1 NGUYỄN văn DU

Lời Nói Đầu
Đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học
không nhưng 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 chuyên nghành .
Do lần đâu tiên làm quen với công việc tính toàn thiết kế chi tiết máy
cùng với sợ hiểu biết hạn chế , cho nên dù đã cố gắng tham khảo tài
liệu của môn . Song bài làm của sinh viên không thể tránh khỏi những
sai sót . Sinh viên chúng em kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo
tận tình của các thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng e xin chân thành cảm ơn các thầy cô . Đặc biết là thầy Vũ
Thế Truyền đã tận tình hướng dẫn và chỉ bảo trực tiếp giúp cho e hoàn
thành được môn học .

Thái nguyên ngày … tháng … năm 2016
Sinh viên

Nguyễn văn Du

1


MỤC LỤC

CHƯƠNG I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 : Chọn động cơ
1.1.1: Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết được tính theo công thức

=

(1)

trong đó Pct :công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
Pt : công suất tính toán trên máy trục công tác (kw)
: hiệu số chuyển động
Hiệu suất truyền động ᶯ =

.

.

.

=

.

. 0.95 . 0.99 =

0.833
ta có : Tmm = 1,5T1 =3

T1 = 2

T2 = 0,77T1 = 1,54
Pt =

=

= 6,25

=

=

= 1,21

Thay vào (1) ta được :

=

=1,21

=9

2


1.1. 2 : Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
=

=

=

.

=31,84

=

.

.

= 31,84.10.3 =955,2 (v/phut)

1.1.3 : Quy cách chọn động cơ:
Động cơ được chọn pải thảo mãn các điều kiện :
≥
≈
Ta có :

Pct = 9 (kw) nsb = 955,5 (v/phut)

Tra bảng phục lục trang P 1.3 (trang 273) ta được :
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :
Pđc = 11 (kw) ; nđc = 970 (v/ph) ;
kết luận : kiểu động cơ 4A160S6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu
thiết kế
1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền chung
Ut =

=

= 30,46

Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động

=

Có

.

. Chọn

= 0,7332 .

=3 →
→

cho các bộ truyền

=

=

= 3,2
3

= 10,1


mà

=

.

.

→

= 3,1

Tính lại giá trị un theo uh trong hộp giảm tốc

Un =

= 3

vậy uh = 10,1 ; uđ = 3 ; u1 = 3,2 ; u2 = 3,1
1.2.2 : Tính toán các thông số trên trục
1.2.2.1 công suất tác động nên trục
+ Trên trục công tác

=

=

= 6,25

+Trục III
=

=

= 6,37 (kw)

=

= 6,7(kw)

+Trục II
=

+ Trục I
=

=

= 7(kw)

1.2.2.2 số vòng trên truc
+ Tốc độ quay của động cơ

đc

= 970 (kw)

+ Tốc độ quay của trục Ӏ
=

=

= 323,3 (v/phut)

4

+ Tốc độ quay của trụcӀӀ

=

=

= 101 (v/phut)

Tốc độ của trục ӀӀӀ

=

=

=32,5 (v/phut)

Momen xoắn trên các trục
= 9,55.

.

+Trục I
= 9,55.

.

= 9,55.106

= 206773,8(N.mm)

+Trục II
= 9,55.

.

= 9,55.106

= 633541,8(Nmm)

.

= 9,55.106

= 1871800(Nmm)

+Trục III
= 9,55.

1.2.2.3 Bảng kết quả tính toán
Trục

Động cơ

Ӏ

5

ӀӀ

ӀӀӀ

Thông số
Công suất ( P)

6,25

Tỷ số chuyền (u)
Số vòng quay( n)
Momen
xoắn( T)

7
3

6,7
3,2

970

323,3
206773,8

6,37
3,1

101
633541,8

32,5

1871800

Chương 2 :Tính toán thiết kế các bộ truyền
2.1 Thiết kế bộ truyền đai
2.1.2 Chọn loại đai
Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2 ca
tương đương 16h. Cho nênđai làm việc phả icó 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 vải cao su.
2.1.3 Xác định thông số của bộ truyền
2.1.3.1:. Tiết diện đai Б
a .Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 =160mm , l =800mm, A =138mm2
bt =14mm , b =17mm , h =10,5mm , y0 =4,0mm
vận tốc đai v =

= 2,7 (m/s)

nhỏ hơn vận tốc vmax =25 m/s
với

=0,02 đường kính bánh đai lớn

d2 =ud1(1 -

) = 3.160(1 - 0,02) = 470,4mm

chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 500mm

như vậy tỉ số truyền thực tế ut =

=
6

= 3,1


và

=

=

3,3

4

chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d2 = 500mm, theo công thức chiều dài
đai
l = 2a + 0,5 (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4a)
=2.500 +0,5 (160 +500) + (500 - 160)2 / (4.500) = 2130mm
chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2240mm
nghiệm của số vòng chạy trong 1 giây
i= =

= 1,2s 10s

Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240mm :
a =( +

)/4 với = 2240 - 0,5.3,14(160 + 500) = 1363,8

=(d2 - d1)/2 =(500 -160)/2 = 180 , do đó a = 657,2mm
theo trị số của hệ tải trọng động Kđ góc ôm
= 180 - 57(500 - 160)/657 = 1500
2.1.3.2 : Xác định đai z:
z = P1Kđ / ([P0 C C1CuCz)
Kđ = 1,25 ;
với

1

= 1500, C = 0,92

với l/l0 = 2240/2240 =1, C1 = 1
với u = 3, Cu =1,14
7

mix

1

= 1200

= 180 - 57(d2 - d1)/a


[P0] = 2,71 kW (v = 2,7 m/s, d1 = 160mm )
Pl /[P0] = 7/2,71

do đó Cz = 0,93

Do đó
z = 7.1,25/(2,71.0,92.1.1,14.0,93) =3,3
lấy z = 4 đai
chiều rộng bánh đai theo( 4.17 và bảng 4.21)
B = (z - 1)t +2e =(4 -1)19 +2.12,5 =82mm.
Đường kích ngoài của bánh đai da =d + 2h0 = 160 +2.4,2 = 168,4mm
2.1.3.3 : Xác định lực căng ban đầu và lực căng trên trục :
F0 =780PlKđ/(vC z) + Fv
trong đó Fv =qmv2 ( định kì điều chỉnh lực căng ), với qm =0,178 kg/m
Fv =0,178.2,72 = 1,29 N , đo đó
F0 =780.7.1,25/(7,2.0,92.4) + 1,29 =258N
theo lực tác dụng nên trục
Fr = 2F0zsin( 1/2) = 2.258.4sin(1500/2) = 1993N
2.1.3.4 : kết quả tính toán
(P1 =7(KW) , n1 =323,3 (vg/phut) , u = 3 )

8


THÔNG SỐ

Đai thang

Đường kính bánh đai nhỏ d1 mm

160

Đường kính bánh đai lớn d2 mm

500

Chiều rộng bánh đai B mm

82

Chiều dài l mm

2240

Số đai z

4

Tiết diện đai b. (

)

Lực tác dụng lên trục

(N)

1993

2.2 .Tính toán thiết kế các bộ truyền Trong : bộ truyền bánh răng
2.2.1 Chọn vật liệu :
- Do công suất truyền tải không lớn lắm ,không có yêu cầu gì đặc biết về vật
liệu , để thống nhất trongthiết kế ở đây chọnvật liệu haicấp nhưng hau cụ thể
chọn thép 45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của
răng ,nên nhiệ tluyện bánh răng lớ n đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ

từ 10

15 đơn vị

•

+ ( 10 … 15 ) HB

• Bánh nhỏ :
+ Thép 45 tôi cả ithiện
+ Đạt độrắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền :
+ Giới hạn chảy :

= 850 MPa
= 580 MPa
9


Chọn độ rắn của bánh nhỏ :

= 260

• Bánh lớn :
+ Thép 45 tô icải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
+ Giới hạn bền :

= 750 MPa

+ Giới hạn chảy :

= 450 MPa

Chọn độ rắn của bánh lớn :

= 250

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép :
Ứng suấ ttiếp xúc cho phép [

] và ứng suất uốn cho phép [

] được xác

định bởi côngthức :

[

] =

[

Trong đó :

( 1)

] =

,

( 2)

lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất

uốn chophép ứng với số chu kì cơ sở
,

– hệ số an toànkh tính về tiếp xúc vàu ốn

Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70

10


= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75

Chọn độ rắn của bánh nhỏ :

= 260 , độrắncủabánhlớn :

=2

+ 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa

=2

+ 70 = 2 . 250 +70 = 570 MPa

= 1,8

= 1,8 . 260 = 468 MPa

= 1,8

= 1,8 . 250 = 450 MPa

– hệsố xét đến ảnh hưởng đặt tải ,
*Tính hệ số

và

= 250

= 0,7

– hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục

vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :

=

=

11

ở đây :
=

,

– bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

= 6 khi độ rắn mặt răng HB

350

– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30


= 30
= 30

= 30 .
= 30 .

= 1,87 .
= 1,7 .

– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
=4.
,

đối với tất cả các loại thép
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương .Khi bộ truyền làm việc

với tả itrọng thayđổi :
= 60c

=

=

Do đó

.

= 0,25

=1

12


Suy ra

do đó

=1

Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :

[

] =

[

] =

= 536,36

[

] =

= 518,18

Với bộ truyền bánh răng trụ thằng ,ứng suất tiếp xúc cho phép [
trung bình của [

[

] =

] và [

] là giá trị

] nhưng không vượt quá 1,25 [

=

= 527,39

1,25 [

]

]

• Kiểm tra sơ bộ ứng suất :
1,25 [

] = 1,25 . 518,18 = 647, 73 MPa

Theo :
= 60c

=

13

527,39 =>Thỏa mãn yêu cầu


=

.

Vì

do đó:

=

= 1 và

Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều

[

] =

[

] =

= 267,43 MPa

[

] =

= 257,14 MPa

=1
=1 , sơ bộ xác định được :

Ứng suất quá tải cho phép :
[

= 2,8 .

= 2,8 . 580 = 1624 MPa

[

= 2,8 .

= 2,8 . 450 = 1260 MPa

[

= 2,8 .

= 0,8 . 580 = 464 MPa

[

= 2,8 .

= 0,8 . 450 = 360 MPa

2.2.3. Xác định các thông số của bánh răng :
A, Xác định sơ bộ khoảng các htrục :
Theo công thức :

14


=

+

.(

.

(*)

– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng

6.5 với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép :
+

= 49,5 MP

– momen xoắn trên trục bánh chủ động ,Nmm

+[

] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa

+ u – tỉ số truyền
+

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc
+

,

– cáchệsố . Trabảng6.6 :

= 0,53.

= 0,3

(u +1 ) = 0,53 . 0,3 . (5,3 + 1 ) = 0,67

Tra bảng 6.7 vớisơ đồ 6 :

= 1,02

Thay các giá trị vào (*) ta được :

=

.(

= 49,5. (5,3 +1 ) .

.

=205,11 mm

15


Lấy

= 206 mm

Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :

=

+

.

- hệ s ốphụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn :
= 77 MP

= 77 .

= 56,36 mm

2.2.4. Xác định các thong số ăn khớp :
2.2.4.1. Xác định môđun :
m = ( 0,01

0,02 ) .

m = ( 0,01

0,02 ) .

= ( 0,01

0,02 ) .206 = (2,06

)

Để thốngn hất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m
=3
b. Xác định số răng , góc nghiêng
Ta có góc nghiêng

=

=

và hệ số dịch chỉnh x :

= 0 , số răngbánhnhỏ :

= 32,46

16


Lấy

= 32

Số răng bánh lớn :
Lấy

=

.

= 32.5,3 =196,6

= 104

Do đó tỉ số truyền thực tế :

=

=

= 3,25

Khoảng cách trục thực tế :
=

=

= 204 mm

2.2.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏamãn điều
kiện :

=

.

.

.

]

Trong đó :
+

- là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp .Tra bảng 6.5 ta

được
+

=274 MP
– hệ số kể đến hình dạngbề mặt tiếp xúc :

=

(*)

17


+

– là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :

tg

= cos

. tg

= 0 =>

+ Theo TCVN 1065 – 71 ,

a=0,5m.(

+

=0

= 20 suy ra:

= arctg

)=108

= arcos (

) = arcos (

) =60,16

Thaysốliệuvào (*) ta có :

=

Ta có :

=

– hệ số trùng khớp dọc ,tínht heo công thức :

=

Với

= 1,52

=0

là chiềurộng vành răng :
=

.

= 0,3 . 204 = 61,2mm

– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Do

= 0 nên :

=

18

= arctg

= 20


= [ 1,88 – 3,2 (



+

=

) ] cos

= [ 1,88 – 3,2 (

+

) ] cos

= 1,75

= 0,86

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
=

+

.

.

– hệ sốkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,tra

bảng 6.7 ta được :
+

(1 )

= 1,02

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng

thời ăn khớp

=1

Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
v =

=

= 2,83 ( m/s )

Với v = 2,83 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 6. Theo bảng 6.14 cấp
chính xác 6 và suy ra
Theo bảng (6.15 ) :
Theo bảng (6.16) :

=1,02

= 0,006
= 38
19


=

+

.

.v .

= 0,006 . 38 .2,83 .

= 5,12

– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

=1+
Thay số liệu vào ta có :
=1+

=1,15

Theo (1 ) ta được :

=

Thay các số liệu vào :

.

=

.

.

.

= 1,02.1 .1,15=1,173

.

= 274 .1,52. 0,86 .

= 332,82MPa

Xác định chính xá cứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2,83 m/s

2,5 m/s ,

= 1với cấp chính xác là động học là 8 ,

chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công đạt độ nhám
2,5…. 1,25 m , do đó

= 0,95 . Với d

Với

.

[

]=[

].

.

700 mm ,

=1

= 527,39 .1 .0,67 . 1 = 353,35

20

=


Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
2.2.4.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trị cho phép :
=

[

=

[

Theo bảng 6.7 :
8,

]

]

= 1,05 , theobảng 6.14 với v

5 m/s và cấp chính xác là

= 1,27

Theo công thức :

Với :

=

.

.v.

= 0,016 ( tra bảng 6.15 )

= 56( tra bảng 6.16 )

Suy ra :

+

= 0,016 . 56 .2,83 .

=20,09

– hệ sốkể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn
=1+

=1+

=1,47

21


Do đó :

=

Ta có :

= 0

.

= 1,74 =>

=>

=

= 1,05 . 1,27 . 1,47 = 1,96

=

= 1–

= 0,57

= 1

Số răng tương đương :
=

=

= 32

=

=

= 104

Theo bảng 6.18 ta được :

= 3,80 ,

Với hệ số dịch chỉnh

=0

=

= 3,60

Với m = 3 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
=1(

< 400 )

Do đó : [

]=[

].

.

.

= 267,43 . 1 .1 .1 = 267,43

[

]=[

].

.

.

= 257,14 . 1 .1 .1 = 257,14

22


Thay các giá trịvừa tính được vào công thức :
=

=

= 44,89MPa

=

[

44,89MPa

] = 267,43 MPa

=

= 42,53MPa

[

] = 257,14 MPa

2.2.4.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải( thí dụl úc mở máy , hãm máy , … vv )
với hệ số quá tải :
=

Trong đó :

là momen xoắn quá tải , T là monen dẫnhư ghĩa

Theo 6.48 với

=

=

.

= 2,2

= 332,82.

=493,65MPa < [

= 1260MPa

Theo (6.49) :
=

.

=44,89. 2,2 =98,76MPa<[

=

.

= 42,53. 2,2 =93,57MPa< [

= 464MPa

= 360MPa

 Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải
+ Đường kính vòng chia :
23


=

= 56,36mm

=

=

.u = 56,36.3,25 = 183,17mm

+ Đường kính đỉnh răng :
=

+ 2 .( 1 +

-

) .m = 56,36 + 2 . ( 1 + 0 ) 3 =

-

) .m = 183,17+ 2 . ( 1 + 0 ) . 3= =189,17mm

=62,36mm
=

+ 2 .( 1 +

+ Đường kính đáy răng :
=

– ( 2,5 – 2 .

) . m = 56,36 – 2,5 . 3 =48,86 mm

=

– ( 2,5 – 2 .

) . m =183,17– 2,5. 3 = 175,67 mm

Các thong số và kích thước của bộ truyền :

Khoảng cách trục
Môđun pháp

= 206 mm
m = 3 mm

Chiều rộng vành răng

= 61,2mm

Tỉ số truyền

= 3,25

Số răng bánh răng

= 32 ,

24

= 104


Hệ số dịch chỉnh

=0,

Góc nghiêng của răng

=0

=0

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 :

= 600 MPa

Giới hạn chảy :

= 340 MPa

2.3.2 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng :
Bộ truyền bánh răng trụ :

=

=

=

=

=

=

=

= 1413 ( N) =

=

. tg

= 3123,77 ( N) =

= 1413 . tg 0 = 0 ( N )

2.3.4 Xác định sơ bộ trục đường kính trục :
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
25