Đồ án Nguyên lý chi tiết máy

LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên
ngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.
Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ
kỹ thuật, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy
móc ngành công - nông nghiệp, giao thông vận tải,...
Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó
sinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế.
Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các
máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển
gián đoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận
chuyển có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người
ta đã sử dụng băng tải. Băng tải thường được sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu
như: than đá, cát, sỏi, thóc…
Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mômen
xoắn cho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là
hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít - trục vít, bánh răng - trục vít.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt
là thầy hướng dẫn.

1


PHẦN A: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
I- Chọn động cơ điện.
Xác định công suất trên trục động cơ điện:

Ta có công suất trên trục máy công tác:

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pt =

Pct =

F.v
4800.1, 25
=
= 6(kW)
1000
1000

Pt
η

3
Hiệu suất truyền động: η = ηñ .n oâ.ηbr .ηnt

Tra bảng 2.3 trang 19, ta có:
ηđ = 0,96 là hiệu suất của bộ truyền xích để hở
ηô = 0,995 là hiệu suất các cặp ổ lăn
ηbr = 0,98 là hiệu suất của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng
ηnt = 1 là hiệu suất nối trục
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là: η = 0,96.0,9953.0,98.1 = 0,927

⇒

Pct =

Pt
6

=
= 6, 47 (kW)
η 0,927

Theo nguyên lý làm việc thì 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 công suất
làm việc.
Tra bảng P1.2 trang 235, ta chọn động cơ DK 62-6. Các thông số kỹ thuật:
+ Công suất P = 7 kW
+ Vận tốc quay n đc = 960 vòng/phút

T
Tk
= 1, 4 max = 2, 2
+ Tdn
; Tdn
; cos ϕ = 0,81
+ Mômen vô lăng = 0,6; khối lượng m = 170 kg.
II- Phân phối tỉ số truyền.
2


Tốc độ quay của trục công tác:
v=

πDn
60.1000.v 60.1000.1, 25
n=
=
= 66 (vòng / phút )

πD
π.360
60.1000 ⇒

Tỉ số truyền chung:

u=

n ñc 960
=
= 14, 55
n
66

Mà u = u br .u ñ , chọn u đ = 3

⇒ u br =

u 14,55
=
= 4,85
uđ
3

Với: u n = u đ tỉ số truyền ngoài hộp
uh = ubr tỉ số truyền hộp giảm tốc
Ta có: u h = u n .u c
2
Chọn u n = 1,2u c ⇒ u h = 1,2u c

⇒ uc =

uh
4,85
=
≈ 2,01
⇒ u n = 2, 41
1, 2
1, 2

Kiểm tra: u ktđ = un .uc .u = 3.2, 41.2,01 = 14,53
u kt − u 14,53 − 14,55
=
< 4%
100
100

→ Hợp lý với yêu cầu sai số tỉ số truyền.
III- Xác định thông số trên các trục.
1. Số vòng quay

n đc = 960 vòng/phút
n1 =

n đc 960
=
= 320
uđ
3
vòng/phút

3


n2 =

n1 320
=
= 132,78
u n 2, 41
vòng/phút

2. Công suất trên các trục

P1 = Pct .ηđ .ηô = 6, 47.0,96.0,995 = 6,18 (kW)
P2 = P1.ηbr .ηô = 6,18.0,98.0,995 = 6,03 (kW)
3. Mômen xoắn trên các trục

Tđc = 9,55.106.

Pct
6, 47
= 9,55.106.
= 64363
n đc
960
(N.mm)

T1 = 9,55.106.

P1
6,18
= 9,55.106.
= 184434,4
n1
320
(N.mm)

T2 = 9,55.106.

P2
6,03
= 9,55.106.
= 433698,6
n2
132,78
(N.mm)

Bảng hệ thống số liệu:
Trục

Động cơ

I

II

Tỉ số truyền (u)

uđ = 3

u br = 4,85

uc = 2,41

Số vòng quay n
(vòng/phút)

960

320

132,78

Công suất P (kW)

6,47

6,18

6,03

64363

184434,4

433698,6

Thông số

T (N.mm)

4


PHẦN B: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG
I- THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG ĐAI
1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Với vận tốc băng tải v = 1, 25 < 25 m/s nên dùng đai thang thường.
Dựa vào hình 4.1 và bảng 4.13 trang 59 với Pct = 6, 47 kW và n = 960 vòng/phút ta
chọn loại đai thang ký hiệu Б với các thông số sau:
bt = 14mm

b = 17mm

h = 10,5mm

y0 = 4,0mm

A = 138mm2

d1∈ (140-280)mm

l∈ (800-6300)mm
2. Xác định các thông số của bộ truyền
a) Đường kính bánh đai nhỏ d1.
Chọn d1 = 224mm.

Vận tốc đai:

v=

πd1n đc π.224.960
=
= 11, 26
60000
60000
(m/s) < vmax = 25 m/s (thoả điều kiện)

Đường kính bánh đai lớn:

d2 =

d1u
224.3
=
= 685,7
1 − ε 1 − 0,02
(mm)

Theo bảng 4.21 trang 63 chọn đường kính theo tiêu chuẩn d2 = 710mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

Kiểm tra tỉ số truyền:
kiện)

∆u =

u tt =

d 2 .(1 − ε ) 710.(1 − 0,02)
=
= 3,1
d1
224

u tt − u
3,1 − 3
.100% =
.100% = 3,3% < 4%
u
3
(thoả điều

Vậy d1 = 224mm và d2 = 710mm.
b) Khoảng cách trục a

5


a
= 1, 0 ⇒ a = d 2 = 710
d
2
Dựa vào tỉ số truyền u = 3 và d2 = 710mm, ta có:
mm.
Kiểm tra điều kiện 0,55(d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d 2 ) ta thấy thoả.
Vậy a = 710mm.
c) Chiều dài đai l

Ta có:
π(d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
l = 2a +
+
2
4a
π(224 + 710) (710 − 224) 2
= 2.710 +
+
= 2970,3
2
4.710
(mm)
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 3150mm.

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

i=

v 11, 26
=
= 3,57 ≤ i max = 10
l
3,15

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn:

Theo công thức (4.6) trang 54, ta có:

Với

λ =l−

∆=

⇒a=

λ + λ 2 − 8∆ 2
4

a=

π(d1 + d 2 )
π(224 + 710)
= 3150 −
≈ 1683
2
2
mm

d 2 − d1 710 − 224
=
= 243
2
2
mm

1683 + 16832 − 8.2432
≈ 805
4

mm

d) Góc ôm α1

6


ông thức (4.7) trang 54, ta có:
Theo c
(d 2 − d1 ).57o
(710 − 224).57o
o
α1 = 180 −
= 180 −
≈ 146o
a
805
o

Ta thấy α1 > 120o thoả điều kiện.
3. Xác định số đai

z=
Số đai z được tính theo công thức (4.16) trang 60:

P1K đ
[P0 ]Cα ClC u C z

Trong đó: P1 = Pct = 6,47 kW – công suất trên trục bánh đai chủ động.
[P0] = 4,0 kW, l0 = 2240mm tra bảng 4.19 trang 62.

K đ = 1,1 + 0,1 = 1, 2 tra bảng 4.7 trang 55 (vì chế độ làm việc ngày 2 ca
nên trị số tăng thêm 0,1).
Cα = 0,92 - hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1 (tra bảng 4.15 trang 61).
l/l0 ≈ 1,4 ⇒ Cl = 1,07 - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
Cu = 1,14 - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền.

P1
≈ 1,6
[P0 ]
do đó Cz = 0,95 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố
không đều tải trọng cho các dây đai.
⇒z=

6,47.1, 2
= 1,82
4.0,92.1,07.1,14.0,95
. Chọn z = 2

Chiều rộng bánh đai: B = (z − 1)t + 2e = (2 − 1).19 + 2.12,5 = 44 mm
Đường kính ngoài của bánh đai: d a1 = d1 + 2h 0 = 224 + 2.4, 2 = 232, 4 mm

d a 2 = d 2 + 2h 0 = 710 + 2.4, 2 = 718, 4 mm
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
7


Lực căng đai F0 được xác định theo công thức (4.19) trang 63:

F0 =

780P1đK
+ Fv
vCα z

Với lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = qmv2 = 0,178.11,262 = 22,57 (N)
Trong đó: qm = 0,178 kg/m (tra bảng 4.22 trang 64)
780.6, 47.1, 2
+ 22,57 = 314,87
11, 26.0,92.2
(N)

⇒ F0 =

Lực tác dụng lên trục: Fr = 2F0zsin(α1/2) = 2.314,87.2.sin(146/2) = 1204,45 (N)
II- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu.
Dựa vào điều kiện làm việc không đòi hỏi đặc biệt và bộ truyền bánh răng trụ
nghiêng, theo bảng 6.1 trang 92 ta chọn:
-

Bánh dẫn thép (bánh nhỏ) C45 tôi cải thiện:
+ HB = 241 ÷ 285.
+ σb = 850 MPa, σch = 580 MPa.
- Bánh bị dẫn (bánh lớn) thép C45 tôi cải thiện:
+ HB = 192 ÷ 240.
+ σb = 750 MPa, σch = 450 MPa.
2. Ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2 trang 94 đối với thép C45 tôi cải thiện đạt HB ≤ 350 (180÷350)
o

Có: σ H lim = 2HB + 70
S = 1,1
H

σ

o
F lim

= 1,8HB
Chọn độ rắn:
- Bánh nhỏ: HB1 = 250
- Bánh lớn: HB2 = 220

SF = 1,75

Nên: σ H lim1 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
o

σ Fo lim1 = 1,8.250 = 450 (MPa)
σ Ho lim 2 = 2.220+70 = 510 (MPa)

σ Fo lim 2 = 1,8.220 = 496 (MPa)
2,4
Theo công thức (6.5) trang 93: N HO = 30H HB

8


2,4

6
⇒ N HO1 = 30.250 ≈ 17,08.10
N HO2 = 30.2202,4 ≈ 12,56.106

ì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên N HE = N FE = N = 60cnt Σ
V
Trong đó: c = 1 là số lần ăn khớp trong một vòng quay
n là số vòng quay trong một phút
t Σ = 24000

là tổng số giờ làm việc của bánh răng.
⇒ N HE1 = N FE1 = 60.1.320.24000 = 460800000
N HE1 = N FE1 = 60.1.132,78.24000 = 191203200
 N HE1 > N HO1

N
> N HO2
Vì  HE 2
nên

K HL1 = 1

K HL2 = 1

[ σ H ] =σoH lim .

Theo công thức (6.1a) trang 93:
Trong đó: SH = 1,1 tra bảng 6.2 trang 94
KHL1 = KHL2 = 1
1

[ σ H1 ] = 570. = 518,18
1,1
Do đó:
(MPa)

[ σ H2 ] = 510.

K HL
SH

1
= 463,64
1,1
(MPa)

Vì là bộ truyền bánh răng nghiêng nên:

[σH ] =

[ σ H1 ] + [ σ H 2 ]
2

=

518,18 + 463, 64
= 490,91
2
(MPa)

[ H ] min

[ H2]
Thoả điều kiện [ H ]
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Xác định khoảng cách trục aw:
σ

≤ 1, 25. σ

= 1, 25. σ

= 1, 25.463, 64 = 579,55

a w = K a (u ± 1) 3

(MPa)

T1K Hβ

[ σH ]

2

uψ ba
Theo công thức (6.15a) trang 96, ta có:
Trong đó:
Ka = 43 - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng - bảng
6.5 trang 96.
u = ubr = 4,85 tỉ số truyền.
T = T1 = 184434,4 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động.
9

[ σH ] = 490,91 (MPa) ứng suất tiếp xúc cho phép.
ψba = 0,3 - bảng 6.6 trang 97.
⇒ ψ bd = 0,53ψ ba (u ± 1) = 0,53.0,3.(4,85 + 1) = 0,93
KHβ = 1,05 - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vàng răng khi tính về tiếp xúc - bảng 6.7 trang 98.

⇒ a w = 43.(4,85 + 1). 3

184434, 4.1,05
= 206,39
490,912.4,85.0,3
(mm)

Lưu ý: chọn dấu cộng vì 2 bánh răng ăn khớp ngoài.
4. Xác định các thông số ăn khớp.
a) Xác định môđun.
Theo công thức (6.17) trang 97, ta có: m = (0,01 ÷ 0,02)a w ≈ (2,06 ÷ 4,13)
Chọn m = 3 – tra bảng 6.8 trang 99.
b) Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
 Xác định số răng, góc nghiêng β
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng β = 8 ÷ 20o.
Chọn β = 10o
2a cos β 2.206,39.cos10
z1 = w
=
= 23,16
m(u
+

1)
3(4,85
+
1)
Theo công thức (6.13) trang 103, ta có:
Chọn z1 = 23 (răng) ⇒ z 2 = uz1 = 4,85.23 = 111,55 .
Chọn z2 = 112 (răng).
⇒ z t = z1 + z 2 = 135 (răng)
cosβ =
Kiểm tra lại góc β theo công thức (6.32) trang 103:
⇒ β = 11o8' (thoả điều kiện β = 8 ÷ 20o)

mz t
3.135
=
= 0,98
2a w 2.206,39

 Hệ số dịch chỉnh x
ì z > zmin + 2 nhưng không nhỏ hơn 10 và u ≥ 3,5 nên dùng dịch chỉnh đều với
V 1
x1 = 0,3, x 2 = −0,3.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc hiện trên mặt răng cuẩ bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:
σ H = ZM Z H Zε

2T1K H (u ± 1)
≤ [ σH ]
b w ud w2 1

Trong đó:

10


ZM = 274 (MPa)1/3 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp - tra bảng 6.5 trang 96

ZH = 2cos βb / sin 2α tw = 1,74

- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc –

tra bảng 6.12 trang 106.
Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng.
b w sin β 61,92.sin10o
εβ =
=
>1
mπ
3π
Vì theo công thức (6.37) trang 105:
nên chọn công
thức (6.36c) để tính Zε

 1 1 

1 
 1
o
εα = 1,88 − 3, 2  + ÷ cosβ= 1,88 − 3, 2  +

÷ cos10 = 1,69
 23 122  

 z1 z 2  

Mặt khác:
⇒ Zε =

1
1
=
= 0,77
εα
1,69

KH = KHβKHαKHv – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
Với KHβ = 1,05 tra bảng 6.7 trang 98.
2a
2.206,39
d w1 = w =
= 70,56
u
±
1
4,85
+
1
Mặt khác:
(mm)
⇒v=

πd w1n1 π.70,56.320
=
= 11,82
6000
6000
(m/s) (công thức 6.40 trang 106)

Vì v ≤ 15 nên chọn cấp chính xác 6 ⇒ K Hα = 1,04 (tra bảng 6.14 trang 107).
KHv = 1,07 là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (tra bảng P2.3
trang 250).
⇒ K H = 1,05.1,04.1,07 = 1,168
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt
qua một giá trị cho phép: (công thức 6.43 và 6.44 trang 108)
2T K Y Y Y
σ F1 = 1 F ε β F1 ≤ [σ F1 ]
b wd w1m
σF2 =

σ F1YF2
≤ [σ F2 ]
YF1

Trong đó:
T1 = 184434,4 Nmm – momen xoắn trên bánh chủ động.
m = 3 mm – môđun pháp.
b w = ψ ba a w = 61,92 mm – chiều rộng vành răng.
11

dw1 = 70,56 mm - đường kính vòng lăn bánh chủ động.
1
1
Yε =
=
= 0,59
εα 1,69
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Yβ = 1 − βo / 140 = 1 − 10 / 140 = 0,93

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
YF1 = 3,57 – tra bảng 6.18 trang 109 với zv1 = z1/cos3β ≈ 25.
YF2 = 3,65 – tra bảng 6.18 trang 109 với zv2 = z2/cos3β ≈ 100.
KF = KFβKFαKFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
Với KFβ = 1,1 (tra bảng 6.7 trang 98), KFα = 1,13 (tra bảng 6.14).
vb d
K Fv = 1 + F w w1 ≈ 1,16
2T1K Fβ K Fα
Ta có:

aw
206,39
= 0,006.38.11, 28.
= 16,78
u
4,85
Với
(m/s). Hệ số δF và go tra bảng
6.15 và 6.16 trang 107.

⇒ K F = 1,1.1,13.1,16 = 1, 44
v F = δ Fg o v

o
Ta có công thức: [σ F ] = σF lim K FC K FL / SF
o
o
Với σ F lim1 = 450, σ F lim 2 = 496, K FC = 1, K FL = 1, SF = 1,75

σF1 = 79,38 ≤ [σ F1 ]

σ = 81,16 ≤ [σ F2 ]
Vậy  F 2
thoả điều kiện.

12


DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1) – PGS. TS. Trịnh Chất và TS. Lê Văn Uyển.

13


MỤC LỤC

14