Đồ án chi tiết máy đề 8 trường đại học nguyễn tất thành

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Chương I : Tính tốn thiết kế đề 8 – phương án 2

Thiết kế hệ thống truyền động hệ thống bang tải theo yêu cầu kĩ thuật sau : Băng tải
Ft = 6500 (N), vận tốc 0,7 m/s , đường kính D= 200 m

Hình 2.1

Phần 1 . Xác định công xuất động cơ và tỷ số truyền
1.1 Xác định công suất bộ phận công tác băng tải
Pbt= Ft v 1000 = 6500.0,7 1000 =4,55 kW
1.2 Hiệu suất chung của hệ thống truyền động
ch = dbrol3

Ta chọn: d = 0,95; br = 0,97; ol = 0,99

ch = 0,95.0,97.0,992 = 0.89
1.3 Công suất cần thiết động cơ: Pdc= Pbt η = 4,55 =5,11 kW ch 0,89

1.4 Số vòng quay của trục băng tải

n ct=¿ 60000 .v = 60000 .0,7 =66,84 vg ¿
π.D π .200 ph

1.5 Tỷ số truyền chung xác định theo công thức

uch=ud ubr= ndc nct

1

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Với tỉ số truyền bánh răng ubr = 3,25 ; tỉ số truyền đai ux = 2,5 suy ra tỷ số truyền chung
uch = 8,12.

- Ta có số vịng quay sơ bộ: nsb=uch . nct=524,74 vgph .
Từ Pdc=5,11 kW và nsb=524,74 vgph ta chọn động cơ có cơng suất Pdc =5,5 kW

Động cơ và phân phối tỷ số truyền

Động cơ Số vòng Tỷ số truyền Bộ truyền Bộ
quay động chung, uch bánh răng, truyền
cơ, (vg/ph) đai, ud
ubr
2,5
4A132M8Y3 716 8,12 3,25

Tính cơng suất trên các trục

Công suất trên các trục có kết quả như sau:

Pdc=5,11 kW

Plv=❑ol .❑kn . P2 ↔0,99 . 1. P2=4,55→ P2=4,59 KW

P2=❑ol.❑br . P1 ↔ 0,99. 0.97 . P1=4,59 → P1=4,77 KW

Tính tốn tốc độ quay của các trục:

uđai= ndc n 1 → n1 = 286 vg/ph

n2= n1 u = 716 =220 vg br 3,25 ph

Tính Mơmen xoắn trên các trục:
T 1=¿9,55 . 106 . P1 =159277,972 N . mm
n1
T 2=¿9,55 . 106 . P2 =199247,727 N .mm
n2

2

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

T dc=¿9,55 . 106 . Pdc ↔ 9 ,55 . 106 . 4,48 =59754,18 N . mm II
ndc 716 Ud =2,5

Đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động 220

Trục Động cơ I

Thông số Ubr =3,25
Tỷ số truyền
5,5
Công suất (kw)
Moomen xoắn (Nmm) 59754,18

Số vòng quay (vg/ph) 716 286

3

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Chương 2 : Tính tốn bộ truyền đai

Tính tốn bộ truyền đai

Vd: Tính tốn , thiết kế bộ truyền đai thang với công suất P1 = 4,77 kW , n1 = 286
v/phut , tỉ số truyền u=2,5 . Xác định ứng suát sinh ra trong đai và tuổi thọ Lh

Bài giải :

1 Dựa vào T1, ta chọn đai loại B . Theo bảng 4.13 [2] , với đại loại B có các thơng số sau :
bp = 14 mm
bo= 17 mm
h = 10.5 mm
yo = 138 mm vuông
dlv = 140 …280 mm dmin = 140 mm

2 Đường kính bánh đai nhỏ
Dlc = 1.2. dmin = 168mm
Ta chọn đường kính d1 = 180 mm

3 Giả sử ta chọn hệ số trượt đai tương đối ξ = 0.01 . Đường kính banh đai lớn d 2c= u.d1.
(1-ξ) = 44ξ) = 445,5. Ta chọn theo tiêu chuẩn , đường kính đai thứ hai là : d2 = 450mm
Tỷ số truyền us Tỷ số truyền: u≔ d 2 d . (1−ξ )=2,5

| | Sai lệch so với giá trị cho trước Δs=s= (⋃s−U ) U ⋅100 %=0

4 Khoảng cách trục a theo công thức :

amin =0.55 .(d1 +d2)+h = 357 mm

amax =2.(d1 + d2)= 1260 mm

Chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 450mm khi u =3 a:= 450mm

Chiều dài tính tốn của đai

L π tt= 2.a+ ⋅(d 1+d 2) + (d2−d1)2 = 1930,101 mm2
4. a

4

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Theo bảng 4.3 , ta chọn đai có chiều dài L=2000mm

L:= 2000mm

5 Vận tốc đai

V1= π ⋅d1 ⋅n1 =6,748 m
60000 s

Số vòng chạy của đai trong 1 giây

lmin:= v1 → i=¿ 3,374 . 10-ξ) = 443
i

Giá trị trên nhỏ hơn [i] = 10 1/s nên thỏa điều kiện

Tính tốn lại khoảng cách trục

A= L− π (d 1+ d 2 ) 2 +√k2−8 ∆2

4 =486,46 mm

( ) Δ= d 2−d1 =135 mm
z

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

6 Góc ơm bánh đai nhỏ

α1:= 180-ξ) = 4457. (d 2−d 1 ) a =148,36 độ

7 Các hệ số sử dụng

Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai Cαα=0.91

Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc Cv =1.0

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền Cu=1.13 vì u = 2.5

Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Cr = 0.85

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai cl=1, cz=0,95

Theo bảng 4.8 chọn [Po] = 3.4kW khi d=180mm , Lo=2240 mm , v=6,748m/s và đai
loại B

L0:=2240 Po.cp = 3,38kW

5

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

√ CL =6 L = 5,66
L0
Số dây đai tính theo cơng thức zmin= p1 =2,16

p0⋅ cp ⋅cα ⋅c L ⋅ cz . cr . cr

Chọn số dây đai z:=2 đai

9 Lực căng đai ban đầu σ0.cp= 1.6 MPa

Fo = A.z. σ0= 580,8 N

Lực căng mỗi dây đai F0 =290,4 N
2

Lực vịng có ích : Ft =1000. P 1 v 1 =706,876 N

Lực vòng mỗi nhánh dây đai Ft2 =353,43 N

10 Ứng suất lớn nhất trong đai Mô đun đàn hồi E:= 100MPa

Khối lượng riêng đai ρ:= 1600 kg/m3

Ứng suất do lực căng phụ gâp nên σv≔ρ . v12. 10-ξ) = 446= 0.072 MPa

Ứng suất do lực căng ban đầu gây nên σ0= F 0A =3,2 MPa

δ:= 4mm

Ứng suất có ích sinh ra trong đai σt= FtA =3,89 MPa

Ứng suất uốn tuân theo quy định hooke σf1= δd 1 =0,06 MPa

Ứng suất lớn nhất trong đai

σmax≔σo+0.5 ⋅σt+σv+σf1=6,1 MPa

12 Tuổi thọ đai σr= 9MPa m:=8

6

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

( )σ r

Lh:= 0−v 3 =1.308 .10 giờ
2.3600 .i

7

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Chương 3 : Tính tốn bộ bánh răng trụ răng nghiêng

1.1.1 Tính tốn bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

Bộ truyền kín (hộp giảm tốc ) được bơi trơn tốt thì dạng hỏng chủ yếu là tróc lỗ bề mặt
răng và ta tiến hành tính tốn thiết kế theo ứng suất tiếp xúc

Mmen xoắn trên trục của bánh bị dẫn T1= , tỉ số truyền u = 2.5. Số vòng
quay n= 286 v/ph

Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn . Chọn thép 45Cr được tôi cải thiện . Theo
bảng 6.13 đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250 ,Đối với bánh bị dẫn ta
chọn độ rắn trung bình HB2 = 228

 Số chu kỳ làm việc cơ sở ;
NHO1 = 30.HB12,4= 30.2502,4 = 1,71.107 chu kỳ
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2282,4 = 1,37.107 chu kỳ
NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ

 Số chu kỳ làm việc tương dương xác định theo sơ dồ tải trọng
 N HE=60 cn Lh
 Trong đó: Lh=LKnam Kn=5 . 300 .16=24000(giờ )
 N HE1=60 cn Lh=60 . 968 . 24000 = 139,3 . 107 chu kỳ
 N HE2=60 cn Lh=60 . 152,7 . 24000 = 219,8 . 107 chu kỳ

Tương tự:

 N FE1=60 cn Lh=60 . 968 . 24000 = 139,3 . 107 chu kỳ
 N FE2=60 cn Lh=60 . 152,7 .24000 = 219,8 . 107 chu kỳ

Vì: N HE1> N OH1 , N HE2> NOH 2 , N FE1> NFO1 , N FE2> NFO2 nên vì thế chúng ta chọn:

K HL1= K HL2= N FL1= N FL2=1.

Theo bảng 6.13 giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng xác định như
sau:

σ OH lim ¿=2 HB +70 suy ra ¿
8

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

σ OH lim 1=2 HB1+70=2 . 250+70=570 ( MPa) 9
σ OH lim 2=2 HB2+70=2. 228+70=526( MPa)
σ OF lim ¿=1,8 HB suy ra¿
σ OFlim 1=1,8 HB1=1,8 . 250=450( MPa)
σ OFlim 2=1,8 HB2=1,8 . 228=410,4( MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Tính sơ bộ:

[ σ H ]= σOH lim ¿ .0,9 S K H HL ¿

Khi tôi cải thiện SH=1,1, do đó :

[ σ H 1]= σOH lim 1 .0,9 S K H HL= 570 .0,9 1,1 .1=466,36 ( MPa)
[ σ H 2]= σOH lim 2 . 0,9 S K H HL= 526 . 0,9 1,1 . 1=430,36( MPa)

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn

[σ H ]=0,5 √[σ H 1]2+ [σ H2]2=317,29 ( MPa)

Ứng suất uốn cho phép:
Tính sơ bộ:

[ σ F ]= σOF lim ¿ S K F FL ¿

Khi tối cải thiện SF=1,75, do đó :

[ σ F1] = σOFlim 1 S K F FL= 450 1,75 =257,14 ( MPa)
[ σ F2 ]= σOFlim 2 S K F FL= 410,4 1,75 =243,51( MPa)

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

3.3.4- Úng suất uốn cho phép

[σ F ]=0,5 √[σ F1]2+ [σ F2]2=177,07(MPa)

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục
Nên ❑ba=0,3 ÷ 0,5 ; chọn ❑ba=0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:

❑ba=❑ba(μ+1) 2 = 0,4 .( 2,5+ 1) 2 =0,7
Theo bảng 6.4 ta chọn hệ số K Hβ=1,02 ; KFβ=1,035

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức:

√ √ aw=43 ( μ+1) 2 3 T1 K Hβ =43 .(2,5+1 ) 2 3 64127,06 . 1,02 =108,16(mm)
❑ba[ σ H ] μ 0,7 .(317,29) . 2,5

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw=100(mm)

Mơđun răng

mn=(0,01 ÷ 0,02) aw=1 ÷ 2(mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn mn=2(mm)

Từ điều kiện 200> β >80 suy ra:

2 aw cos 80 > z1> 2 aw cos 200

mn( μ+ 1) mn( μ+1)

2. 100 . cos 80 > z1> 2 .100 . cos 200
2.(2,5+ 1) 2 .(2,5+1)

28,3> z1>26,8

Chọn z1=27 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn z2=2,5 . z1 ≈ 67 răng

Góc nghiêng

β=arcos z1mn( μ+1)=arcos 27 .2 .(2,5+1) =19,09o
2 aw 2 . 100

Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:

10

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đường kính vòng chia:
d1= Z1 mn cosβ =cos 19,09o 27 .2 =57,14( mm)

d2= Z2 mn cosβ =cos 19,09o 67 .2 =141,79(mm)

Đường kính vịng đỉnh:
da1=d1+2 mn=61,14 (mm)
da2=d2+2 mn=145,79( mm)

Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2=❑ba. a=0,7 . 100=70 (mm)
Bánh dẫn: b1=b2+5=75(mm)

11

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế trục: CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ TRỤC – THEN

1. Chọn vật liệu và xác định các lực tác dụng lên trục I:

1.1. Công suất: P1 = KW

1.2. Moment xoắn: T1 = Nmm

1.3. Số vòng quay: n = 286 vòng/phút

1.4. Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45, có σ b≥ 600 MPA, ứng suất xoắn cho

phép [ τ ]=20÷ 25 MPA.

 Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền động:

 Lực tác dung lên trục do bộ truyền đai gây nên:

Fr=2.Fo.sin( 2∝1)=1117 N

 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

Ft1= 2T 1 d = 2T 1 = 2. 159277,972=5899,18 N 1 m z1 2.27

Fr1=Ft1tgα =5899,18.tg 20=2147,12 N

Fa1=Fr 1. tgβ=864,45. tg 20=781,48 N

Chọn vật liệu thép C45, chọn sơ đồ ứng suất xoắn cho phép [ τ ]=20 MPA.
Xác định đường kính sơ bộ theo cơng thức:

√ √ d ≥ 3 T 1 = 3 159277,972=34,14 mm
0,2 .[ τ ] 0,2 .20

Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 35 mm tại vị trí thân trục lắp bánh răng

Chọn kích thước dọc trục theo cơng thức:

12

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

l=l1+2 x+w

 l1 = b1 = 75 mm.
 x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hợp giảm tốc.
 W = 40 mm -ξ) = 44 chọn theo bảng 10.2(w=30 ÷ 70 mm)khi T =100000 ÷ 200000 Nmm.
 Suy ra: l = 75 + 2 . 10 + 40 = 135 mm.
 Khoảng cách f được chọn theo bảng 10.2, f khơng nhỏ hơn 60 ÷ 90 mm; ta chọn

f =70 mm.

(MX)

13

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

(MY)
1.5. Moment tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:

M td=√ 0,75 T 2+ M x2+ M y2

¿ √0,75 .159277,9722+122,7232+199,0972

¿ 137938,9683 Nmm
1.6. Xác định chính xác đường kính trục
14

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

√ √ d ≥ 3 M td = 3 137938,9683 ≈ 27
0,1 .[ σ ] 0,1 .70

Với [ σ ]=70 MPAtra bảng 10.1 sách thầy NH Lộc đối với trục có góc lượn

2. Chọn vật liệu và xác định các lực tác dụng lên trục II:

2.1. Công suất: P2 = Kw

2.2. Moment xoắn: T2 = Nmm

2.3. Số vòng quay: n = 220 vòng/phút

2.4. Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45, có σ b≥ 600 MPA, ứng suất xoắn cho

phép [ τ ]=20÷ 25 MPA.

2.5. Phân tích lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền

động:

2.5.1. Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

Ft2= 2T 2 d =2810,46 N 2

Fr2=Ft2 .tgα=1022,92 N

Fa2=Fr 2. tgβ=372,31 N

2.5.2. Chọn vật liệu thép C45, chọn sơ đồ ứng suất xoắn cho phép [ τ ]=20 MPA.
2.6. Xác định đường kính sơ bộ theo cơng thức:

√ √ d ≥ 3 T 2 = 3 199247,727 =36,79 mm
0,2 .[ τ ] 0,2 .20

Theo tiêu chuẩn chọn d = 37 mm

2.7. Chọn kích thước dọc trục theo công thức:

l=l2+2 x+w

 l2 = b2 = 70 mm.
 x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hợp giảm tốc.

15

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

 W = 40 mm -ξ) = 44 chọn theo bảng 10.2(w=30 ÷ 70 mm)khi
T =100000 ÷ 200000 Nmm.

 Suy ra: l = 70 + 2 . 10 + 40 = 130 mm.
 Khoảng cách f được chọn theo bảng 10.2, f khơng nhỏ hơn 60 ÷ 90 mm;

ta chọn f =70 mm.

(MX)

16

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

(MY)
Moment tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:

M td=√ 0,75 T 2+ M x2+ M y2

¿ √0,75 .199247,7272+ 46,4422+ 91,3392

172553,6237 Nmm

17

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Xác định chính xác đường kính trục

√ √ d ≥ 3 M td = 3 172553,6237 ≈ 30
0,1 .[ σ ] 0,1 .70

Thiết kế then

Chọn then theo TCVN2261-ξ) = 4477

{ Điều kiện bền bền dập và điều kiện bền cắt ¿ σd= 2. T ≤[ σd]
[ d .lt .( h−t 1)]

¿ τc= 2.T d . l ≤ t . b [τc ]

1. Trục I: Cαó chỗ ghép then là bánh răng trụ nghiêng.
Bánh đai:

1.1. Chiều dài mayơ lm12 =48 mm, đường kính trục d = 35 mm
1.2. Tra Bảng 9.1[2] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 56 . 10 .8 . 5 . 3,3
1.3. Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,3

1.4. [σ d] ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5[2] [σ d]= 100 Mpa
1.5. [τ c] ứng suất cắt cho phép, tải va đập nhẹ [τ c] = 20÷30 Mpa

{Do đó: ¿ σd= 2. 159277,972 35.56 . (8−5) =63,20 MPa Chọn then trên là thỏa mãn yêu cầu.

2 . 159277,972
¿ τ c= 35 . 56 .8 =23,70 MPa

1.6. Bánh răng:
 Cαhiều dài mayo bằng chiều rộng vành răng, đường kính trục d = 35 mm
 Tra Bảng 9.1[2] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 56 . 10 .8 . 5 . 3,3
 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,3

 [σ d] ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5[2] [σ d]= 100 Mpa
 [τ c] ứng suất cắt cho phép, tải va đập nhẹ [τ c] = 20÷30 Mpa

18

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

{Do đó:¿ σd= 2. 159277,972 35.56 . (8−5) =63,20 MPa Chọn then trên là thỏa mãn yêu cầu

2 . 159277,972
¿ τ c= 35 . 56 .8 =23,70 MPa

2. Trục II:

2.1. Bánh răng:
 Cαhiều dài mayo bằng chiều rộng bằng chiều rộng vành răng đường kính d = 37
mm
 Tra Bảng 9.1[2] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 56 . 10 .8 . 5 . 3,3
 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,3

 [σ d] ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5[2] [σ d]= 100 Mpa
 [τ c] ứng suất cắt cho phép, tải va đập nhẹ [τ c] = 20÷30 Mpa

{Do đó: ¿ σd= 2. 199247,727 37 .56 . (8−5) =64,10 MPa Chọn then trên là thỏa mãn yêu cầu:

2 .199247,727
¿ τc= 37 . 56 . 8 =24,04 MPa

Bảng các thông số của then:

lt b h t1 t2 R

Bánh răng (I) 56 10 8 5 3,3 0,3

Bánh răng (II.) 56 10 8 5 3,3 0,3

Bánh đai 56 10 8 5 3,3 0,3

19

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ Ổ LĂN

1. Tính tốn ổ lăn cho trục 1:
 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

FRA=√ R AX2+ RAY2=√4572+ 29492=2984,20 N

 Tải trọng hướng tâm lên ổ tác dụng lên ổ B:

FRB=√ RBX2+ RBY2=√14872+29492=3302,69 N

Vì FRB> FRA nên tính theo ổ B : FR=F RB=3302,69 N

2. Chọn sơ bộ cỡ ổ:
Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy:
Đường kính trong ổ bi bằng đường kính trục ở vị trí ổ bằng đường kính trục ở vị trí ổ

d = 30 mm, chọn sơ bộ ổ bi cỡ nhẹ 108 (d = 40 mm, C = 13,2 kN, C0 = 9,45 kN)
2.1. Chọn các hệ số: Kσ , Kt ,V
 Thiết bị vận hành ngắn hạn và không liên tục Kσ=1
 Nhiệt độ làm việc của ổ < 100oC: Kt=1
 Vòng trong quay nên chọn : V = 1
 Xác định các hệ số: Do khơng có lực dọc trục nên X = 1, Y = 0
 Tuổi thọ ổ bi:

L= 6 60 Lh n = 6 60.4000 .286 =68,64 triệu vòng
10 10

 Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ:

Q=( XV Fr+Y Fa) K σ Kt=(1.1. 3302,69+0 ).1 .1=3302,69 N

 Khả năng tải trọng tính tốn của ổ:

mCtt=Q √L=3302,69. √68,64=13522,60 N3

Nên loại ổ đặc nhẹ 108 thỏa u cầu

3. Tính tốn ổ lăn cho trục II

20