1 DƯƠNG văn MINH

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học không những
giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học, mà nó còn là cơ
sở quan trọng cho các môn chuyên ngành.
Do lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán thiết kế chi tiết mấy cùng với sự
hiểu biết còn hạn chế, cho nên dù đã cố gắng tham khảo tài liệu bài giảng của các
bộ môn liên quan. Song bài làm của sinh viên không thể tránh khỏi những sai sót.
Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo tân tình cảu các thầy cô bộ
môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc biệt là thầy
Vũ Thế Truyền đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ bảo tận tình giúp sinh viên hoàn
thành nhiệm vụ được giao.

Thái Nguyên, ngày 3 tháng 11 năm 2016
Sinh viên

Dương Văn Minh

1


MỤC LỤC

CHƯƠNG I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1. TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1. Xác định công suất động cơ
Công suất cần thiết được tính theo công thức:
=

Trong đó

(1)

: công suất cần thiết trên trục động cơ (KW)
: công suất tính toán trên máy trục công tác (KW)
ɳ

: hiệu suất truyền động

Hiệu suất truyền động :
ɳ=

.

.

.

=

.

. 0.95 .

0.99 = 0.83
=

.

= .

= 2,754

2


Thay vào (1) được

=

=

= 3,31(kw)

1.1.2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
=

=

=

.

= 22,28(v/p)

=

.

.

= 22,28. 20. 2 = 891,26 (v/p)

1.1.3. Chọn quy cách động cơ
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện :
≥
≈
Tra bảng ta được :
+ Kiểu động cơ : 4A112MB6Y3
+ Công suất động cơ : 4(kw)
+Vận tốc quay :950(v/p)
1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền của hệ dẫn động
=

=

Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động
=

.

= 42,41

cho các bộ truyền

. Chọn

= 21,2
3

=2 →

=

=


Có

= 0,7332 .

Mặt khác
Tính lại

→

=

.

theo

.→

= 5,23
= 4,04

và
=

=

= 2

1.3. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC
1.3.1.Công suất tác động lên trục
+Trên trục công tác

=

=

= 2,754

+Trục III
=

=

= 2,8(kw)

+Trục II
=

=

= 2,95(kw)

=

=

= 3,11(kw)

+ Trục I

1.3.2.Số vòng quay trên trục
+ Tốc độ quay của động cơ

= 950(v/p)

+ Tốc độ quay của trục I
=

=

= 475(v/p)

4


+ Tốc độ quay của trục II
=

=

= 90,34 (v/p)

+ Tốc độ của trục III

=

=

= 22,36 (v/p)

1.3.4.Momen xoắn trên các trục
= 9,55.

.

+Trục I
= 9,55.

.

= 67839,99(N.mm)

= 9,55.

.

= 337220,5003(N.mm)

= 9,55.

.

= 1294118,962 (N.mm)

+Trục II

+Trục III

BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN

Thông số
Trục Động cơ
1
2
3
Công suất P, kw
4
3,11
2,95
2,8
Tỷ số truyền u
2
5,23
4,04
Số vòng quay n, v/p
950
475
90,34
22,36
Momen xoắn T, Nmm
67839,99 337220,5003 1294118,962

5

6


CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1.1.Chọn đai
Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đạp nhẹ trong 2
ca tương đương 16h. Cho nên đai làm việc phải có độ bền cao, thêm vào
đó vẫn phải đảm bảo yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất.
Cho nên ta chọn đai dẹt vải cao su.
2.1.2.Xác định thông số của bộ truyền
-

Chọn đường kính đai nhỏ

Chọn

= (5,2 … 6,4). = 211,64 … 260,48
= 224 mm

Vận tốc v =
Ta có
-

= (5,2 … 6,4).

=

= 11,08 m/s <

=

=

Chọn đường kính tiêu chuẩn

Tỷ số truyền thực

= 457,14 mm
= 450 mm

=

2,04
Sai lệch tỷ số truyền

=

=

=

.100 =

=2 < 4

(tmđk)
- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai
a ≥ (1,5 … 2) .(

+

) = 1011 … 1348

chọn a= 1200 mm
- Chiều dài đai l = 2a +

+

7


= 2.1200 +

+

=

2747,64 mm
Cộng thêm 100 ÷ 400 tùy theo cách nối đai
Số vòng chạy của đai trong 1s i=
=

= 4,1<

=3÷

5 (tmđk)
Xác định lại khoảng cách trục a
a={l+

} /4 =
Góc ôm

=

–(

674,29mm

-

).

=

>

→ chọn đai cao su
2.1.3.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
=
Có tỷ số (

=

)max =

= 302,34N

→

=

= 5,6mm

→ chọn loại đai B-800, có lớp lót, trị số
-Ứng suất có ích cho phép
[
]=
Trong đó

.

chuẩn = 5,6 mm (số lớp 4)
.

: ứng suất có ích
:góc ôm (tra bảng 4.10)
:vận tốc (tra bảng 4.11)

8

.


: vị trí bộ truyền (tra bảng 4.12)
Chọn

= 1,6 →

→
→[
Có

=2,3 ;

=

-

=9

= 2,3 -

= 2,075

] = 2,075. 0,97 . 1 .1 = 2,01 (MPa)
b=

=

= 29,54 mm

Chọn b = 30mm, B = 40 (tra bảng 21-16)
2.1.4.Xác định lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục
-Lực ban đầu

=

.b.

=1,6.30.5,6 = 268,8N

-Lực tác dụng lên trục đai
= 2.
.sin (
/2) = 535,20N
Bảng kết quả tính toán

Thông số

Đai dẹt

Đường kính bánh đai nhỏ

24

mm
Đường kính bánh đai lớn

450

mm
Chiều rộng bánh đai B mm
Chiều dài dai l mm
Số đai z
Tiết diện đai b.
(
Lực tác dụng lên trục

(N)

9

40
2747,64
)

30 . 5,6
535,20


10


2.2. TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
2.2.1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1 chọn
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 241 … 285
Có
= 850 MPa,
= 580 MPa
-

Có

Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 192 … 240
= 750 MPa ,

= 450 MPa

Theo bảng 6.2, với thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB 180 … 350
Có

= 2HB + 70 ,
= 1,8HB

,

Ta chọn độ bánh răng nhỏ
→

= 1,1
= 1,75
= 300 ,

= 2. 280 +70 = 630 MPa
= 2.300 +70 = 670 Mpa
= 1,8 . 280 = 504 MPa
= 1,8 . 240 = 432 Mpa

2.2.2.Xác định ứng suất cho phép
[

]=

11

.

= 280


Trong đó

ứng suất tiếp cho phép
hệ số tuổi thọ
hệ số an toàn

-Theo (6.5) có

= 30

do đó

= 30.

= 2,24 .

= 30.

= 2,64.

-Theo (6.7) có
= 60.c

.

: số chu kỳ thay đổi tần suất tương đương
= 60.c.

.

Trong đó c: số lần ăn kkớp trong 1 vòng quay. Nên ta cho c= 1
: số momen xoắn ở chế độ i
: số vòng quay ở chế độ i
: tổng số giờ là việc ở chế độ i
= 60.1.

.24000 .[

+
= 6145,57 .

+
]

>

, do đó

12

=1


→

=

.

= 630.

= 572,72

=

.

= 670 .

= 609,09

MPa

Mpa
Do là cặp bánh trụ răng thẳng nên
=

=

= 572,72 Mpa

2.2.3.Xác định ứng suất uốn cho phép
[
Trong đó

]=

.

.

ứng suất uốn cho phép
hệ số tuổi thọ
hệ số an toàn
hệ số xét đến ảnh hưởngđặt tải

Có

= 4.

(xác định với mọi loại thép)

= 60.c

.

Trong đó c: số lần ăn kkớp trong 1 vòng quay. Nên ta cho c= 1
: số momen xoắn ở chế độ i
: số vòng quay ở chế độ i
: tổng số giờ là việc ở chế độ i

13


: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, ở đây
=6
= 60.c

.

= 60.1 .

+
) = 5,11.

.24000 .(

+
>

→

→

=1

=

.

.

= 504.1.

=

.

.

= 432.1.

= 288MPa

= 246,85MPa

2.2.4.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
=
Trong đó

.(

+1 ).

momen xoắn trên bánh răng chủ động
hệ số chiều rộng bánh răng (tra bảng 6.6)
hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên

chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (tra bảng 6.7)
tỷ số truyền của bánh răng

14


= 49,5 . (5,23 +1) .

= 180,73mm .

Vậy ta chọn

= 181 mm

2.2.5,Xác định các thông số khớp
m = (0,01 … 0,02) .
-

= 1,58 … 3,16 . Chọn m = 2,5

Tính số bánh răng
( bánh răng nhỏ) =

=

= 23,24

→

Chọn

= 24

(bánh răng lớn) =
→

Chọn

→

-

= m.

= 24. 5,23 = 125,52

= 126
=

Tính lại

.

+
= 2,5 .

= 150
= 187,5 . Chọn

188
Hệ số dịch tâm y =
Theo (6.23)

=

- 0,5.(
= 1,33

15

+

) = 0,2

=


→

= 0,009 , do đó hệ số giảm đỉnh răng
=

= 1,35 .

→ Tổng hệ số dịch

chỉnh
= y+
= 0,5 . [

= 0,2 +1,35 .

-

= 0,20135

] = 0,5 . [0,20135 -

] = 0,0326

=
Góc ăn khớp cos

=

-

= 0,20135 – 0,0326 = 0,168

. m .cos

/ (2

) = 0, 863 →

=

30,26
2.2.6.Kiểm nghiệm răng về đọ bền tiếp xúc
Yêu cầu

≥
=

.

.

.

(#)
Trong đó
= 2.

=
/(

.

=0,3. 188 = 56,4m

+ 1) = 60,35 mm (Đường kính vòng lăn bánh nhỏ)

= 274 (tra bảng 6.5) hệ số kể đến cơ tính của vật liệu

16


hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
=

Do là bánh răng thẳng, nên

=0→

=0 →

= 1,515

=

Mặt khác

= [ 1,88 - 3,2. (

→

] = 1,721

=

Theo (6.40) v =

= 0,871

=

= 2,98 ≤ 6

→ Cấp chính xác là 8 (tra bảng 6.13)
= 1,09 trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp (tra bảng 6.14)
=1+

Trong đó

=

.

.v.

hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15)

17


hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1,2(tra bảng 6.16)
→

= 0,006. 56. 2,98 .

= 6,01

=1+

= 1,08

Thay vào (#) đc
= 274.1,515. 0,871.

Với

v = 2,48 ≤ 5 (m/s),

= 407,8 MPa

=1;

chọn cấp chính xác = 8

độ nhám

= 2,5 … 1,25

= 0,95; với
→

=

.

m

≤ 700mm,
.

.

=1
= 572,72. 0,95. 1 . 1 = 544,084

MPa
Như vậy

≤

, tmđk

2.2.7.Kiệm nghiệm răng về độ bền uốn
=

Yên cầu

≤

≤

;

18

≤


=1,32 (tra bảng 6.7)
= 1,27( tra bảng 6.14)

→

=

.

.

1,777
= 1,06 (tra bảng P2.3)
Với

= 1,721 →

=

= 0,58 ,

=1

Số răng tương đương
=

Tra bảng 6.18, với

= 24

;

= 0,0326 →

= 3,58

=

= 95,95 MPa

=

= 88,078 MPa

Ứng suất thực [

]=[

].

[

]=[

].

Với m= 2,5 →

= 126

= 3,9

= 0,168 →
→

=

= 1,08 – 0,0695 .ln(2,5) = 1,02 ;

19

=1

=

→

[

] = 95,95 . 1,02 . 1 . 1 =97,869 MPa

[

] = 88,078 1,02 . 1 . 1 = 89,83 MPa

2.2.8.Kiểm nghiệm về quá tải
Ứng suất quá tải cho phép
[

]max = 2,8 .

= 2,8 . 450 = 1260 MPa

[

]max 0,8 .

= 0,8.580 = 464 MPa

[

]max 0,8 .

= 0,8.450 = 360 MPa

=

=

.

= 2,2

= 544, 084 .

= 807,006 MPa < [

= 1260 MPa
=

.

= 109,18 . 2,2 = 240,196 MPa < [

.

= 100,22 . 2,2 = 220,484 MPa < [

= 464 MPa
=
= 360 MPa


Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải

20


2.3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
2.3.1. Chọn vật liệu
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng thép 45
thường hóa hoăc tôi cải thiện .
Thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau :
Độ rắn HB = ( 170 …217 )
Giới hạn bền :
Giới hạn chảy :

= 600 MPa
= 340 MPa

2.3.2.Tính toán thiết kế trục
2.3.2.1 .Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng :
Bộ truyền bánh răng trụ :
=

=

=

=

= 2248,21 ( N) =

=

=

1311,64 ( N) =
=

=

. tg

= 2248,21 . tg 0 = 0 ( N )

2.3.2.2. Xác định sơ bộ trục đường kính trục :
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức

21

=


d

=

với k = 1…3

= 28,27mm. Chọn

= 30 →

19

=

= 48,26mm. Chọn

=

=75,54mm. Chọn

= 50 →

= 27
= 75 →

= 37
2.3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo
công thức ( 10. 10)
= ( 1,2 … 1,5 ) . d
Với bánh răng 1 và động cơ ta có :
= ( 1,2 … 1,5 ) .

= ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ). Chọn

= ( 1,2 … 1,5 ) .

= ( 1,2 … 1,5 ) . 50 = ( 60 … 75 ). Chọn

= 45

= 75

22

=


= ( 1,2 … 1,5 ) .

= ( 1,2 … 1,5 ) . 50 = ( 60 … 75 ). Chọn

= ( 1,2 … 1,5 ).

= ( 1,2 … 1,5 ) . 75 = (90 … 112,5 ). Chọn

= 60

= 100
Chiều dài may ơ khớp nối
= ( 1,4 … 2,5 ) .

= (98 … 175 ). Chọn

= 120

Trị số các khoảng cách :
= 10 ,

= 15 ,

= 10 ,

= 20

+

= 67( mm )

Khoảng cách côngxôn trên trục I :
= 0,5 . (

+

)+

Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất :
= 0,5 . (

+

)+

+

= 113,5( mm )

2.3.2.4.Xác định chiều dài các đoạn trục
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :
= 0,5 . (

+

=

+ 0,5 . (

=

+

)+

+

+

)+

+ 3.

+2.

(mm)
23

= 71( mm )
= 148,5 ( mm )
+

= 212

A.Thiết kế trục I
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 2248,21 ( N ) ,
=0 ;

= 1311,64( N ) ;

=0

= 535,2 ( N )

Theo phương x :
=-(

. 212–

. 71) = 0

= 752,93

Theo phương y :
=+

.212 -

. 71-

. 67 –

=0

= 608,41
= -(

+

+

–

)= 0

=

-168,03 (chọn chiều ngược lại )
=
•

–

+

=0

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :

Momen uốn tổng quát tại các tiết diện :
=

Momen tổng phía phải điểm C :

24

= 2416,24


=

=

136492,28 (N.mm)
Momen tổng phía trái điểm C :
=

= 112055,49

( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=

Momen tương đương bên phải điểm C :
=
= 148599,59( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
=
= 126523,243( N.mm )
•

Tính đường kính trục tại các tiết diện:

=

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục .

25