đô án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
MỤC LỤC
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN

LỜI NÓI ĐẦU
Hệ thống thùng trộn được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng trong công
nghiệp, nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn Đồ Án Chi Tiết Máy là
cơ hội để chúng em tìm hiểu, tiếp xúc và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực
tiễn, cũng là cơ hội giúp chúng em nắm rõ những kiến thức đã học và học thêm được
nhiều về phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng
bước sử dụng những kiến thức đã học vào thực tế.
Việc tính toán những chi tiết máy chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế chưa có tính
kinh tế và công nghệ cao vì kiến thức của chúng em còn hạn chế.
Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Tuấn đã hướng dẫn tận
tình, giúp đỡ chúng em hoàn thành công việc thiết kế này.
Nhóm SV
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
ĐỀ TÀI:
Đề số 6, phương án 6:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh
răng trụ hai cấp đồng trục; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Thùng trộn.
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn. P: 9 kW
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p): 60 (v/p)
Thời gian phục vụ, L(năm): 7 năm
Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).

Chế độ tải: T
1
= T; T
2
= 0,8T; t
1
= 22 (giây); t
2
= 48 (giây).
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
CHƯƠNG I:
TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
1- Khái niệm:
Hệ thống thùng trộn là một hệ thống chuyên dùng để trộn, đảo các nguyên vật liệu
với nhau theo yêu cầu kỹ thuật và nhu cầu của con người, nhằm tạo ra các hỗn hợp
nguyên vật liệu cần thiết.
Ngày nay, hệ thống thùng trộn được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực, đặc biệt là
trong các ngành công nghiệp xây dựng, hóa thực phẩm…
2- Kết cấu hệ thống thùng trộn:
Hệ thống thùng trộn có rất nhiều loại và đa dạng tùy theo mục đích sử dụng sẽ có
hệ thống tương thích, thích hợp. Nhìn chung, hệ thống được hình thành từ 3 thành
phần cơ bản sau:
- Động cơ: là nguồn phát động cho hệ thống.
- Hộp giảm tốc: chuyển công suất từ động cơ sang thùng trộn theo các chỉ
tiêu kỹ thuật và yêu cầu thiết bị.
- Thùng trộn: chứa và trộn các nguyên vật liệu cần trộn.
Trong những ngành sử dụng thùng trộn với qui mô và công suất lớn, người ta
thường kết hợp với băng tải và các thiết bị vận chuyển khác nhằm nâng cao năng suất
làm việc, mang lại hiệu quả kinh tế cao.

3- Ứng dụng:
Trong một số lĩnh vực điển hình như:
- Hệ thống thùng trộn nghiền ximăng đất, đá trong công nghiệp khai khoáng.
- Hệ thống thùng trộn ximăng, cát, đá tạo vữa trong ngành xây dựng.
- Hệ thống trộn bột, chất lỏn, chất dẻo, các nguyên phụ liệu tạo các hỗn hợp
hóa chất.
- Hệ thống thùng trộn sử dụng trong dây chuyền sản xuất thực phẩm và thức
ăn gia súc.
Sử dụng thùng trộn có được nhiều ưu điểm:
- Tiết kiệm thời gian và chi phí nhân công.
- Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật và thành phần của sản phẩm.
- Đảm bảo vệ sinh an toàn thực phẩm.
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
MỘT SỐ HÌNH ẢNH VỀ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
CHƯƠNG II:
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN CHO HỆ TRUYỀN ĐỘNG
1- Xác định tải trọng tương đương:
81,7
4822
48.8,022
9
2
1
1
2
1

1
2
=
+
+
=






==
∑
∑
∑
∑
n
i
n
i
i
n
i
n
ii
td
t
t
T

T
P
t
tP
P
(kW)
2- Xác định công suất cần thiết của động cơ:
- Hiệu suất chung
η
của hệ thống:
24
brolkx
ηηηηη
=
.
Với:
-
93,0=
x
η
: hiệu suất bộ truyền xích.
-
1=
k
η
: hiệu suất khớp nối đàn hồi.
-
99,0=
ol
η

: hiệu suất một cặp ổ lăn.
-
98,0=
br
η
: hiệu suất bánh răng.
Hiệu suất chung
86,098,099,0193,0
24
≈×××=
η
- Công suất cần thiết của động cơ là:
1,908,9
86,0
81,7
≈===
η
td
ct
P
P
kW
3- Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống:
• Chọn tỷ số truyền sơ bộ:
Theo tài liệu [1], bảng 3.2 ta chọn tỷ số truyền như sau:
- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ: u
h
= 12.
- Bộ truyền xích: u
x

= 4.
Nên tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống là: u
sb
= 4.12 = 48.
Vận tốc sơ bộ của hệ thống là: V
sb
= u
sb
.n = 48.60 = 2880 (v/p).
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
• Chọn động cơ:
Ta có: P
ct
= 9 kW & V
sb
= 2880 (v/p) nên chọn động cơ DK 62-2 có n =
2930(v/p), công suất P = 10 kW, khối lượng 170kg.
 Phân phối lại tỷ số truyền thực:
8,48
60
2930
===
n
V
u
Tiến hành chia tỷ số truyền:
• Chọn u
x
= 4, khi đó tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: u

h
=
2,12
4
8,48
=
.
• Chọn u
1
= 1, u
2
= u
3
=
2,12
= 3,5.
4- Xác định công suất trên mỗi trục:
- Trục I: P
1
= P.
olk
ηη
.
= 10.1.0,99 = 9,9

kW.
- Trục II: P
2
= P.
brolk

ηηη

2
= 10.0,99
2
.0,98 = 9,6 kW.
- Trục III: P
3
= P.
23

brolk
ηηη
= 10.0,99
2
.0,98
2
= 9,4 kW.
- Trục công tác: P
ct
= P.
6,893,0.98,0.99,0.10
2424
==
xbrolk
ηηηη
kW.
5- Tính số vòng quay trên mỗi trục:
- Trục I: n
1

=
)/(2930
1
2930
1
pv
u
n
==
.
- Trục II: n
2
=
)/(837
5,3
2930
2
1
pv
u
n
==
.
- Trục III: n
3
=
)/(239
5,3
837
3

2
pv
u
n
==
.
- Trục công tác: n
ct
=
)/(605,59
4
238
3
pv
u
n
x
≈==
6- Tính mômen xoắn trên mỗi trục:
Ta tính mômen xoắn bằng công thức sau:
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
)(
10.55,9.
6
Nmm
n
P
T =
P : công suất động cơ (kW).

n : số vòng quay của trục.
- Trục động cơ:
)(32594
2930
10.55,9.10
6
NmmT ==
.
- Trục I:
)(32268
2930
10.55,9.9,9
6
1
NmmT ==
.
- Trục II:
)(109534
837
10.55,9.6,9
6
2
NmmT ==
.
- Trục III:
)(375606
239
10.55,9.4,9
6
3

NmmT ==
.
- Trục công tác:

)(1368833
60
10.55,9.6,8
6
NmmT
ct
==
Ta có được bảng thông số sau:
Trục
Thông số
Động cơ I II III CT
Công suất (kW) 10 9,9 9,6 9,4 8,6
Tỷ số truyền 1 3,5 3,5 4
Momen xoắn,(Nmm)
32594
32268
109534 375606 1368833
Số vòng quay, (v/p) 2930 2930 837 239 60
CHƯƠNG III:
THIẾT KẾ BỘ KHỚP NỐI
Mômem xoắn tính toán:
 Theo tài liệu [2], ta có:
•
[ ]
d
σ

: ứng suất dập cho phép của vòng cao su,
[ ]
d
σ
= (2
÷
4) MPa.
•
[ ]
u
σ
= 60
÷
80 MPa ứng suất cho phép chốt.
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Ta có công thức 16-1, tài liệu [2]:
TkT
t
.=
Chọn k = 1,4. Theo tài liệu [2]: T = 1,4.32268 = 45175 (Nmm) = 45,2 (Nm).
- Đường kính sơ bộ trục I là:
[ ]
2182,20
25.2,0
45175
2,0
3
3
≈===

x
x
sb
M
d
τ
mm.

[ ]
x
τ
: ứng suất tiếp cho phép của vật liệu làm trục,
[ ]
x
τ
=15
÷
30MPa.
Với T = 45,2 Nm, d
sb
= 21mm, ta chọn theo bảng 16-11 tài liệu [2], ta có thông số sau:
Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm.
T, Nm d D d
m
L l d
1
D
0
Z n
max

B B
1
l
1
D
3
l
2
63,0 32 100 36 10
4
5
0
50 71 6 570
0
4 28 21 20 20
Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi, mm.
T, Nm d
c
d
1
D
2
l l
1
l
2
l
3
h
63 10 M8 15 42 20 10 15 1,5

 Điều kiện sức bền dập
của vòng đàn hồi:
[ ]
d
c
d
ldDZ
Tk
σσ
<=== 979,1
15.10.71.6
45175.4,1.2

2
30
 Điều kiện sức bền của chốt:
[ ]
u
c
u
dDZ
lTk
σσ
<=== 5,37
10.71.6.1,0
25.45632.4,1
1,0

33
0

0
 Trong đó: l
0
= l
1
+ l
2
/2 = 20 +10/2 = 25.
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
CHƯƠNG IV:
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu nào đặc biệt nên ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng là giống
nhau. Dựa vào bảng 6-1 tài liệu [2] ta có bảng sau:
Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Tên thép Thép 45 tôi cải thiện Thép 45 thường hóa
Giới hạn bền kéo 750 MPa 600 MPa
Giới hạn chảy 450 MPa 340 MPa
Độ rắn 250 HB 200 HB
2. Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng:
a. Thông số đầu vào:
Công suất : P
1
= 9,9 kW.
Tỉ số truyền : u
1
= 3,5.
Số vòng quay : n
1

= 2930 (vòng/phút).
Tuổi thọ : L
h
= 16800 (giờ).
b. Xác định ứng suất tiếp cho phép:
theo công thức 6.36, tài liệu [1], ta có:
ii
i
HE
tn
T
T
cN
3
max
1
60
∑








=
=
[ ]
733

.109,92116800.2930.69,0.8,03,0.1.1.60 =+
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
ii
i
HE
tn
T
T
cN
3
max
2
60
∑








=
=
[ ]
733
.1011,5516800.837.69,0.8,03,0.1.1.60 =+
N
HO1

= 30.HB
2,4
= 30.200
2,4
= 1.10
7
(chu kỳ).
N
HO2
= 30.HB
2,4
= 30.250
2,4
= 1,7.10
7
(chu kỳ).
N
HE 1
> N
HO1
; N
HE2
> N
HO2
nên ta chọn K
HL1
= K
HL2
= 1.
[ ]

( )
466
1,1
9,0
.70250.2
.9,0
101
=+==
H
HL
HLimH
s
K
σσ
(MPa).
[ ]
( )
384
1,1
9,0
.70200.2
.9,0
202
=+==
H
HL
HLimH
s
K
σσ

(MPa).
c. Xác định ứng suất uốn cho phép:

=








=
∑
ii
i
FE
tn
T
T
cN
6
max
1
60
[ ]
766
10.14216800.2930.69,0.8,03,0.1.60 =+
=









=
∑
ii
i
FE
tn
T
T
cN
6
max
2
60
[ ]
766
10.57,4016800.837.69,0.8,03,0.1.60 =+
N
FO1
= N
FO2
=5.10
6
và N

FE1
> N
FO1
; N
FE2
> N
FO2
. Ta chọn:
K
FL1
= K
FL2
= 1.
[ ]
257
75.1
250.8,1
101
===
F
FL
FLimF
s
K
σσ
(MPa).
[ ]
7,205
75,1
200.8,1

202
===
F
FL
FLimF
s
K
σσ
(MPa).
- Theo bảng 6.15 tài liệu [1]; do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
5,03,0 ÷=
ba
ψ
, chọn
4,0=
ba
ψ
:
( )
( )
9,0
2
15,3.4,0
2
1
=
+
=
+
=

u
ba
bd
ψ
ψ
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Theo bảng 6.4 tài liệu [1], K
Hβ
= 1,04, K
Fβ
= 1,08;
Khoảng cách trục:
a
w
= 43(u+1)
[ ]
( )
mm
u
KT
Hba
H
6,105
5,3.384.4,0
04,1.32268
15,3.43
.
3
2

3
2
1
=+=
σψ
β
trong đó:
[ ]
MPa
H
5,382)384466(45,0 =+=
σ
<
[ ]
MPa
H
384
min
=
σ
Ta chọn
[ ] [ ]
minHH
σσ
=
tiêu chuẩn chọn a
w
= 170 mm.
d. Môđun răng:
- Môđun răng m

n
= (0,01
÷
0,02) a
w
= 1,7
÷
2,4 mm.
Chọn m
n
= 2 mm.
- Từ điều kiện 20
0
> β > 8
0
Suy ra:
( ) ( )
1
20cos2
1
8cos2
0
1
0
±
≥≥
±
um
a
z

um
a
n
w
n
w
( ) ( )
15,32
20cos.170.2
15,32
8cos.170.2
0
1
0
+
≥≥
+
z
5,3541,37
1
≥≥ z
Chọn z
1
= 37. Suy ra số răng bị dẫn là: z
2
= 37.3,5 = 130 răng.
- Góc nghiêng của răng là: β = arccos(
0
78,10)
170.2

5,4.37.2
=
.
- Chiều rộng bánh răng: bw =
mma
wba
68170.4,0. ==
ψ
>
( )
mm
m
n
73,26
78,10sin
.5,2
=
.
Chọn bw = 14 mm.
Góc ăn khớp: cosα
tw
= 167.2.cos20
0
/2.170 = 0,923
⇒
α
tw
=22,6
0
.

Th«ng sè B¸nh r¨ng chñ ®éng
VËt liÖu ThÐp 40
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 12
N CHI TIT MY GVHD: NGUYN MINH TUN
Phơng pháp nhiệt luyện Tôi cải thiện
Số răng z1 37
Môđun bánh răng m 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 14
Góc nghiêng răng beta 10.78 độ
Hệ số dịch chỉnh x1 0 mm
Góc prôfin răng anfa_t 20.33 độ
Đờng kính vòng chia d1 75.33 mm
Đờng kính vòng lăn dw1 75.56 mm
Đờng kính vòng đỉnh da1 79.33 mm
Đờng kính vòng chân df1 70.33 mm
Thông số Bánh răng bị động
Vật liệu Thép 45
Phng pháp nhiệt luyện Thng hoá
Số răng z2 130
Môđun bánh răng m 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 14
Góc nghiêng răng beta 10.78 độ
Hệ số dịch chỉnh x2 0 mm
Góc prôfin răng anfa_t 20.33 độ
Đng kính vòng chia d2 264.67 mm
Đng kính vòng lăn dw2 264.44 mm
Đng kính vòng đỉnh da2 268.67 mm
Đng kính vòng chân df2 259.67 mm
Kim nghim bn tip xỳc:
Tha iu kin sau:

[ ]
H
w
WHHMH
dubuKTZZZ


+=
2
1
1
/)1(2
Trong ú:
Z
M
: 130 tra bng 6.5 ti liu[2].
Z
H
=
twb

2sin/cos2
õy:
b
gúc nghiờng ca rng trờn hỡnh tr c s.
tg
b
= cos
t
.tg = cos20.tg10,78= 0,17

b
= 10,14
0
.

Z
H
=
77,26,22.2sin/14,10cos2 =
.
- Xỏc nh vn tc vũng v chn cp chớnh xỏc.
SVTH: Phan Th Huynh-Lờ Khỏnh Ngha 13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN

)/(59,11
)15,3.(1000.60
2930.170.2
)1(1000.60
2
1
sm
u
na
w
=
+
=
+

=
π
π
ν
Chọn cấp chính xác là: 8 bảng 6.6 tài liệu[1], ta được:
K
Hv
= 1,145; K
Fv
= 1,285.
K
Hβ
= 1,04.(bảng 6.7 tài liệu [2]).
K
Hα
= 1,09. (bảng 6.14 tài liệu [2]).
⇒
K
H
= K
Hv.
K
Hβ
. K
Hα
=1,3.
b
w
= 14
126,0)3/(14,10sin.14)./(sin. <===

ππβε
β
mb
bw
74,114,10cos)).130/137/1.(2,388,1(cos))./1/1.(2,388,1(
21
=+−=+−=
b
zz
βε
α
89,0
74,1
26,0
3
)26,01)(74,14(
3
)1)(4(
=+
−−
=+
−−
=
α
ββα
ε
ε
εεε
Z
[ ]

MPa
dubuKTZZZ
H
w
WHHMH
3843,3733.75.5,3.14/)15,3.(3,1.32268.2.89,0.77,2.130
/)1(2
2
2
1
1
=≤=+=
+=
σ
σ
ε
Thỏa điều kiện sức bền tiếp xúc.
 Kiểm nghiệm độ bền uốn:
• Số răng tương đương:
Bánh nhỏ:
( )
39
78,10cos
37
3
1
==
td
Z

Bánh lớn:
( )
137
78,10cos
130
3
2
==
td
Z
- Đối với bánh dẫn:
Y
F1
= 3,47 + 13,2/z
td1
= 3,47 + 13,2/39 = 3,8.
- Đối với bánh bị dẫn:
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Y
F2
= 3,47 + 13,2/z
td2
= 3,47 + 13,2/137 = 3,56.
Đặc tính độ bền các bánh răng.
- Bánh dẫn:
[ ]
6,67
8,3
257

1
1
==
F
F
Y
σ
.
- Bánh bị dẫn:
[ ]
8,57
56,3
7,205
2
2
==
F
F
Y
σ
.
Ứng suất tính toán:
mbd
KKTY
ww
FVFF
F
.
2
1

12
2
β
σ
=
Trong đó:
K
Fβ
= 1,08 tra bảng 6.7 tài liệu [2].
K
Fα
=1,27 tra bảng 6.14 tài liệu [2].
31,1
27,1.08,1.32268.2
3,75.14.9,25
1
2
1
1
1
=+=+=
αβ
ν
FF
wwF
FV
KKT
db
K
9,25=

F
ν

[ ]
MPaMPa
mbd
KKTY
F
ww
FVFF
F
7,2059,155
2.14.3,75
31,1.08,1.32268.6,3.2
.
2
1
12
2
=<===
σσ
β
Thỏa điều kiện bền uốn.
3. Tính toán cấp chậm: bánh răng nghiêng:
a. Thông số đầu vào:
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Công suất : P
2
= 9,6 kW.

Tỉ số truyền : u
2
= 3,5.
Số vòng quay : n
2
= 837 (vòng/phút).
Tuổi thọ : L
h
= 16800 (giờ).
Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Tên thép Thép 45tôi cải thiện Thép 45 cải thiện
Giới hạn bền kéo 750 MPa 600 MPa
Giới hạn chảy 450 MPa 340 MPa
Độ rắn 250 HB 200 HB
b. Xác định ứng suất tiếp cho phép:
theo công thức 6.36, tài liệu [1], ta có:
ii
i
HE
tn
T
T
cN
3
max
3
60
∑









=
=
[ ]
733
.1011,5516800.837.69,0.8,03,0.1.1.60 =+
ii
i
HE
tn
T
T
cN
3
max
4
60
∑









=
=
7
7
2
3
10.75,15
5,3
10.11,55
==
u
N
EH
N
HO3
= 30.HB
2,4
= 30.200
2,4
= 1.10
7
(chu kỳ).
N
HO4
= 30.HB
2,4
= 30.250
2,4
= 1,7.10

7
(chu kỳ).
N
HE3
> N
HO3
; N
HE4
> N
HO4
nên ta chọn K
HL3
= K
HL4
= 1.
[ ]
( )
466
1,1
9,0
.70250.2
.9,0
303
=+==
H
HL
HLimH
s
K
σσ

(MPa).
[ ]
( )
384
1,1
9,0
.70200.2
.9,0
404
=+==
H
HL
HLimH
s
K
σσ
(MPa).
c. Xác định ứng suất uốn cho phép:

=








=
∑

ii
i
FE
tn
T
T
cN
6
max
3
60
[ ]
766
10.57,4016800.837.69,0.8,03,0.1.60 =+
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
=








=
∑
ii
i
FE

tn
T
T
cN
6
max
4
60
7
7
4
3
10.6,11
5,3
10.57,40
==
FE
FE
N
N
N
FO3
= N
FO4
=5.10
6
và N
FE3
> N
FO3

; N
FE4
> N
FO4
. Ta chọn:
K
FL3
= K
FL4
= 1.
[ ]
257
75.1
250.8,1
303
===
F
FL
FLimF
s
K
σσ
(MPa).
[ ]
7,205
75,1
200.8,1
404
===
F

FL
FLimF
s
K
σσ
(MPa).
- Theo bảng 6.15 tài liệu [1]; do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
5,03,0 ÷=
ba
ψ
, chọn
4,0=
ba
ψ
:
( )
( )
9,0
2
15,3.4,0
2
1
=
+
=
+
=
u
ba
bd

ψ
ψ
Theo bảng 6.4 tài liệu [1], K
Hβ
= 1,04, K
Fβ
= 1,08;
Khoảng cách trục:
a
w
= 43(u+1)
[ ]
( )
mm
u
KT
Hba
H
7,158
5,3.384.4,0
04,1.109534
15,3.43
.
3
2
3
2
2
=+=
σψ

β
trong đó:
[ ]
MPa
H
5,382)384466(45,0 =+=
σ
<
[ ]
MPa
H
384
min
=
σ
Ta chọn
[ ] [ ]
minHH
σσ
=
tiêu chuẩn chọn a
w
= 170 mm.
d. Môđun răng:
- Môđun răng m
n
= (0,01
÷
0,02) a
w

= 1,7
÷
2,4 mm.
Chọn m
n
= 2mm.
- Từ điều kiện 20
0
> β > 8
0
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 17
N CHI TIT MY GVHD: NGUYN MINH TUN
Suy ra:
( ) ( )
1
20cos2
1
8cos2
0
1
0


um
a
z
um
a
n
w

n
w
( ) ( )
15,3.2
20cos.170.2
15,3.2
8cos.170.2
0
1
0
+

+
z
5,3541,34
1
z
.
Chn z
1
= 36. Suy ra s rng b dn l: z
2
= 36.3,5 = 128 rng.
- Gúc nghiờng ca rng l: = arccos(
0
27,15)
170.2
5,4.36.2
=
.

- Chiu rng bỏnh rng: b =
mma
wba
68170.4,0. ==

>
( )
mm
m
n
98.18
14,10sin
.5,2
=
.
Chn b = 37 mm.
Gúc n khp: cos
tw
= 164.2.cos20
0
/2.170 = 0,9


tw
=24,9
0
.
Thông số Bánh răng chủ động
Vật liệu Thép 45
Phơng pháp nhiệt luyện Thờng hoá

Số răng z1 36
Môđun bánh răng m 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 37
Góc nghiêng răng beta 15.27 độ
Hệ số dịch chỉnh x1 0 mm
Góc prôfin răng anfa_t 20.67 độ
Đờng kính vòng chia d1 74.63 mm
Đờng kính vòng lăn dw1 75.56 mm
Đờng kính vòng đỉnh da1 78.63 mm
Đờng kính vòng chân df1 69.63 mm
Thông số Bánh răng bị động
Vật liệu Thép 45
Phơng pháp nhiệt luyện Thờng hoá
Số răng z2 128
Môđun bánh răng m 2 mm
Chiều rộng vành răng bw 37
SVTH: Phan Th Huynh-Lờ Khỏnh Ngha 18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Gãc nghiªng r¨ng beta 15.27 ®é
HÖ sè dÞch chØnh x2 0 mm
Gãc pr«fin r¨ng anfa_t 20.67 ®é
§ưêng kÝnh vßng chia d2 265.37 mm
§ưêng kÝnh vßng l¨n dw2 264.44 mm
§ưêng kÝnh vßng ®Ønh da2 269.37 mm
§ưêng kÝnh vßng ch©n df2 260.37 mm
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
Thỏa điều kiện sau:
[ ]
H
w

WHHMH
dubuKTZZZ
σσ
ε
≤+=
2
1
1
/)1(2
Trong đó:
 Z
M
: 130 tra bảng 6.5 tài liệu[2].
 Z
H
=
twb
αβ
2sin/cos2
ở đây: β
b
– góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = cos20.tg15,27 = 0,25
⇒
β
b

= 14,38
0
.
⇒
Z
H
=
49,19,24.2sin/38,14cos2 =
.
- Xác định vận tốc vòng và chọn cấp chính xác.

)/(3,3
)15,3.(1000.60
837.170.2
)1(1000.60
2
2
sm
u
na
w
=
+
=
+
=
π
π
ν
Chọn cấp chính xác là: 8 bảng 6.6 tài liệu[1], ta được:

K
Hv
= 1,145; K
Fv
= 1,285.
K
Hβ
= 1,04.(bảng 6.7 tài liệu [2]).
K
Hα
= 1,09. (bảng 6.14 tài liệu [2]).
⇒
K
H
= K
Hv.
K
Hβ
. K
Hα
=1,3.
b
w
= 37
1)3/(27,15sin.37)./(sin. ===
ππβε
β
mb
w
82,127,15cos)).128/136/1.(2,388,1(cos))./1/1.(2,388,1(

21
=+−=+−=
βε
α
zz
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
55,0
82,1
1
3
)11)(82,14(
3
)1)(4(
=+
−−
=+
−−
=
α
ββα
ε
ε
εεε
Z
[ ]
MPa
dubuKTZZZ
H
w

WHHMH
3845,17363,74.5,3.37/)15,3.(3,1.109534.2.55,0.82,1.130
/)1(2
2
2
1
1
=≤=+=
+=
σ
σ
ε
Thỏa điều kiện sức bền tiếp xúc.
 Kiểm nghiệm độ bền uốn:
• Số răng tương đương:
Bánh nhỏ:
( )
40
27,15cos
36
3
1
==
td
Z

Bánh lớn:
( )
143
27,15cos

128
3
2
==
td
Z
- Đối với bánh dẫn:
Y
F1
= 3,47 + 13,2/z
td1
= 3,47 + 13,2/40 = 3,8.
- Đối với bánh bị dẫn:
Y
F2
= 3,47 + 13,2/z
td2
= 3,47 + 13,2/143 = 3,56.
Đặc tính độ bền các bánh răng.
- Bánh dẫn:
[ ]
6,67
8,3
257
1
1
==
F
F
Y

σ
.
- Bánh bị dẫn:
[ ]
8,57
56,3
7,205
2
2
==
F
F
Y
σ
.
Ứng suất tính toán:
mbd
KKTY
ww
FVFF
F
.
2
1
12
2
β
σ
=
Trong đó:

K
Fβ
= 1,08 tra bảng 6.7 tài liệu [2].
K
Fα
=1,27 tra bảng 6.14 tài liệu [2].
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
18,1
27,1.08,1.109534.2
6,74.37.20
1
2
1
1
1
=+=+=
αβ
ν
FF
wwF
FV
KKT
db
K
20=
F
ν

[ ]

MPaMPa
mbd
KKTY
F
ww
FVFF
F
7,20504,180
2.37.6,74
18,1.08,1.109534.56,3.2
.
2
1
12
2
=<===
σσ
β
Thỏa điều kiện bền uốn.
CHƯƠNG V:
THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
1. Tính đường kính sơ bộ các trục.
3
n
N
Cd
≥
Với C là hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, dối với đầu trục vào và trục truyền
chung có thể lấy C = 120.
+ Đối với trục I:

N
1
= 9,9 kW
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
n
1
= 2930 v/ph
mmd 18
2930
9,9
120
3
1
==
Ta lấy d
1
= 20mm
+ Đối với trục II:
N
2
= 9,6 kW
n
2
=837 v/ph
mmd 27
837
6,9
120
3

2
==
Ta lấy d
2
= 30 mm
+ Đối với trục III:
N
3
= 9,4 kW
n
3
= 239 v/ph
mmd 8,40
239
4,9
120
3
3
==
Chọn d3 = 42mm
Ta lấy trị số d
2
= 35 để chọn ổ lăn cỡ trung bình tra bảng 14P ta được chiều rộng của ổ
B = 23 mm.
2. Tính gần đúng trục.
Để tính gần đúng trục ta chọn các kích thước, khoảng cách trong hộp giảm tốc theo
bảng (7-1) trong đó:
Trên trục 1:
a : khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết đến thành hộp a = 10 ÷ 15 mm, ta chọn a = 10
mm.

c : khoảng cách hai chi tiết quay c = a = 10 mm.
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
B : chiều rộng ổ lăn B = 23 mm.
l
2
: khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp.
l
2
= 10÷15 mm, ta chọn l
2
= 10 mm.
l
3
: chiều cao nắp chặn ổ.
l
3
= 10÷15 mm, ta chọn l
3
= 15 mm.
l
4
: khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài thành hộp.
l
4
= 10÷20 mm, chọn
l4
= 15 mm.
l
5

: Chiều dài phần mayơ lắp trên trục,tạm lấy trên trục III:
l
5
= (1,2÷1,5).d = (1,2÷1,5).50= 60÷75 chọn l
5
= 70 mm
l
6
: Khoảng cách giữa 2 trục I, II, lấy l
6
= 20mm
Chiều dài trục I
l
I
= l
5
+ l
4
+ 2l
3
+ 2B + 2l
2
+ 2a +b = 70 + 15 + 2.15 + 2.23 + 2.10 + 2.10 + 40 = 240
mm
Trên trục III:
Tương tự như trục I với b
1
= 105, chiều dài trục
l
III

= l
5
+ l
4
+ 2l
3
+ 2B + 2l
2
+ 2a +b = 70 + 15 + 2.15 + 2.23 + 2.10 + 2.10 + 105 = 280
mm
Trên trục II:
l
II
= l
I
+ l
III
+ l
6
– 2l
4
– 2l
5
= 240 + 280 + 20 – 2.15 – 2.70 = 370 mm
2.1. Tính gần đúng trục I.
Ta có:
1452
2930.3,75
9,9.10.55,9.2
.

.10.55,9.2
2
6
11
1
6
1
1
1
====
nd
N
d
M
P
x
N
N
tg
tgP
P
r
8,536
78,10cos
20.1452
cos
.
1
1
===

β
α
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
P
a1
=P
1
.tgβ = 1452.tg10,78 = 259,7 N
x
1
: khoảng cách từ điểm giữa khớp nối đến giữa gối trục I
5
1 4 3
70 23
15 15 76,5
2 2 2 2
l
B
x l l mm= + + + = + + + =
x
2
: khoảng cách giữa bánh răng đến gối đỡ trục
mmla
bB
x 2,631010
2
40
2
23

22
2
1
2
=+++=+++=
Mômen xoắn trên trục:
Nmm
n
N
M
x
32268
2930
9,9.10.55,9.10.55,9
6
1
1
6
1
===
Đường kính trung bình bánh nghiêng nhỏ d
1
= 75,3mm
Lực vòng P
k
:
Ta chọn khớp nối trục đàn hồi, P
k
được tính theo công thức:
P

k
= (0,2÷0,3).2.M
1
/D
t
Công thức trên dựa vào công thức trang 188 tập 1, sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn
động – Trịnh Chất – Lê Uyển
Với D
t
là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, tra bảng
16 – 10 trang 68 tập 2, sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động – Trịnh Chất – Lê
Uyển.
D
t
= 100 mm.
⇒
P
k
= 0,3.2.32268/100 = 193,6 N
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN MINH TUẤN
Tính các phản lực theo sơ đồ trên ta có:
N
x
d
PxP
R
d
PxRxPM
ar

CyaCyrAy
314
2,63.2
2
3,75
.7,2592,63.8,536
.2
2

0
2
.2
2
1
121
1
1221
=
+
=
+
=⇒=−+−=
∑
∑
=−=−=⇒=+−= NRPRoRPRF
CyrAyCyrAyy
8,2223148,536
11
N
x

xPxxP
RxxPxRxPM
k
AxkCyrCx
415
2,63.2
2,63.1452)5,762,63.2.(6,193
.2
.).2(
0).2.(2
2
2112
12221
−=
−+
=
−+
=⇒=+−+−=
∑
∑
−=−−−=−−=⇒=−++= NPRPRoPPRRF
AxkCxkCyAxx
4,8431452)415(6,193
11
Biểu đồ:
SVTH: Phan Thế Huynh-Lê Khánh Nghĩa 25