….

Báo cáo tốt nghiệp
Đề tài: Bản thiết kế hệ dẫn động xích tải
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
LỜI NÓI ĐẦU
Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết
kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ
bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có
công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế
lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn
học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức
chuyên môn.
Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để
ta có thể tiếp cận được với tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn.
Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy
Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng
hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến
thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong
nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn.
Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu:
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1.
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2.
Em xin chân thành cảm ơn!

45
4.1.2. Tính và chọn ổ cho trục II 47
VI. PHẦN IV - CHỌN KHỚP NỐI 49
VII. PHẦN V: 51
VIII. BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC 51
X. 4.1. Bôi trơn ăn khớp 51
XI. PHẦN VI: 52
XII. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 52
XIII. VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 52
XV. PHẦN VII: 60
XVI. XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ CHỌN KIỂU LẮP GHÉP 60
XVIII. 7.1. Xây dựng bản vẽ lắp 60
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
II. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 61
TÀI LIỆU THAM KHẢO 63
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
I.
II. TÀI LIỆU THAM KHẢO
1, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T1.
2, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T2.
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
II. Bộ truyền trong
2.1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn:

o
Hlim
s
và
o
Flim
s
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở
S
H
, S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 275; độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 260
o
Hlim1 1
2HB 70 2.275 70 620MPas = + = + =

o
Flim1
1,8 . 275 495MPas = =
o
Hlim 2 2
2HB 70 2.260 70 590MPas = + = + =


T
T
c 60
3
max
∑








( CT 6.7 – 93) [I]
=> N
HE1
= 60.1.354,62.24000.( 1
3
.
7
2
+ 0,8
3
.
7
3
+0,3
3
.

)
= 7,7.10
7
> N
HO2
=> K
HL2
= 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ
H
] =
HLxHVR
H
H
KKZZ
S

lim








°
σ
(CT 6.1 – 91) [I]
Trong đó: Z

590
.1 536,4
1,1
=
MPa
Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σ
H
] = [σ
H
]
2
= 536,4 MPa
Theo ( CT 6.8 – 93) [I] N
FE
=
ii
m
i
tn
T
T
c
F
60
max
∑





= 1
N
FE2
= 60.1.104,3. 24000.( 1
6
.
7
2
+ 0,8
6
.
7
3
+0,3
6
.
7
2
) = 5,98. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
=> K
FL2
= 1
Theo ( CT 6.2 – 92) [I]
[ ]

: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> [σ
F
]
1
=
495.1.1
283
1,75
=
MPa
=> [σ
F
]
2
=
468.1.1

3
2
1
2
1
.
.1.
Hbebe
H
RE
uKK
KT
uKR
σ
β
−
+=
(CT 6.52a – 112) [I]
Với K
R
= 0,5 K
d
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép K
d
= 100 MPa
1/3
K
be
: hệ số chiều rộng vành răng K

1
: Momen trên trục 1. T
1
= 90486 N.mm
3
2
2
4,536.4,3.25,0).25,01(
08,1.90486
.14,3.50
−
+=
E
R
=170,28 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp
Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động:
09,96
14,3
28,170.2
1
2
22
1
=
+
=
+
=
u

=
31
07,84
1
1
=
z
d
m
= 2,71 (mm)
Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I]
m
te
=
09,3
25,0.5,01
71,2
.5,01
=
−
=
−
be
tm
K
m
mm
Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn m
te
= 3mm . Do đó:

Tính lại tỉ số truyền: u
m
=
4,3
32
109
1
2
==
z
z
Góc côn chia
δ
1
=
36,16
109
32
2
1
== arctg
z
z
arctg
= 16
0
21’39’’
δ
2
= 90

te
2 2
1 2
z z+
= 0,5 . 3.
22
10932 +
= 170,40 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
[σ
H
] =
2
1 H 1
M H
2
m1
2T .K . u 1
0,85.bd u
Z Z Z
e
+
Trong đó: Z
M
:



a
e
= [1,88 – 3,2.








+
21
11
zz
]cosβ
m
= [1,88 – 3,2.






+
109
1
32
1

= 1
K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
=
m1
1 H H
bd
1
2T K K
H
v
b a
+
Trong đó v
H
=
u
ud
vg
m
H
)1.(

1
0
+
δ

o
= 73
=> v
H
=
07,7
4,3
)4,31.(84
.55,1.73.006,0 =
+
(m/s)
K
Hv
: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1 +
αβ
HH1
1mH
KKT.2
bd.v
Trong đó b: chiều rộng vành răng
b = K
be
. R
e
= 0,25. 170,4 = 42,6 mm
=> K
Hv

] là độ bền tiếp xúc cho phép
Với R
a
= 2,5…1,25 μm => Z
R
= 0,95
d
a
< 700 mm => K
xH
= 1
v < 5 m/s => Z
v
= 1
=> [σ’
H
] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa
[ ]
58,509'7,448 =<=⇒
HH
σσ
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc;
Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn:
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
[σ’
F

thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng
α
F
K
= 1,37

Fv
K
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Fv
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
mF
KKT
db
Với
1
0
( 1)
ν δ . .
m
F F
d u
g v
u

= 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13
Y
b
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Với răng thẳng
Y
b
= 1
Y
F1
, Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2
Số răng tương đương
z
v1
=
35,33
9595,0
32
''39'2116cos
32
cos
1
1
==
°
=
δ
z

ε
α
= 1,76 => Y
ε
=
1 1
0,568
1,76
a
e
= =
Thay các giá trị vừa tính được:
20,104
84.625,2.6,42.85,0
8,3.1.568,0.13,2.90486.2
1
==
F
σ
MPa <[σ
F1
]
max
71,98
8,3
6,3.2,104
2
==
F
σ

T
T
T
[ ]
MPaK
FqtFF
46488,1454,1.2,104.
max
11max1
=<===
σσσ
[ ]
MPaK
FqtFF
46419,1384,1.71,98.
max
12max2
=<===
σσσ
2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 170,40 mm
Mo đun vòng ngoài m
te
= 3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 45 mm
Tỉ số truyền u

1
= 16
0
21’39’’ δ
2
= 73
0
38’21”
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= (h
te
+ x
n1
.cosβ
m
).m
te
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy

β
m
: góc nghiêng của răng. β
m
= 0
h
te
= cosβ

h
e
= 2.h
te
. m
te
+ c với c = 0,2 m
te
=> h
e
= 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm)
=> h
fe1
= 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm)
h
fe2
= h
e
– h
ae2
= 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài: d
ae1
= d
e1
+ 2.h
ae1
. cos δ
1
= 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm)

P
= P
lv
η
β
Ta có: P
lv
=
1000
Fv
6,3
1000
4,0.9000
==
(kW) (CT 2.11- 20) [1]
77,0
7
2
.3,0
7
3
.8,0
7
2
.1
3600.7
2
.4,1
2222
2

η
99,0=
ot
η
95,0=
đ
η
93,0=
x
η
Với
đbrxotol
ηηηηη
,,,,
lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp
bánh răng, đai.Hiệu suất nối trục di động
99,0=
K
η
Vậy η = 0,99 . 0,95 . 0,99.0,99
2
. 0,93 . 0,99 = 0,82.
Do đó:
P
ct
=
37,3
82,0
77,0.6,3
=

sbtrụcvít
.

u
sbxích
Từ bảng 2.4 -21 [1] chọn
u
sbbánh răng
= 3,4
u
sbđai
= 4
u
sbxích
= 2
⇒
u
sb
= 3,4.4.2 = 27,2
Theo CT 2.18 - 21 [1] số vòng quay sơ bộ động cơ là:
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
n
sb
= u
sb
. n
ct
= 27,2.51,35 = 1396,72 (vòng/phút)

u
t
=
lv
đc
n
n
=
== 65,27
35,51
1420
u
hộp
. u
ngoài

chọn sơ bộ u
đ
= 4, u
4,3=
br
⇒
u
xích
=
lv
t
n
u
=

Trục 2 là trục nối đĩa xích lớn - xích tải
Ta có:
a. Công suất:
)(95,26,3.82,0. KWPPP
lvtđt
====
β
)(2,3
93,0.99,0
95,2
.
2
KW
P
P
xot
t
===
ηη
(kW)
36,3
97,0.99,0
2,3
.
22
2
1
===
br
ol

n
đc
1
.nu
đ
=
= 4.354,41 = 1417,64 (vòng/phút)
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
c. Momen các trục:
Áp dụng công thức:
i
i
i
n
P
T .10.55,9
6
=
90486
62,354
36,3.10.55,9
.10.55,9
6
1
1
6
1
≈==

P
T
(N.mm)
626748
35,51
37,3.10.55,9
.10.55,9
6
6
≈==
ct
ct
ct
n
P
T
(N.mm)
Ta có bảng sau:
Trục

Thông số
Động cơ I

II Công tác
Công suất P
(KW)

3,57

3,36

mmd −=
. Chọn
)(140
1
mmd =
- Vận tốc đai:
)/(24,10
60000
1397.140.
60000

11
sm
nd
v ===
π
π
< V
)/(25 sm
mã
=
- Đường kính bánh đai lớn:
)1.(.
12
ε
−= udd
CT 4.2 – 53 [1]
Trong đó: Hệ số trượt :
01,0=
ε

04,4
404,4
<=
−
=∆
đ
u
( thỏa mãn)
- Khoảng cách trục a : Theo bảng 4.14 – 60 [1]
)(532560.95,0.95,095,004,4
2
2
mmda
d
a
u
đ
===⇒=⇒=
Điều kiện của a:
) (2).(55,0
2121
ddadd +≤≤+
(4.14 – 60)[1]
).560140.(2)560140.(55,0 +<<+⇒ a
385<532<1400
- Chiều dài l: Theo CT 4.4 – 54 [1]

( ) ( )
a
dddd

8
4
1
∆−+=
λλ
a
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
II. Bộ truyền trong
2.1. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,
có σ
b1
= 850 MPa, σ
ch1
= 580MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 ,
có σ
b2
= 850 MPa, σ
ch2
= 580MPa
2.2. Phân phối tỉ số truyền: u
br
= 3,4
2.3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350
o

= 260
o
Hlim1 1
2HB 70 2.275 70 620MPas = + = + =

o
Flim1
1,8 . 275 495MPas = =
o
Hlim 2 2
2HB 70 2.260 70 590MPas = + = + =

o
Flim2
1,8 . 260 468MPas = =
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
=
2,4
HB
H30
(CT 6.5 – 93) [I]
=> N
HO1
=
2,4 2,4 7
HB1
30 H 30.275 2,15.10= =
=> N

3
.
7
2
+ 0,8
3
.
7
3
+0,3
3
.
7
2
)
= 26 . 10
7
> N
HO1
. Do đó hệ số tuổi thọ K
HL1
= 1
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> N
HE2
= 60.1.104,3. 24000.( 1
3
.









°
σ
(CT 6.1 – 91) [I]
Trong đó: Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Z
v
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
v
.K
xH
= 1
=> [σ
H
]

tn
T
T
c
F
60
max
∑








N
FE1
= 60.1.354,62. 24000.( 1
6
.
7
2
+ 0,8
6
.
7
3
+0,3
6

) = 5,98. 10
7
> N
FO
= 4.10
6
.
=> K
FL2
= 1
Theo ( CT 6.2 – 92) [I]
[ ]
FLFCxFSR
F
F
F
KKKYY
S

lim








°
=

1,75
=
MPa
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
=> [σ
F
]
2
=
468.1.1
267
1,75
=
MPa
Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch2
= 2,8. 580 = 1624 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8. σ
ch1

Với K
R
= 0,5 K
d
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép K
d
= 100 MPa
1/3
K
be
: hệ số chiều rộng vành răng K
be
= 0,25…0,3. Chọn K
be
= 0,25
K
Hβ
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với

=>
48,0
25,02
4,3.25,0
2
.
=
−
=

14,3
28,170.2
1
2
22
1
=
+
=
+
=
u
R
d
E
e
(mm)
Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z
1p
= 19
Với HB < 350 z
1
= 1,6. z
1p
= 1,6.19 = 30,4 răng
Chọn z
1
= 31 răng.
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2

=
−
=
−
be
tm
K
m
mm
Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn m
te
= 3mm . Do đó:
m
tm
= m
te
. (1 - 0,5K
be
) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm
02,32
625,2
07,84
1
1
===
tm
m
m
d
z

2
1
== arctg
z
z
arctg
= 16
0
21’39’’
δ
2
= 90
0
– δ
1
= 90
0
–16
0
21’39’’ = 73
0
38’21”
Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z
1
= 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều
x
1
= 0,31 x
2
= - 0,31

2T .K . u 1
0,85.bd u
Z Z Z
e
+
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy
Trong đó: Z
M
:

Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp
Tra bảng 6.5 – 96 [I] Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Với x
1
+ x
2
= 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được Z
H
= 1,76
Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

= [1,88 – 3,2.






+
109
1
32
1
].1 = 1,75
=> Z
ε
=
3
75,14 −
= 0,866
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo CT 6.39 – 106 [I] K
H
= K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv

=
u
ud
vg
m
H
)1.(

1
0
+
δ
(CT 6.64 – 116) [I]
Với v =
55,1
60000
62,354.84.14,3
60000

11
==
nd
m
π
(m/s)
Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s)
≈
1,5 (m/s)
=> chọn cấp chính xác 9.
σ

HH1
1mH
KKT.2
bd.v
Trong đó b: chiều rộng vành răng
b = K
be
. R
e
= 0,25. 170,4 = 42,6 mm
=> K
Hv
=
12,1
1.14,1.90486.2
84.6,42.07,7
1 =+
=> K
H
= 1,14 . 1. 1,12 = 1,56
Thay các giá trị vừa tính vào ta được:

7,448
4,3.84.6,42.85,0
14,3.56,1.90486.2
.866,0.76,1.274
2
2
=
+

58,509'7,448 =<=⇒
HH
σσ
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc;
Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn:
[σ’
F
] =
1
1βε1
85,0
2
mtm
FF
dmb
YYYKT
(CT 6.65 – 116) [I]
Trong đó K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
Giáo viên hướng dẫn: Vũ Xuân Trường
Sinh viên thực hiện: Đặng Đức Đại Lớp: CTK8LC2
Đồ án cơ sở thiết kế máy

β α
. .
F F F Fv
K K K K=

KKT
db
Với
1
0
( 1)
ν δ . .
m
F F
d u
g v
u
+
=
(CT 6.64 – 116) [I]
δ
F
: tra bảng 6.15 – 107 [I] δ
F
= 0,016
g
o
: tra bảng 6.16 – 107 [I] g
o
= 73
=> v
F
= 0,016 . 73 .1,55 .
)/(87,18
4,3

9595,0
32
''39'2116cos
32
cos
1
1
==
°
=
δ
z
z
v2
=
07,387
2816,0
109
''21'3873cos
109
cos
1
1
==
°
=
δ
z

x