đồ án nguyên lý chi tiết máy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
NHẬN XÉT CỦA GVHD
MỤC LỤC

Trang
Phần I. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I. Chọn động cơ……………………………………………
II. Phân phối tỷ số truyền………………………………….
III. Xác định công suất, momen và số vòng quay các trục
Phần II. Tính toán thiết kế chi tiết máy
I. Truyền dộng đai
thang…………………………………….
1. Chọn loại đai và thiết diện
đai……………………………….
2. xác định các thong số của bộ
truyền…………………………
3. Khoảng cách trục
…………………………………………….
4. Chiều dài
đai…………………………………………………
5. Góc ôm trên bánh đai
nhỏ…………………………………
II. Bộ truyền bánh
răng……………………………………….
1. Chọn vật
liệu…………………………………………………
2.xác dịnh ứng suất cho
phép…………………………………
3. Tính toán cấp
nhanh…………………………………………
4. Tính toán bộ truyền cấp

chậm………………………………
Phần III. Thiết kế trục và then.
I. Chọn vật liệu làm
trục…………………………………….
II. Xác định sơ bộ đường kính
trục………………………….
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
III. Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt
lực………
IV. Tính lực và vẽ biểu đồ nội
lực…………………………….
1. Trục
I………………………………………………………
2. Trục
II………………………………………………………
3. Trục III……………………………………………………
Phần IV. Tính toán ổ lăn và vỏ trục
I. Chọn ổ lăn……………………………………………….
1. Trục I………………………………………………………
2. Trục II……………………………………………………
3. Truc III…………………………………………………….
II. Tính toán và thiết kế vỏ hộp……………………………
1. Tính toán vỏ hộp………………………………………….
2. Bôi trơn ổ lăn……………………………………………
3. Bôi trơn hộp giảm tốc ……………………………………
Trường ĐH- SPKT ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Bộ môn NL- CTM THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

A- ĐẦU ĐỀ
1. Sơ đồ động:

SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
2. Các số liệu ban đầu:
a. Lực vòng trên xích tải 2P(N): 2000
b. Vận tốc xích tải V(m/s): 1,2
c. Số răng đĩa xích Z( răng): 11
d. Bước xích t(mm): 100
e. Số năm làm việc a(năm): 5
3. Đặc điểm của tải trọng:
Tải va đập nhẹ. Quay một chiều.
4. Ghi chú:
Năm làm việc 300 ngày, ngày 2 ca, 1ca = 8 giờ
Sai số cho phép về tỉ số truyền ∆I = 2÷3%
BẢN THUYẾT MINH
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY- THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG
CƠ KHÍ
PHẦN I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ
Gọi P
t
: công suất trên trục máy công tác
η : hiệu suất chung
P
ct
: công suất làm việc ( công suất cần thiết trên trục động cơ)
Ta có:

η
P
p
ct
=
Trong đó :
4,2
1000
2,1.2000
1000
.
===
V
P
F
t
t
kw

ηηηη
η
ntôbrđ

42
=
Tra bảng
η
d
=0.96 : hiệu suất bộ truyền đai

η
br
=0.98 : hiệu suất của bộ truyền bánh răng

η
ô
=0.99 : hiệu suất một cặp ổ lăn

η
nt
=1 : hiệu suất của khớp nối
=
η
0,96. 0,98
2
.1.0,99
4
. 1= 0,89
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU

⇒

7,2
89,0
4,2
===
η
p
p

t
ct
(kw)
Theo nguyên lý làm việc công suất động cơ phải lớn hơn công suất
làm việc
(ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công
suất lớn hơn có công suất lớn hơn công suất làm việc.
Tra bảng ( P1.3) ta chọn động cơ có ký hiệu 4A100S4Y3 công suất
động cơ P
dc
=3 kw số vòng quay của động cơ 1420 ( vòng /phút)
và hiệu suất 82%.
II . Phân phối tỉ số truyền
- Trạm dẫn động cơ khí gồm hai bộ truyền
+ Bộ truyền ngoài hộp: bộ truyền đai
+ Bộ truyền trong hộp: 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng
n
n
xt
đc
u =
Trong đó, u : tỉ số truyền chung
n
đc
: số vòng quay của động cơ
n
xt
: số vòng quay của xích tải

45,65

100.11
2,1.1000.60
.
.1000.60
===
tZ
V
n
xt
( vòng/phút )

7,21
45,65
1420
==u
Gọi u
h
: tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp
Ta có
85,10
2
7,21
. ====
u
uuu
đ
cnh
u
Chọn
2=

u
đ
Với
u
n
: tỉ số truyền cấp nhanh

u
c
: tỉ số truyền cấp chậm
Mà
01,3
2,1
85,10
2,1
2,1.
2
===⇒==
u
uuuuu
h
cccnh
Trong đó
uu
cn
)3,12,1( ÷=
Và
6,3
01,3
85,10

===
u
u
u
c
h
n
III. Xác định công suất momen và số vòng quay trong các trục
*Động cơ
- công suất:
7,2=
p
ct
(kw)
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
- số vòng quay:
1420=
n
đc
( vòng/phút )
- Momen xoắn:
18158
1420
7,2
10.55,910.55,9
66
===
n
p

đc
ct
T
( M.mm )
* Trục I
- Công suất:
57,299,0.96,0.7,2
1
===
ηη
ôđ
ct
pp
( kw )
- Số vòng quay:
710
2
1420
1
===
u
n
n
đ
đc
( vòng/ phút)
- Momen xoắn:
34568
710
57,2

10.55,910.55,9
6
1
1
6
1
===
n
p
T
( M.mm )
* Trục II
- Công suất:
49,299,0.98,0.57,2
12
===
ηη
ôbr
pp
( kw )
- Số vòng quay:
197
6,3
710
1
2
===
u
n
n

n
( vòng/ phút)
- Momen xoắn:
120708
197
49,2
10.55,910.55,9
6
2
2
6
2
===
n
p
T
( M.mm )

* Trục III
- Công suất:
42,299,0.98,0.49,2
23
===
ηη
ôbr
pp
( kw )
- Số vòng quay:
65
01,3

197
2
3
===
u
n
n
c
( vòng/ phút)
- Momen xoắn:
355554
65
42,2
10.55,910.55,9
6
3
3
6
3
===
n
p
T
( M.mm )

Trục
Thông Số
Động cơ Trục I Trục II Trục III
Công suất P 2,7 2,57 2,49 2,42
Tỉ số truyền u u

đ
=2 u
n
=3,6 u
c
=3,01
Số vòng quay n 1420 710 197 65
Momen xoắn T 18158 34568 120708 355554
PHẦN II
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

I.Truyền động đai thang
1.Chọn loại đai và thiết diện đai
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
Dựa vào bảng 4.13 chọn loại đai có kí hiệu A
+ kích thước tiết diện:
b
t
= 11 mm
b = 13 mm
h = 8 mm
y
0
= 2,8 mm
+ Diện tích tiết diện: A= 81 ( mm
2
)
+ Đường kính bánh đai nhỏ d
1

= ( 100-200) mm
+ Chiều dài giới hạn: l= ( 560-4000) mm
2.Xác định các thông số của bộ truyền
+ Đường kính bánh đai nhỏ d
1
Với d
1
= 140 mm
Vận tốc đai:
2,5
1000.60
710.140.14,3
1000.60

11
===
nd
v
π
m/s < 25 m/s
 chọn d
1
= 140 mm
+ Đường kính bánh đai lớn d
2
4,274)02,01(140.2)1.(.
12
=−=−=
ε
dud

đ
mm
Với ε : hệ số trượt
( )
02,001,0 ÷=
ε
chọn ε = 0,02
Mà d
2
lấy theo tiêu chuẩn bảng 4.21 => chọn d
2
= 280 mm
Kiểm tra tỉ số truyền
2
140
280
1
2
===
d
d
u
Sai số
0100.
2
22
0
0
=
−

=
δ
Vậy đường kính bánh đai nhỏ d
1
= 140 mm và bánh đai lớn d
2
= 280
mm
3. Khoảng cách trục a
Theo bảng 4.14 có u = 2

336280.2,1.2,12,1
2
2
===⇒=⇒ da
d
a
mm
Kiểm tra
( ) ( )
( ) ( )
2801402828014055,0
255,0
2121
+≤≤++
+≤≤++
a
ddahdd

840336239 ≤≤

4. Chiều dài đai l
a
dddd
al
4
)(
2
)(
2
2
1221
−
+
+
+=
π
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU

98,1345
336.4
)140280(
2
)280140(14,3
336.2
2
=
−
+
+

+=
(mm)
Theo bảng 4.13 => l= 1400 mm
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
107,3
1400
10.2,5
max
3
=<=== i
l
v
i
Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức
4
8
22
∆−+
=
λλ
a
Với
6,740
2
)280140(14,3
1400
2
)(
21
=

+
−=
+
−=
dd
l
π
λ
Và
70
2
140280
2
)(
12
=
−
=
−
=∆
dd
56,363
4
70.86,7406,740
22
=
−+
=a
(mm)
5. Góc ôm α

1
trên bánh đai nhỏ
0000
12
0
1
05,,15857.
56,363
140280
18057.180 =
−
−=
−
−=
a
dd
α
 α
1
> 120
0
( đạt yêu cầu )
Xác định số đai
[ ]
zu
đ
CCCCP
KP
Z

.
10
1
α
=
Với
7,2
1
==
ct
PP
kw
K
đ
: hệ số tải trọng động
Theo bảng 4.7 K
đ
= 1,25
[ ]
29,1
0
=P
( theo bảng 4.19 )
C
α
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
Tra bảng 4.15 C
α
= 0,94

C
1
= 0,96 ( bảng 4.16 ) với
82,0
0
=
l
l
C
u
= 1,13 ( bảng 4.17 ) với u=2
C
z
: hệ số ảnh hưởng số đai
[ ]
1,2
29,1
7,2
0
==
P
P
ct
Do đó C
z
= 0,95
7,2
95,0.13,1.96,0.94,0.29,1
25,1.7,2
==Z

SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
Lấy Z = 3
Chiều rộng bánh đai
5010.215)13(2)1( =+−=+−= etZB
(mm)
Với t =15 và e = 10 ( tra bảng 4.21 )
Đường kính ngoài của bánh đai
6,1463,3.21402
011
=+=+= hdd
a
(mm)
6,2863,3.22802
022
=+=+= hdd
a
(mm)
Xác định lực căng ban đầu
v
đ
FZCV
KP
F
+
=

.780
1
0

α
Trong đó
2
.VqF
mv
=
với q
m
= 0,105 kg/m ( bảng 4.22 )

84,22,5.105,0
2
==
v
F
( N )
39,150
84,23.94,0.2,5
25,1.7,2.780
0
=
+
=F
( N )
Lực tác dụng lên trục
84,885)
2
05,158
sin(3.39,150.2)
2

sin(.2
1
0
===
α
ZFF
r
( N )
II. Bộ truyền bánh răng
1.Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa
trong thống nhất hóa trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp bánh
răng như sau:
Theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ
b1
=
850MPa và σ
ch1
= 580MPa
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192….240 có σ
b2
=
750MPa và σ
ch2
= 450MPa
2. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180….350,
702
0

1lim
+= HB
H
σ
; S
H
= 1,1
HB
F
8,1
0
lim
=
σ
; S
F
= 1,75
(S
H
và S
F
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn ) tra bảng
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 245; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230
Khi đó
56070245.2702
1

0
1lim
=+=+= HB
H
σ
MPa
441245.8,18,1
1
0
1lim
=== HB
F
σ
MPa
53070230.2702
2
0
2lim
=+=+= HB
H
σ
MPa
414245.8,18,1
2
0
2lim
=== HB
F
σ
MPa

SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
Theo công thức 6.7:
4,2
30
HBHO
HN =
do đó
74,2
1
10.6,1245.30 ==
HO
N
74,2
2
10.39,1230.30 ==
HO
N
Với HB: độ rắn của bánh
Theo công thức 6.7 :
ii
i
HE
tn
T
T
cN 60
3
max
∑









=
Trong đó : T
i
, n
i
,t
i
lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số
giờ làm việc ở chế độ I ở bánh răng đang xét
N
HE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
∑∑∑
=
iiiiHE
ttTTtuncN /.)/(/.60
3
max112
Với c,n t

lần lượt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, số vòng quay
trong 1 phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét

[ ]
733
2
10.86,512,0.02,0.16,0.8,024000.710.1.60 =++=
HE
N
> N
H02
do đó
K
HL2
= 1 ( K
HL
: hệ số tuổi thọ )
Suy ra N
HE1
> N
HO1
do đó K
HL1
= 1
Như vậy theo công thức 6.1a sơ bộ xác định được
[ ]
H
HLH
H
S
K.
0
lim

σ
σ
=
[ ]
509
1,1
1.560
1
==
H
σ
MPa
[ ]
8,481
1,1
1.530
2
==
H
σ
MPa
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12
[ ]
[ ] [ ]
4,495
2
8,481509
2
21
=

+
=
+
=
HH
H
σσ
σ
MPa
Theo công thức (6.7)
( )
iiiFE
TnTTcN ./60
6
max
∑
=
( )
766
2
10.53,362,0.02,0.16,0.8,024000.710.1.60 =++=
FE
N
Vì N
FE2
= 36,53.10
7
> N
FO
= 4.10

6
do đó K
FL2
= 1
Với N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và N
FO
=
4.10
6
N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
N
FL
: hệ số tuổi thọ
Suy ra N
FE1
> N
FO
do đó K
FL1
= 1
do đó theo công thức ( 6.2a ) với bộ truyền quay một chiều K
FC
= 1 ta
được:
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU

[ ]
F
FLFCF
F
S
KK
0
lim
1
σ
σ
=
[ ]
252
75.1
1,1.441
1
==
F
σ
( MPa )
[ ]
236
75.1
1,1.414
1
==
F
σ
( MPa )

Ứng suất quá tải cho phép : theo công thức ( 6.13 ) và ( 6.14 )

[ ]
1260450.8,2.8,2
2
max
===
chH
σσ
( MPa )
[ ]
464580.8,0.8,0
1
max
1
===
chF
σσ
( MPa
[ ]
360450.8,0.8,0
2
max
2
===
chF
σσ
( MPa )
3.Tính toán cấp nhanh
3.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức ( 6.15a )
( )
[ ]
3
2
1
1

.
1
banH
H
naW
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
( )
( )
17,104
3,0.6,3.4,495
12,1.34568
16,343
2
1
=+=
W
a

( mm)
Trong đó Ψ
ba
= 0,3 tra bảng 6.6
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại
răng.( Tra bảng 6.5 chọn K
a
= 43 )
Ψ
bd
= 0,5 Ψ
ba
( u
n
+ 1) = 0,5.0,3( 3.6 +1) = 0.69 do đó theo
bảng 6.7. Chọn K
Hβ
= 1,12 (sơ đồ 3).
Lấy a
W1
=104 mm
3.2Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức (6.17)
Mođun : m = (0,01
÷
0,02)a
W
= (0,01

÷
0,02).104 = 1,04
÷
2,08 mm
Theo bảng 6.8 chọn mođun pháp m =2
Xác định số răng, góc nghiêng β
Chọn sơ bộ β = 10
0
do đó cos β = 0,9848
Theo công thức (6.19)
số răng của bánh nhỏ
( ) ( )
27,22
16,32
9848,0.104.2
1
cos.2
.
1
=
+
=
+
=
n
W
um
a
Z
β

Lấy Z
1
= 22
Số răng của bánh lớn
2,7922.6,3.
12
=== ZuZ
n
Lấy Z
2
= 79
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
Do đó tỷ số truyền thực sẽ là
59,3
22
79
==
m
u
( )
( )
97,0
104.2
79222
2
cos
1
21
=

+
=
+
=
W
a
ZZm
β
Suy ra β = 13,93
0
3.3Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
( )
2
1
1

1.2

WmW
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
Trong đó

b
W
: chiều rộng vành răng b
W
= Ψ
ba
.a
W1
= 0,3.104 = 31,2 mm
Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp ; theo bảng
(6.5) Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
tw
b
H
a
Z
2sin
cos2
β
=
β
b

: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
0
95,1223,0)8,13().57,20cos(.cos =⇒===
btb
tgtgtg
ββαβ
Với
57,20
97,0
20
cos
=






=








==
tg
arctg

tg
acrtg
twt
β
α
αα
Do đó
( )
( )
72,1
57,20.2sin
95,12cos2
==
H
Z
Theo công thức (6.37),
( )
18,1
2.
8,13sin2,31
sin
===
ππ
β
ε
β
m
b
w
Do đó theo (6.36c),

78,0
643,1
11
===
α
ε
C
Z
Trong đó theo (6.38b)
643,197,0.
79
1
22
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21
=













+−=














+−=
βε
α
ZZ
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
32,45
159,3
104.2
1
2
1
=
+
=

+
=
m
w
w
u
a
d
Theo công thức (6.40)
68,1
1000.60
710.32,45.14.3
1000.60

11
===
nd
V
w
π
(m/s)
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
Với V= 1,68 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và V< 2,5 m/s thì K
Hα
= 1,13
Theo công thức (6.42)
32,1
59,3

104
68,1.73.002,0
0
===
u
a
Vg
w
HH
σν
Trong đó
H
σ
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta
được
H
σ
=0,002
g
o
: hệ số ảnh hưởng đến các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra
bảng 6.16 ta được g
0
= 73
do đó theo công thức (6.41)
02,1
13,1.12,1.34568.2
32,45.2,31.32,1
1 =+=
HV

K
Theo công thức (6.39)
29,102,1.13,1.12,1 ===
HVHHH
KKKK
αβ
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33) ta được
4,490
32,45.59,3.2,31
)159,3(29,1.34568.2
.78,0.72,1.274
2
=
+
=
H
σ
MPa
Xác định chính xác ứng xuất tiếp cho phép
Theo công thức (6.1) với V=1,68 m/s <5 m/s, Z
V
= 1; với cấp chính
xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần
gia công đạt độ nhám R
a
=2,5… 1,25μm, do đó Z
R
= 0,95 ; với d
a
<

700 mm và
K
XH
=1 do đó theo công thức (6.1) và (6.1a)
[ ] [ ]
7,4701.95,0.1.4,495 ===
XHRVHH
KZZ
σσ
MPa
Như vậy
[ ]
HH
σσ
>
do đó cần tăng them bề rộng vành răng từ 31,2
mm đến kích thước
[ ]
87,33
7,470
4,490
.104.3.0.
2
2
=







=








=
H
H
wbaw
ab
σ
σ
ψ
mm
Lấy b
w
= 34 mm
3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức (6.43)
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
11
1
β
ε
σ
=

Theo bảng 6.7 ,K
fβ
= 1,24
Theo bảng 6.14 với V < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, K
Hα
= 1,37
Theo công thức (6.47)
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
96,3
59,3
104
68,1.73.006,0
0
===
u
a
Vg
w
FF
σν

Trong đó tra bảng 6.15, σ
F
= 0.,006; bảng 6.16, g
0
= 73
Theo công thức (6.46)
05,1
37,1.24,1.34568.2
32,45.34.69,3
1
2

1
1
1
=+=+=
αβ
ν
FF
wwF
FV
KKT
db
K

Do đó
78.105,1.37,1.24,1 ===
FvFFF
KKKK
αβ

Với
643,1=
α
ε
,
61,0
643,1
11
===
α
ε
ε
Y
Với β = 13,8
0
,
9,0
140
8,13
1 =−=
β
Y
Số răng tương đương
11,24
97,0
22
cos
33
1
1

===
β
Z
Z
V
56,86
97,0
79
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
V
Theo bảng 6.18 ta được Y
F1
= 3,9; Y
F2
= 3,61
Thay vào công thức 6.43 ta được
5,85
2.32,45.34
9,3.9,0.61,0.78,1.34568.2
1
==
F
σ

MPa <
[ ]
252
1
=
F
σ
MPa
14,79
9,3
61,3.5,85
.
1
21
2
===
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
MPa <
[ ]
236
2
=
F
σ

MPa
3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo công thức 6.48:
[ ]
max
max
.
HqtHH
K
σσσ
≤=
với
1
max
==
T
T
K
qt
[ ]
MPaMPaK
HqtHH
12607,4701.7,470.
max
max1
=<===
σσσ
Theo công thức (4.49)
[ ]
MPaMPaK

FqtFF
4645,851.5,85.
max
11max1
=<===
σσσ
[ ]
MPaMPaK
FqtFF
36014,791.14,79.
max
2.2max2
=<===
σσσ
3.6Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục a
w
= 104 mm
Mođun m = 2 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 34 mm
Tỉ số truyền u
m
= 3,59
Góc nghiêng của răng β = 13,8
0

Số răng bánh răng Z
1

= 22; Z
2
= 79
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0; x
2
= 0
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được
Đường kính vòng chia d
1
= 45,36 mm; d
2
= 162,89 mm
Đường kính đỉnh răng : d
a1
= 49,36 mm; d
a2
= 166,89 mm
Đường kính đáy răng: d
f1
= 40,36 mm; d
f2
= 157,89 mm
4. Tính toán bộ truyền cấp chậm
4.1Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức ( 6.15a )
( )

[ ]
3
2
2
2

.
1
bacH
H
caW
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
( )
( )
23,149
3,0.01,3.73,469
07,1.120708
101,343
2
2
=+=
W
a
( mm)
Trong đó Ψ

ba
= 0,3 tra bảng 6.6
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại
răng.( Tra bảng 6.5 chọn K
a
= 43 )
Ψ
bd
= 0,5 Ψ
ba
( u
c
+ 1) = 0,5.0,3( 3,01 +1) = 0,6 do đó theo
bảng 6.7. Chọn K
Hβ
= 1,07 (sơ đồ 3).
Lấy a
W1
=149 mm
4.2Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức (6.17)
Mođun : m = (0,01
÷
0,02)a
W
= (0,01
÷
0,02).149 = 1,49

÷
2,98 mm
Theo bảng 6.8 chọn mođun pháp m =2
Xác định số răng, góc nghiêng β
Chọn sơ bộ β = 10
0
do đó cos β = 0,9848
Theo công thức (6.19)
số răng của bánh nhỏ
( ) ( )
59,36
101,32
9848,0.149.2
1
cos.2
.2
1
=
+
=
+
=
c
W
um
a
Z
β
Lấy Z
1

= 36
Số răng của bánh lớn
36,10836.01,3.
12
=== ZuZ
c
Lấy Z
2
= 108
Do đó tỷ số truyền thực sẽ là
3
36
108
==
m
u
( )
( )
966,0
149.2
108362
2
cos
2
21
=
+
=
+
=

W
a
ZZm
β
Suy ra β = 14,8
0
4.3Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
( )
2
2
2

1.2

WmW
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
Trong đó
b
W

: chiều rộng vành răng b
W
= Ψ
ba
.a
W2
=149.0.3 = 44,7 mm
Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp ; theo bảng
(6.5) Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
tw
b
H
a
Z
2sin
cos2
β
=
β
b
: góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
0

89,1325,0)8,14().65,20cos(.cos =⇒===
btb
tgtgtg
ββαβ
Với
65,20
966,0
20
cos
=






=








==
tg
arctg
tg
acrtg

twt
β
α
αα
Do đó
( )
( )
72,1
56,20.2sin
89,13cos2
==
H
Z
Theo công thức (6.37),
( )
82,1
2.
8,14sin7,44
sin
===
ππ
β
ε
β
m
b
w
Do đó theo (6.36c),
77,0
7,1

11
===
α
ε
ε
Z
Trong đó theo (6.38b)
7,1966,0.
108
1
36
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21
=












+−=















+−=
βε
α
ZZ
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
5,74
13
149.2
1
2
2
1
=
+
=
+

=
m
w
w
u
a
d
Theo công thức (6.40)
77,0
1000.60
197.5,74.14,3
1000.60

21
===
nd
V
w
π
(m/s)
Với V= 0,77 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và V< 2,5 m/s thì K
Hα
= 1,13
Theo công thức (6.42)
79,0
3
149
77,0.73.002,0
0

===
u
a
Vg
w
HH
σν
Trong đó
H
σ
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta
được
H
σ
=0,002
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
g
o
: hệ số ảnh hưởng đến các sai lệch các bước răng bánh 1 và 2, tra
bảng 6.16 ta được g
0
= 73
do đó theo công thức (6.41)
01,1
13,1.07,1.120708.2
5,74.7,44.79,0
1 =+=
HV
K

Theo công thức (6.39)
22,101,1.13,1.07,1 ===
HVHHH
KKKK
αβ
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (6.33) ta được
55,456
5,74.3.7,44
)13(22,1.120708.2
77,0.72,1.274
2
=
+
=
H
σ
MPa
Xác định chính xác ứng xuất tiếp cho phép
Theo công thức (6.1) với V=0,77 m/s <5 m/s, Z
V
= 1; với cấp chính
xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần
gia công đạt độ nhám R
a
=10… 40μm, do đó Z
R
= 0,9 ; với d
a
< 700
mm và

K
XH
=1 do đó theo công thức (6.1) và (6.1a)
[ ] [ ]
9,4101.9,0.1.55,456
,
===
XHRVHH
KZZ
σσ
MPa
Như vậy
[ ]
HH
σσ
<

4.4Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức (6.43)
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
11
1
β

ε
σ
=

Theo bảng 6.7 ,K
fβ
= 1,17
Theo bảng 6.14 với V < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, K
Hα
= 1,37
Theo công thức (6.47)
38,2
3
149
77,10.73.006,0
2
0
===
m
w
FF
u
a
Vg
σν
Trong đó tra bảng 6.15, σ
F
= 0.,006; bảng 6.16, g
0
= 73

Theo công thức (6.46)
02,1
37,1.17,1.120708.2
5,74.7,44.38,2
1
2

1
1
1
=+=+=
αβ
ν
FF
wwF
FV
KKT
db
K

Do đó
63,102,1.37,1.17,1 ===
FvFFF
KKKK
αβ
Với
7,1=
α
ε
,

59,0
7,1
11
===
α
ε
ε
Y
Với β = 14,8
0
,
89,0
140
8,14
1
0
=−=
β
Y
Số răng tương đương
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
94,39
966,0
36
cos
33
1
1
===

β
Z
Z
V
81,119
966,0
108
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
V
Theo bảng 6.18 ta được Y
F1
= 3,7 ; Y
F2
= 3,6
Thay vào công thức 6.43 ta được
79,114
2.5,74.7,44
7,3.89,0.59,0.36,1.120708.2
1
==
F
σ
MPa <

[ ]
252
1
=
F
σ
MPa
69,111
7,3
6,3.79,114
.
1
21
2
===
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
MPa <
[ ]
236
2
=
F
σ
MPa

4.5Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo công thức 6.48:
[ ]
max
max
.
HqtHH
K
σσσ
≤=
với
1
max
==
T
T
K
qt
[ ]
MPaMPaK
HqtHH
126055,4561.55,456.
max
max1
=<===
σσσ
Theo công thức (4.49)
[ ]
MPaMPaK
FqtFF

46479,1141.79,114.
max
11max1
=<===
σσσ
[ ]
MPaMPaK
FqtFF
36069,1111.69,111.
max
2.2max2
=<===
σσσ
4.6Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục a
w
= 149 mm
Mođun m = 2 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 44,7 mm
Tỉ số truyền u
m
= 3
Góc nghiêng của răng β = 14,8
0

Số răng bánh răng Z
1
= 36; Z

2
= 108
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0; x
2
= 0
Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được
Đường kính vòng chia d
1
= 74,53 mm; d
2
= 223,6 mm
Đường kính đỉnh răng : d
a1
= 78,53 mm; d
a2
= 227,6 mm
Đường kính đáy răng: d
f1
= 69,53 mm; d
f2
= 218,6 mm
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
PHẦN III
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I.Chọn vật liệu làm trục
Dựa vào đặc điểm va tải trọng tác dụng lên các trục ta chọn thép C45
có

σ
b
= 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép
[ ]
30 15=
τ
MPa
II.Xác dịnh sơ bộ đường kính trục
Đường kính trục được xác định nhờ vào momem xoắn theo công thức
(10.9)
[ ]
3
.2,0
τ
K
K
T
d =
(k = 1, 2, 3)
• Trục I
T
1
= 34568 (N.mm)
[ ]
15=
τ
(MPa)
=> d
1
= 25 (mm)

• Trục II
T
2
= 120708 (N.mm)
[ ]
20=
τ
(MPa)
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
=> d
2
= 35 (mm)
• Trục III
T
3
= 355554 (N.mm)
[ ]
30=
τ
(MPa)
=> d
1
= 40 (mm)
III.Xác định khoảng cách các gối đở và diểm đặt lực
1. Từ đường kính trục d ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b
0
theo
bảng (10.2)
d

1
= 25 mm thì b
01
= 17
d
2
= 35 mm thì b
01
= 21
d
3
= 40 mm thì b
03
= 23


33
3
403525
3
321
=
++
=
++
=
ddd
d
tb
mm

2. Tính chiều dài mayơ bánh đai , mayơ bánh răng trụ theo công thức
(10.10)
3525.4,14,1
112
=== dl
m
mm
3525.4,14,1
113
=== dl
m
mm
4935.4,14,1
222
=== dl
m
mm
4935.4,14,1
223
=== dl
m
mm
5640.4,14,1
332
=== dl
m
mm
3. Chọn nối trục đàn hồi nên chiều dài mayơ nữa khớp nối theo công
thức (10.13)
8040.2.2

333
=== dl
m
mm
- Theo bảng 10.3
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là K
1
= 10 (mm)
+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp giảm tốc là
K
2
= 10mm
+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ là K
3
= 10 mm
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulong h
n
= 15 mm
4.Tính khoảng cách gối đỡ O tới mặt cắt thứ i trên trục
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
( )
551010)2149(5,0.5,0
21022222
=+++=+++= KKbll
m
( ) ( )
1141049495,0555,0
123222223

=+++=+++= Kllll
mm
( )
511510)1735(5,05,0
3011212
=+++=+++=
nmc
hKbll
1692110.210.3494923
02212322312111
=++++=++++===
bKKlllll
mm
( ) ( )
24523805,010151695,0
033333133
=++++=++++=
blKhll
mn
76169245
313333
=−=−= lll
c
5. Xác định trị số và chiều các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
• trục I
Vị trí đặt lực của bánh 1 dương nên r
1
= 1

Bánh răng 1 chủ động cb = 1
Trục quay ngược chiều kim đồng hồ cq
1
= 1
• Trục II
+ Bánh răng 2: vị trí đặt lực của bánh 2 âm nên r
2
= -1
Bánh răng 2 bị động cb = -1
Trục quay cùng chiều kim đồng hồ cq
2
= -1
+ bánh răng 3: vị trí đặt lực của bánh 3 dương r
3
= 1
Bánh răng 3 chủ động cb
3
= 1
Trục quay cùng chiều kim đồng hồ cq
3
= -1
• Trục III
Vị trí đặt lực của bánh răng 4 âm r
4
= -1
Bánh răng 4 bị động cb
4
= -1
Trục quay ngược chiều kim đồng hồ cq
4

= 1
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
• Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
( )
2
1
1
1
1525
32,45
34568.2
2
FtN
d
T
Ft
w
====
( )
( )
( )
2
0
0
1
1
590
8,13cos
57,20.1525

cos
.
FrN
tg
tgFt
Fr
tw
====
β
α
( )
( )
2
0
11
3748,13.1525. FaNtgtgFtFa ====
β
( )
4
2
2
3
3240
5,74
120708.2
2
FtN
d
T
Ft

w
====
( )
( )
( )
4
0
0
3
3
1246
8,14cos
65,20.3240
cos
.
FrN
tg
tgFt
Fr
tw
====
β
α
( )
( )
4
0
33
8568,14.3240. FaNtgtgFtFa ====
β

III.Tính lực và vẽ biểu đồ nội lực
1.Trục I
1.1 Xác định phản lực tác dụng lên gối đỡ
mmN
d
FaM
w
C
.8475
2
36,45
.374
2
1
1
===
F
đ
= 886 N
( )
0=
∑
Fiym
A
N
MFrF
Fly
Cđ
409
169

847555.59051.886
169
55.51.
1
12
=
−+
=
−+
=⇒
( )
∑
= 0Fiym
B
N
MFrF
Fly
Cđ
705
169
8475114.590220.886
169
114.220.
1
11
=
−−
=
−−
=⇒

( )
0=
∑
Fixm
A
N
Ft
Flx 496
169
55.1525
169
55.
1
12
===⇒
( )
0=
∑
Fixm
B
N
Ft
Flx 1028
169
114.1525
169
114.
1
11
===⇒

SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
1.2 Biểu đồ nội lực
d
1.3 Momen tương đương tại các tiết diện
Theo công thức (10.15) và (10.16) ta có
xj
yij
MMM
2
2
+=
Trong đó
xjyj
MM ,
- momen uốn trong mặt phẳng yoz và xoz tại các
tiết diện j
Do đó
0== BMAM
tđtđ
).(5420334568.75,045186
22
mmNAM
tđ
=+=
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
).(8872134568.75,05654461466
222
mmNCM

tđ
=++=

1.4 Đường kính tại các tiết diện tương ứng
Theo công thức (10.17):
[ ]
3
.1.0
σ
tdi
j
M
d
=
Trong đó,
[ ]
σ
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục cho trong bảng
10.5 tra được
[ ]
63=
σ
Do đó
5,20
63.1,0
54203
3
==
A
d

(mm)
1,24
63.1,0
88721
3
==
C
d
(mm)
Chọn trục theo tiêu chuẩn
d
A
= d
B
= 25 mm
d
D
= 21 mm
d
C
= 32 mm
1.5Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi tại các vị trí mặt cắt nguy
hiểm nhất
a> Với vật liệu trục là thép C45 có σ
b
= 600 MPa
và
6,261600.436,0.436,0
1
===

− b
σσ
MPa

7,1516,261.58,0.58,0
11
===
−−
στ
MPa
Theo bảng 10.7 chọn
005,0
==
τσ
ψψ
và
b> Vì các ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó
0=
mj
σ
Tiết diện nguy hiểm nhất tại C với d
C
= 32 mm
( )
C
C
C
C
C
CaC

d
tdbt
d
W
M
2
11
3
22
max
32
5654461466
−
−
+
===
π
σσ
Tra bảng 9.1a ta có : b = 10
h = 8
t
1
= 5
( )
40
32
5325.10
32
32
5654461466

2
3
22
=
−
−
+
=⇒
π
σ
aC
MPa
C
C
aCmC
W
T
0
max
22
===
τ
ττ
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN HOÀNG CHÂU
( )
5,6
32
5325.10
16

32.
34568
2
3
0
max
=
−
−
==⇒
π
τ
C
C
C
W
T
MPa
Với
( )
j
jj
j
d
tdtbd
W
2
11
3
0

.
16
. −
−=
π
( theo bảng 10.6)
Xác định hệ số
dC
K
σ
và
dC
K
τ
Theo công thức (10.25) và (10.26)
y
x
dC
K
K
K
K
1−+
=
σ
σ
σ
ε
và
y

x
dC
K
K
K
K
1
−+
=
τ
τ
τ
ε
Tra bảng 10.8; 10.9; 10.10 và 10.12 ta được
06,1
=
x
K
và
5,1
=
y
K
88,0=
σ
ε
và
81,0
=
τ

ε
76,1=
σ
K
và
54,1=
τ
K
37,1
5,1
106,1
88,0
76,1
=
−+
=⇒
dC
K
σ
3,1
5,1
106,1
81,0
54,1
=
−+
=⇒
dC
K
τ

Xác định hệ số an toàn
Theo công thức (10.20)
8,4
0.05,040.37,1
6,261

1
=
+
=
+
=
−
mCaCdC
C
K
S
σψσ
σ
σσ
σ
Theo công thức (10.21)
9,35
025,3.3,1
7,151

1
=
+
=

+
=
−
mCaCdC
C
K
S
σψτ
τ
ττ
τ
Theo công thức (10.19)
76,4
9,358,4
9,35.8,4
.
.
2222
=
+
==
C
C
CC
C
SS
SS
S
τ
σ

τσ
Vậy
[ ]
( )
5,25,1
÷=>
SS
C
như vậy không cần kiểm tra độ cứng của
trục
1.6 Kiểm nghiệm độ bền của then
SVTH: TỐNG HỒNG DƯƠNG 25