Phần I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
1. Tính chọn động cơ điện
1.1. Chọn loại động cơ
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị cộng nghệ là
giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.
Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động. Hệ dẫn động băng
tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha
không đồng bộ rô to lồng sóc.
Loại động cơ này có nhiều ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy.
- Có thể mắc trực tiếp với lưới điện ba pha mà không cần biến đổi
dòng điện.
Tuy nhiên loại này có nhược điểm là:
- Hiệu suất và cos(ϕ) thấp ( so với động cơ đồng bộ).
- Không điều chỉnh được vận tốc.
1.2. Chọn công suất động cơ.
Công suất làm việc trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
P
ct
=
βη
.
Pt
Trong đó:
P
ct
: công suất cần thiết trên trục động cơ, kW.
P
t
: công suất tính toán trên trục máy công tác, kW.
η: hiệu suất truyền động

ol
hiệu suất ổ lăn

đ
η
hiệu suất bộ truyền xích

η
k
hiệu suất khớp nối

η
brt
hiệu suất bánh răng trụ

η
brc
hiệu suất bánh răng côn
Theo bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ, ta có:
Hiệu suất Số lượng Giá trị
ol
η
4 0,995
đ
η
1 0,955
k
η
1 0,99
brt

n
i
t
t
P
Pi
*
1
2
1
<1
Do P tỉ lệ T nên ta có
β
=














∑
=





+






ckckck
mm
t
t
T
T
t
t
T
T
t
t
T
Tmm
2
2
1
22
*


+






ckck
t
t
T
T
t
t
T
T
2
2
1
2
.
1
2
.
1
1
=
( ) ( )


lv
=
D
v
.
.60000
∏
Trong đó v: vận tốc của tải v=0,24 m/s
D: đường kính tang tải D=400 mm
n
lv
=
400.14,3
24,0.60000
=11,46 (v/ph)
• Tỷ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động.
u
sbhệ
=u
sbh
.u
sbng
u
sbng
tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài
Do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai nên ta chọn u
sbng
=4

/T
dn
>T
mm
/T
1
=1,7
Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí”tập1
Ta chọn loại động cơ có
Kí hiệu động cơ 4A132M6Y3
Công suất động cơ (kw) 7.5 kw
Số vòng quay của động cơ (v/ph) 968v/ph
Tỷ số (T
k
/T
dn
) 2

Do P
đc
>P
yc
& T
k
/T
dn
>T
mm
/T

2
=
4
5.84
=21.1
• xác định u
1
,u
2
với u
1
là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn
u
2
là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ
ta chọn K
be
=0,3

ψ
bd2
=1,2
[K
01
]= [K
02
]
C
k
=1.1

3
k
C
=12,9.1.1
3
=17,17
Từ đồ thị h3.21(Tính toán hệ dẫn động cơ khí_tâp 1) ta tìm được: u
1
=5.2
Mặt khác ta có: u
h
=u
1
.u
2
=21.1 nên u
2
=4
ta tính lại U
ng
=
21
.UU
U
sb
=
4
1.21
5.84
=

2
=
==
995,0.94,0
14.6
.
3
olbrt
P
ηη
6.56 kw
Công suất trên trục I là :P
1
=
==
93,0.94,0
56.6
.
2
brcbrt
P
ηη
7.5 kw
Công suất trên trục động cơ là
P’
đc
=
==
955,0.995,0
5.7

==
u
n
v/ph
Số vòng quay của trục III là :n
3
=
==
4
5.46
2
2
u
n
11.6 v/ph
*Tính mômen xoắn trên từng trục
Ta có:
Trên trục động cơ:
T
đc
=9,55.10
6
.
==
968
57.7
.10.55,9
6
'
dc

2
2
==
n
P
N.mm
Trên trục III là: T
3
=9,55.10
6
.
5054913
6.11
14.6
.10.55,9
6
3
3
==
n
P
N.mm
Trên trục công tác:
T
ct
=9,55.10
6
.
5041666
46,11

n v/ph 968 242 46.5 11.6 11,46
Momen
xoắn
T N.mm
74683 295971 1347268 5054913 5041666
Bảng 1 Các số liệu tính toán đối với các trục của hộp giảm tốc và động
Phần II:
1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai
1.1. Chọn loại đai.
Căn cứ công suất động cơ P=7.57 kW, tỷ số truyền u
đ
=4và điều kiện
làm việc êm ta chọn loại đai là đai vải cao su.
1.2. Xác định các thông số bộ truyền.
1.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ.
Theo công thức thực nghiệm, ta có:
d
1
=(5,2 6,4)
3
đc
T
=( 5,2 6,4)
3
74683
=(219 270) mm
Trong đó: - T
đc
: mômen xoắn trên trục động cơ, T
đc

= 850 mm
Tỷ số truyền thực tế:
U
tt
=
( )
ε
−1
1
2
d
d
=
( )
850
224 1 0,01−
=3.83
 Sai lệch tỷ số truyền:
∆U=
đ
ttđ
U
UU −
=
4 3.83
4
−
=0.043 % (Thỏa mãn)
1.2.3. Khoảng cách trục và chiều dài đai.
• Khoảng cách trục:

+
= + +
=5300 mm
Tăng dây đai thêm 200 mm để dễ nối đai. Vậy chiều dài của đai
là: L=5500 mm
• Nghiệm đai về tuổi thọ:i=
L
v
Với chiều dài đai là: L=5500 mm.
Vận tốc đai:
1
3
. .
.224.968
11.34
60.10 60000
đc
d n
v
π
π
= = =
m/s
i=
L
v
=
11.34
2.3
=4.93<5 => Đảo bảo độ bền của đai

1
dd
dd
L
dd
La
ππ
( )
2
2
1 .1074 .1074
5500 5500 2 626 1880
4 2 2
π π
 
 
 
= − + − − =
 
 
 
 
 
mm
• Góc ôm α
1
: α
1
=
( )

=> b≥
[ ]
δσ
.
.
F
dt
KF
Trong đó: - δ: chiều dày của đai, mm.
- b: chiều rộng đai, mm.
- F
t
: là lực vòng, N.
- K
đ
: hệ số tải trọng động.
- [σ
F
]: ứng suất có ích cho phép, Mpa.
Với đai vải cao su
40
1
1
≤
d
δ
=>
1
224
5.6

F
] = [σ
F
]
0
.C
α
.C
v
.C
b
Theo bảng 13.9_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta có C
α
=0,96.
Theo bảng 13.10_Chi tiết máy tập 2_Nguyễn Trọng Hiệp, ta có C
v
=1,0083.
Ta có góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 0
0
<β=45
0
<60
0
nên C
b
=1
=> [σ
F
] = [σ
F

1
>
d
δ
và bộ truyền tự căng)
 Lực căng ban đầu: F
0
= σ
0
.δ.b=7,5.5.6.100=4200 N
• Lực tác dụng lên trục: F
r
= 2F
0
sin(
2
1
α
)
=2.4200.sin
161
2
 
 ÷
 
=8285 N
Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn
trụ 2 cấp
*Số liệu đầu vào
P

=580 Mpa
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240
Có
σ
b1
=750 Mpa
σ
ch1
=450 Mpa
II - Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2(tr94 TK1)
với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350
ta có
702
0
lim
+= HB
H
σ
1.1=
H
δ
HB
F
8.1
0
lim
=
σ
75.1=



==
=+=
Mpa
Mpa
F
H
414230*8.1
53070230*2
2lim
0
2lim
σ
σ
0
limH
σ
&
0
limF
σ
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
HO1
=30*HB

t
T
T
*
3
max
 N
HE2
=60c*
∑
i
t
u
n
*
1
1
*
∑
∑








i
ii

> N
HO1
do đó K
HL1
=1
chọn sơ bộ Z
R
Z
V
Z
xl
=1
theo 6.1a ta có
[
σ
H1
]=
σ
o
Hlim1
*K
HL1
/
δ
H
=560/1.1=109 Mpa
[
σ
H2
]=

H2
]=481.8 Mpa
*với cấp chậm sử dụng răng nghiêng
Theo 6.12 ta có
[
σ
H
]=1/2*([
σ
H1
]; [
σ
H2
])=(509+481.8)/2=495.4 <1.25[
σ
H2
]
Tính ứng suất uốn cho phép
Ta có N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
=60c*
∑
∑





FO
=4*10
6
với mọi loại thép
 N
FE2
> N
FO
=> K
FL2
=1
 Do u
2
<u
1
=> N
FE2
< N
FE1
=> N
FE1
> N
FO
=>K
FL1
=1
 ứng uốn cho phép :
-
F
S

Flim
*K
FC
*K
FL
/S
F
với K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
do tải quay 1 chiều nên K
FC
=1
[
σ
F1
]=441*1*1/1.75=252 Mpa
[
σ
F1
]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa
*ứng suất quá tải cho phép
[
σ
H
]
max
=2.8min (
σ
ch1

2
2
3
1
1. / (1 )
β
σ
 
= + −
 
e R H be be H
R K u T K K K u
Trong đó:
+
R
K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền
động bánh răng côn răng thẳng có:
0,5
d
=
R
K K
=0,5.100=50(MPa
1/3
)
+
β
H
K

R
e
=50
12.5
2
+
*
( )
3
2
8.481*2.5*3.0*3.01
2.1*295971
−
=296 mm
2/ Xác định các thông số ăn khớp:
-Số răng bánh nhỏ: d
e1
=2*R
e
/
2
1
1 u+
=
mm8.111
2.51
296*2
2
=
+

)=3.5/(1-0.5*0.3)=4.11 mm
Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn mte=4 (mm), do đó:
-Ta tính lại d
m1
& m
tm
m
tm
=m
te
*(1-0.5K
be
)=4 (1-0.5*0.3)=3.4 mm
vậy Z
1
=d
m1
/m
tm
=95/3.4=27.9
lấy Z
1
=28 răng
-Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z
2
= uZ
1
=5.2*28=145.6 răng chọn Z
2

m1
=Z
1
*m
tm
=28*3.4=95.2 mm
Chiều dài côn ngoài :
R
e
=0.5*m
te
*
2
2
2
1
ZZ +
=0.5*4*
22
14628 +
=297 mm
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo CT6.58[1]/113:
[ ] [ ]
2
2
1
2
1
2 1

1
+x
2
=0 va do
β
=0
Tra bảng 6.12[1]/104:
H
Z
=1,76
-
Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
α
ε
hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=[1.88-3.2(1/28+1/146)]*cos
m
β
(
m
β
=0)
=1.74

Theo 6.59a[1]/113:
4 4 1,74

1
/(2 )
m1
d
H H H
V b T K K
β α
Vận tốc vòng :
v=
2.1
60000
242
*2.95*14.3
60000
1
1
==Π
n
d
m
m/s < 1.5 m/s
-Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 9.
-Theo (6.64)
1
1
10
1
****
u
u

1
1
+=
βα
ν
HH
m
H
KKT
d
b
=1.05
Trong đó b=K
be
*R
e
=0.3*297=89 mm
chọn sơ bộ b=62 mm
=> K
H
=1.2*1*1.22=1.39
Ta có
-
[ ] [ ]
' 481.8.1.1.1 481.8( )
σ σ
= = =
H H V R xH
Z Z K MPa
Trong đó : v =3.76m/s<5m/s

2 /(0,85 )
ε β
σ σ
= ≤
F F F m m F
T K Y Y Y bm d

[ ]
2 1 2 1 2
/
F F F F F
Y Y
σ σ σ
= ≤
Trong đó:
-T
1
là mô men xoắn trên bánh chủ động
-K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115:
F F F FV
K K K K
β α
=
với K
be
=
89
0.3

1
1
1
2
F m
FV
F F
V bd
K
T K K
β α
= +
(CT6.68[1]/115) với
1
0
( 1)
m
F F
d u
V g v
u
δ
+
=
(6.68a)
Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] :
0,016
F
δ
=

F F
Y Y
là hệ số dạng răng
Với Z
v1
=Z
1
/cos
1
δ
=28/0.98 = 28.57 răng
Z
v2
=Z
2
/cos
2
δ
=146/0.2 = 730 răng
Và x
1
=0,4, x
2
=-0,4
Tra bảng 6.18[1]/107=> Y
F1
=3,45; Y
F2
=3,63
Thay số

[ ]
2 2F F
σ σ
<
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.
5/ kiêm nghiệm về quá tải
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : k
qt
=
1
mm
T
T
=1,7
để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt
Theo CT6.48[1]/108:
[ ]
480 1,7 626( ) 1620( )
ax ax
σ σ σ
= = = < =
Hm H qt Hm
k MPa MPa
Theo CT6.49[1]/108:
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 100.1,7 170( ) σ 464( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa

Z
1
,Z
2
β
x
1
,x
2
d
e
δ
e
h
ae
h
fe
h
ae
d
te
m
m
u
R
e
=0,5m
te

2 2

δ δ
= −
2 .
e te te
h h m c= +
, với
m
os
te
h c
β
=
,
0,2
te
c m=
1 1
( )
m
os
ae te n te
h h x c m
β
= +
2 1
2
ae te te ae
h h m h= −
1 1fe e ae
h h h= −

=0,4;-
0,4(mm)
IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng
thẳng
1.Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong
thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.
2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
-Theo CT6.15a[1]/94:
[ ]
2
3
2
2
2
( 1)
w
β
σ
= +
Ψ
H
a
H ba
T K
a K u
u
Trong đó:
+
a

2
1347268.1,12
49.5(4 1) 429( )
491 .4.0,3
w
= + =a mm
Lấy sơ bộ
430
w
=a
(mm)
 Xác định các thông số ăn khớp:
Theo CT 6.17 [1]/97:
(0,01 0,02) (0,01 0,02)430 4.30 6.8
w
= → = → = →
m a
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 5(mm)
Chọn sơ bộ
0
0
β
=
, do đó cos
β
=1
Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
1
2 2.430.1
34.4

+ +
= = =
m Z Z
a
-Đường kính vòng chia:
1 1
/ 5.34 /1 170( )os
β
= = =d mZ c mm
2 2
/ 5.136 /1 680( )os
β
= = =
d mZ c mm
-Chiều rộng vành răng :
0,3.430 129( )
w w
= Ψ = =
ba
b a mm
-Đường kính đỉnh răng:
1 1
2 170 2.5 180( )
= + = + =
a
d d m mm
2 2
2 680 2.5 690( )
= + = + =
a

Z
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/94:
M
Z
=274(Mpa
1/3
)
-
H
Z
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo CT6.34[1]:
2
tw
os
sin2
b
H
c
Z
β
α
=
Theo CT6.35[1]:
0)
o
t
os os(20 ).tg(
β α β

β
ε
= = =
Π
b
m
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 1,88 3,2 1 1,76
34 136
os
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
c
Z Z
1 1
0,75

2.430
172
u 1 4 1
a
= =
+ +
Vận tốc vòng :
2
3,14.172.46,5
0.4( / )
60000 60000
w2
Π
= = =
d n
v m s
V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9
→
H
K
α
= 1,13
+
2
1
2
w w1
d
β α
= +

1,08.1,003.1,13 1,22
→ = =
H
K
Thay số :
2
2.1347268.1,22.(4 1)
274.1,76.0,75 411( )
107,5.4.172
σ
+
= =
H
MPa
-Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo CT6.1 với
v=0,4m/s < 5m/s
1
v
Z→ =
-với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25 nên

0,95. 700 , 1
→ = < =
R a XH
Z d mm K
do đó:
[ ] [ ]
' 495.4.0,95.1.1 470,7( )
σ σ
= = =

Trong đó:
Theo bảng 6.7 với
1,08
Ψ =
bd
ta có
1,16
β
=
F
K
Với v = 0.4(m/s) < 2,5(m/s), tra bảng 6.14[1], cấp chính xác 9 thì
1,37
F
K
α
=
.
Tra bảng 6.15
0,006
F
δ
→ =
6.16
0
73g→ =
0
/ 0,006.73.1,06 430 / 4 4.8
w
δ

= 34 ,Z
v2
=136 và hệ số dịch chỉnh x
1
= x
2
=0, tra bảng 6.18 ta
có
1
2
3,75
3,60
=
=
F
F
Y
Y
Ứng suất uốn :
[ ]
1 1
2.1347268.1,62.0,56.1.3,75
98.7( ) 252( )
108.172.5
σ σ
= = < =
F F
MPa MPa
[ ]
2 2

σ σ . 94.7.1,7 161.16( ) σ 360( )= = = < =
F F qt F
K MPa MPa
Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN
Thông số Kết quả
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
a
w
= 430mm
m = 5 mm
b
w
=108mm
u
2
= 4m/s
β = 0
0
Z
1

quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động.
1.1. Chọn vật liệu
Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép
45
thường hóa có:
600 ( )
b
MPa
σ
=
340 ( )
ch
MPa
σ
=
Độ rắn: HB = 170 … 217 MPa
1.2. Tính thiết kế trục
Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước:
- Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
- Tính sơ bộ đường kính trục.
- Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng.
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
1.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục
a) Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng
Giả sử chiều quay của trục động cơ (trục I) như hình vẽ ta có sơ đồ
phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng.
- Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:
Lực vòng:
1

- Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Lực vòng:
2
3 4
3
2. 2.1347268
16300( )
165.3
t t
w
T
F N F
d
= = = =

Lực hướng tâm:
0
3 3 4
. 16300. 20 5932( )
r t tw r
F F tg tg N F
α
= = = =

Trích đoạn Thiết kế các chi tiết phụ 1 Vòng móc

---