ĐỒ án CHI TIẾT máy minh 2016 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: NGUYỄN NGỌC HUỆ

MỤC LỤC
Lời nói đầu...........................................................................................................................2
I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG...................................................................3
II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN...................................................4
III. TÍNH TOÁN VÀ THUYẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY..............................................5
Tính toán bộ truyền xích...........................................................................................6
Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc....................................................................7
Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực................................8
Tính toán và thiết kế trục và then..............................................................................9
Chọn ổ lăn và nối trục.............................................................................................10
Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ..........................................................................11
Chọn dầu bôi trơn và bảng dung sai lắp ghép.........................................................12
Tài liệu tham khảo...................................................................................................13

SVTH: ĐÀO MINH QUỐC

Trang 1


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: NGUYỄN NGỌC HUỆ

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí
chế tạo máy. Đồ án đúc kết những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật,sức bền
vật liệu,dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực

hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công
nghiệp nói chung.
Trong môi trường công nghiệp hóa,hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho
tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải để
ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Trong quá trình thực hiện đồ án chắc chắn sẽ gặp nhiều sai sót, kính mong nhận được
những nhận xét quý báu của các thầy.
Em xin chân thành cám ơn các thầy đã hướng dẫn và giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ
án này!

SVTH: ĐÀO MINH QUỐC

lớp: CĐCK 37B

Trang 2


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: NGUYỄN NGỌC HUỆ

NỘI DUNG THUYẾT MINH

I. Tìm hiểu hệ thống truyền động thùng trộn máy;
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ;
2 -Nối trụ đàn hồi ; 3- Hộp giảm tốc
bánh răng trụ 2 cấp đồng trục;
4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- thùng trộn;

Số liệu thiết kế:
Công suất trên thùng trộn, P = 4,5 kW ;
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n = 45(v/ph);
Thời gian phục vụ , L = 5 năm; quay một chiều , làm việc 1 ca , tải va đập nhẹ.
làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ )
Chế độ tải T1= T
;
T2 = 0.8T

(1 năm

1

t1 = 15 giây ;

t2 = 36 giây

Đặc điểm của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục;
+ ưu điểm: kích thước hộp có chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, và có kết cấu gọn hơn
so với các loại hộp giảm tốc hai cấp khác
trang 3


+ nhược điểm:
_ có khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết
_ hạn chế khả năng cọn phương án bố trí do chỉ có một trục đầu vào , và một
trục đầu ra.
_ kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong vỏ hộp.
_ trục trung gian lớn do khoảng cách giữa các ổ lớn
_ kích thước chiều rộng lớn

II. chọn động cơ và phân bố tỷ số truyền cho hệ thống truyền động.
Công suất tương đương trên trục thùng trộn;

Ptd = P = 4,5 = 3,88 kw
Hiệu suất chung của hệ thống truyền động
ηch = ηbr1 ηbr2 ηx η4ol

Theo bảng 3.3 [1] ta chọn
ηbr1 = ηbr2 = 0,97; ηx = 0,93; ηol = 0,99

=> ηch =0,97.0,97.0,93.0.994 = 0.84
Công suất cần thiết của động cơ
Pdc = = = 8,08 kw

Tỷ số truyền chung:
Uch = u1.u2.ux =
Trang 4
Dựa vào phụ lục P1.3 [2] ta chọn động cơ có công suất Pdc = 11 kw với số vòng quay và
phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau:


Động cơ

Số vòng
quay
động cơ,
(vg/ph)

Tỷ số
Tỷ số

truyền
truyền
chung, uch hộp giảm
tốc, uh

Bộ truyền Bộ truyền
bánh
bánh răng,
răng,
u2
u1

Bộ truyền
xích,
ux

4A132M2Y3

2907

52,85

16

4

4

3,3

4A132M4Y3

1458

26,51

9,92

3,15

3,15

2,67

4A160S6Y3

970

17,63

6,25

2,5

2,5

2,82

4A160M8Y3

730

13,27

6,25

2,5

2,5

2,12

Chọn động cơ 4A132M4Y3 với đặc tính kỹ thuật như sau:
Trục
Động cơ

I

II

III

Công tác

Thông số

Công suất (kw)

5,24

Tỷ số truyền

5,43
1

3,15

4,98

4,64

3,15

3,88
2,67

Mômen xoắn (Nmm)

59802

59147

178830

541167

1331791

Số vòng quay (vg/ph)

1458

1458

463

147

55

Trang 5
III. Tính toán thiết kế các chi tiết máy
1. Tính toán bộ tuyền xích


Các thông số đầu vào: P1 =4,64

kw; n1 = 147 vg/ph; u = 2,67;

T= 541167 Nm.
Chọn loại xích ống con lăn.
Số răng của đĩa xích dẫn.
Z1 = 29 – 2u = 29 -2.2,67 =23,66 => chọn z1 = 24 răng
Z2 = uz1 = 2,67.24 = 64,08 => z2 = 64 răng
Các hệ số điều kiện sử dụng:
K = KrKaKoKdcKbK1v = 1.1.1.1.1.1 = 1
Với Kr = 1; dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ truyền
tương đối êm.
Ka = 1; khi a = (3050)pc
Ko = 1; khi đương nối tâm hai đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ

hơn 60

0

Kdc = 1; truc điều chỉnh được
Kb = 1; bôi trơn nhỏ giọt
K1v = 1; làm việc một ca
Kn = = =1,36
Kz = = 1,04
Kx = 1; chọn xích một dây

Trang 6

Công suất tính toán:
Pt = = = 6,562

kw

Theo bảng 5.4 [1], ta chọn bước xích pc = 31,75 mm


Theo bảng 5.2 [1], số vong quay giới hạn nth = 600vg/ph nên điều kiện n < nth
Vận tốc trung bình của xích;
V = = =1,87 m/s
Lực vòng có ích:
Ft = = = 2481,28 N
Kiểm nghiệm bước xích :
Pc 600 = 600 = 1454619,66
Do bước xích pc = 31,75mm nên điều kiện thỏa mãn.
Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a = 40pc = 40.31,75 = 1270 mm

Số mắt xích:
X = + + . = + +. =125
Chọn X = 126 mắt xích.
Chiều dài xích: L = pc X = 31,75.126 = 4000,5mm
Tính chính xác khoảng cách trục:
a = 0,25pc=

162,87

mm

chọn a = 164 mm ( giảm khoảng cách trục (0,002 0,004)a).
Theo bảng 5.6 [1] với bước xích pc = 31,75mm ta chọn [i] = 16
Trang 7
Số lần va đập trong 1 giây:
i = = = 1,87 < [i] =16
tải trọng phá hủy: Q = 88,5 kN
Lực trên nhánh căng F1 Ft =4454,54 N
Lực căng do lực ly tâm gây nên: Fv = qm v2 = 3,8.1,872 = 13,29 N
Lực căng ban đầu của xích: F0 = Kf aqm g = 6.1,282.3,8.9,81= 286,74 N


Hệ số an toàn:
S = = =18,61 > [s] = (7,89,4)
Lực tác dụng lên trục:
Fr = Km Ft = 1,15.4454,54 =5122,72
Đường kính đĩa xích:
d1 = = = 242,55 mm
d2 = = = 646,81 mm
dal = d1 + 0,7pc = 264,81 mm

da2 = d2 + 0,7pc = 669,03 mm
2. tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc
a/ chọn vật liệu và xác định ứng xuất cho phép:
do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế, ta
chọn vât lệu 2 cấp bánh răng như sau.
Ta chọn vật liệu là thép 45 được tôi cải thiện.
Độ rắn trung bình bánh dẫn HB1 = 250
Độ rắn trung bình bánh bị dẫn HB2 = 235
Trang 8
Giới hạn mỏi tiếp xúc và uống của các bánh răng:
OH lim1

= 2HB1 + 70 =2.250 + 70 = 570 MPa

OH lim2

= 2HB2 + 70 =2.235 + 70 = 540 MPa

OF lim1

= 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 MPa

OF lim2

= 1,8HB2 = 1,8.235 = 423 MPa

Số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO1 = 30HB12,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kỳ

NHO2 = 30HB22,4 = 30.2352,4 = 1,47.107 chu kỳ
NFO1 = NFO2 = 5.106
Số chu kỳ làm việc tương đương
NHE1 = 60c ni ti = 60.1.1458.14400 = 4,9.108 chu kỳ
NHE2 = = 1,7.108 chu kỳ
NFE1 = 60c ni ti = 60.1.1458.14400 = 3,6.107 chu kỳ
NFE2 = = 3,1.107 chu kỳ
Vì NHE > NHO ; NFE > NFO nên KKL = KFL = 1
ứng suất tiếp cho phép:
H

]=

OH lim

=> H1 ] = = 55,60 MPa
H2

H2

] = = 52,68 MPa

] = 0,45 (H1 ] + H2 ]) = 408,68 MPa < H2 ] =48,72 MPa
Trang 9

=>H ] = 52,68 MPa
ứng suất uống cho phép:
F

] = OH lim

=>F1 ] = = 257,14 MPa

F2

] = = 241,71 MPa

b/ tính toán cặp bánh răng cấp chậm:
các thông số cho trước: T2 = 178830Nmm; n2 = 463 vg/ph; u2 = 3,15
chọn ѱba2 = 0.4 .Khi đó ѱbd2 = ѱba2 (u2 +1) = 0,83
theo bảng 6.4 [1], ta chọn KHß =1,03; KFß =1,05
khoảng cách trục:
aw2 = 43(u2 + 1) = 43(3,15+1) = 22305,93 mm


theo tiêu chuẩn , ta chọn: aw = 22306 mm.
Môđun răng răng: mn = (0,010,002)aw2 = 1,63,2mm
Theo tiêu chuẩn ,ta chọn mn = 3mm
Từ điều kiện: 80 200
Suy ra z3
3367,19 z3 3548,42
Chọn z3 = 3548 => z4 = 3548.3,15 = 11176,2 => chọn z4 = 1118
Góc nghiêng răng: = arcos =13,430
Tỷ số truyền: u2 = = = 0,31
Trang 10
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng
Đường kính vòng chia:
d3 = = = 10943,24 mm;

d4 = 3448,29 mm

Đường kính vòng đỉnh:
da3 = d + = 10949,40 mm;
da4 = 3454,45 mm
Đường kính vòng chân:
df3 = d3 – = 10941,68 mm;
df4 = 13446,73 mm
Khoảng cách trục:
aw2 = = 22707,24 mm
Chiều rộng vành răng:
b4 = ѱba2 aw2 = 22707,24.0,4 = 9084,89 mm
b3 = + 5 = 9084,89 + 5 = 9089,89 mm
vận tốc vòng bánh răng:
v = = = 265,15 m/s
theo bảng 6.3 [1],ta chọn cấp chính xác chính với vgh = 6 m/s
chọn hệ số tải trọng động KHV = 1,03 ; KFV = 1,1


zM = 275 MP
= t = arctg(= (= 20,

tw

b

= acrtg(cos.tg) = acrtg(cos20,.tg) =

ZH = = = 1,724
= = = 223,94 > 1
= = = 0,775

Trang 11

Với

z

= cos = 1,824

dw3 = = = 9704,62 mm
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
H

] = H ]zv zR zxH = 441,82.1.0,95.1,02 = 428,12 MPa

< H ] nên điều kiện tiếp xúc được thỏa mãn
Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Hệ số dạng răng:
YF3 = 3,47 + = 3,473
H

YF4 = 3,47 + = 3,481
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
= = 74,03
= = 69,43
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có đọ bền thấp hơn.
F3

= = 6,10.MPa < F3 = 257,14 MPa

Do có độ bền uốn thõa mãn.

Lực tác dụng lên bộ truyền:
Ft3 = Ft4 = = = 32,68 N
Fr3 = Fr4 = = = 12,22 N


Trang 12
Fa3 = Fa4 = Ft3tg = 32,68.tg13, = 7,80 N
c/ Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh:
vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thông số hình học của cặp
bánh răng cấp nhanh giống như cặp cấp chậm, chỉ trừ chiều rộng vành răng.
Chọn ѱba1 = 0,25. Khi đó chiều rộng vành răng của cấp nhanh:
b2 = ѱba1 aw1 = 0,25.160 = 40 mm
b1 = b2 + 5 = 40 + 5 = 45 mm
Lực tác dụng lên bộ truyền:
Ft1 = Ft2 = = 36,68 N
Fr1 = Fr2 = = 13,72 N
Fa1 = Fa2 = Ft1tg = 8,758 N
3. chọn nối trục:
Mômen truyền qua nối trục T = 559802 Nmm
Theo phụ lục 15.1 [3], ta chọn nối trục đàn hồi có:
d = 20 mm

dc = 10 mm

D0 = 68 mm

lc = 19 mm

dm = 40 mm

đai ốc M8

l1 = 15 mm

z6 = 6

l2 =

22 mm

d0 = 19 mm

c=

2 mm

l0 = 15 mm
trang 13


chọn vật liệu làm thép 45 với ứng suất uốn cho phép F ] = 70 MPa, ứng suất dập giữa chốt
và ống d ] = 3 MPa.
F

= = = 40,38 MPa < F
Kiểm tra độ bền dập:

d

= = = 2,83

MPa < d

Do đó điều kiện uống và bền dập của nối trục được thỏa mãn.
4. Tính toán và thiết kế truc và then:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có = MPa ứng suất xoắn cho phép = MPa.
Theo bảng 10.1, chọn ứng xuất uốn cho phép = 70 MPa
Xác định sơ bộ đương kính trục theo công thức:
dk =
với T1 = Nmm ; T2 = Nmm ; T2 = Nmm ta tính và chọn sơ bộ đường kính
các trục như sau: d1 = mm; d2 = mm; d3 = mm;
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Sử dụng bảng 10.2, 10.3, 10.4, và các công thức 10.10, 10.13, ta xác định sơ bộ các
khoảng cách như sau:
l12 = mm
l12 = 48 mm
l12 = 65,5 mm

l12 = 45 mm
l12 = 190 mm
l12 = 131 mm

l12 = 90 mm
l12 = 251 mm
l12 = 217 mm

sơ đồ phân tích lực:

Trang 14

N; N
N
N
N
N
N
= 7,80 N
Sự dụng phương trình moomen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng
zoy và zox, ta tính được phản lực tại các ổ như sau:
N
N
Trang 15
N
N
N
N
N

N
N
N
N
N


Trang 16


Tran

g 16


Tran17


Trang 18


Xác định mômem tương đương và bán kính tại các tiết diện bằng công thức:
M=
=
d=
Sau đó từ yêu cầu độ bền, lắp phép và công nghệ ta chọn đường kính các trục như bảng
sau ;
Tiết diện
12
10
13
11
20
22
23
21
30
32
31
33

M

0
24030
50638
0
0
43203
214406
0
0
267869
420086
0

51223
56579
72028
0
0
160784
264490
0
0
539815
629379
468664

d (tính)
19,4
20,1
21,8

0
0
28,4
33,6
0
0
42,6
44,8
40,6

d (chọn)
20
25
28
25
35
40
40
35
40
55
50
45

Theo yêu cầu về công nghệ và lắp ráp , dựa vao bảng 9.10 ta chọn then tại các tiết
diện như sau
Tiết diện
12
13
22

23
32
33

d
20
28
40
40
55
45

bxh
6x6
6x6
12x8
12x8
14x9
14x9

3,5
3,5
5
5
5,5
5,5

2,8
2,8
3,3

3,3
3,8
3,8

Kiểm nghiệm độ bền trục:
Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , đo đó = 0 ; =
Trang 19


Với W =
Vì trục quay một chiều nên ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động đo đó : =
=
Với =
= (0,4 0,5) = 270 MPa
= (0.22 0,25) = 150 MPa
Theo bảng 10.8 , ta chọn = 1,75 ; = 1,5
Theo bảng 2.9 , tra được các hệ số :
Theo bảng 10.3 , ta tra các hệ số
Hệ số an toàn được tính theo công thức : s =
Với ;
Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi :
Tiết
d,
Diện mm

W,

S

12

20

642

1428

0

20,71

10

25

1534

3068

13,15

9,64

13

28

1930

4085

26,24

7,24

23

40

5364

11648 39,97

7,68

32

55
50

33

45

3095
2
2454
4
1655
7

8,74

31

1461
9
1227
2
7611

MPa

18,32

MPa

34,23 11,02
0

16,34

0,9
1
0,9
1
0,9
1
0,8
8

0,8
1
0,8
4
0,8
4

0,89
0,89
0,89

10,6
8
5,35

0,81

3,40

0,76

6,82

0,78

3,79
4,70

Kết quả cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều bảo an toàn về mỏi,
Kiểm nghiệm độ bền them;

4,25

4,25

9,12

6,94

12,1
5
10,4
3

4,90

8,61
7,00
4,70

3,23
5,35
3,39
4,70


Với tải trọng va đập nhẹ thì :MPa ; 90 MPa
Điều kiện bền dập và cắt cả them :

Trang 20

Tiết diện
12
13
22
23
32
33

T,Nmm
59147
59147
178830
178830
541167
541167

d,mm
20
28
40
40
55
45

bxh
6x6
6x6
12x8
12x8

14x9
14x9

3,5
3,5
5
5
5,5
5,5

25
36
40
63
56
63

,MPa
94,64
46,94
74,51
47,31
100,40
109,08

,MPa
39,43
15,43
37,26
11,83

25,10
27,27

Kết quả cho thấy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
5. chọn ổ lăn
a/ Trục I

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
200 N
1125 N
Lực dọc trục : 366 N
Theo phụ lục 9.4 , ta chọn ổ côn cở nhẹ với ký hiệu 7205 có C = 24000N, và góc
tiếp xúc .
Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Trang Theo bảng 11.3 , hệ số tải trọng dọc trục :


e = 1,5tg = = 0,36
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :
N

Vì và do đó theo bảng 11,5 , ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán :
N
+ 366 = 426 N
Hệ số :
= 1,3 (bảng 11,2 )
=1
V = 1 (vòng trong quay)
Vì :

Suy ra X = 1; Y = 0
Suy ra N

Suy ra X = 0,4; Y = 0,4cotg = 1,66
Suy ra N
Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn .
Tải trọng tương đương:
1449 N
Với ổ đũa côn m = 10/3
Khả năng tải động của ổ
Trang 22

Trang 21


Với L = 60 n=60.1458.14400.=1259,712 triệu vòng
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn:

Suy ra = 1700 N
Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh .
b/ Trục II

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
901 N
3515 N
Lực dọc trục : 1107366 = 741 N
Theo phụ lục 9.4 , ta chọn ổ côn cở nhẹ với ký hiệu 7207 có C = 38000N, và góc
tiếp xúc .

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 , hệ số tải trọng dọc trục :
e = 1,5tg = = 0,37
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :

Trang 23


N

Vì và do đó theo bảng 11,5 , ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán :
N
= 338 N
Hệ số :
= 1,3 (bảng 11,2 )
=1
V = 1 (vòng trong quay)
Vì :
Suy ra X = 0,4; Y = 0,4cotg = 1,604
Suy ra N

Suy ra X = 1; Y = 0
Suy ra N
Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn .
Tải trọng tương đương:
4390 N
Với ổ đũa côn m = 10/3
Khả năng tải động của ổ :
Trang 24

Với L = 60 n=60.463.14400.=400,032 triệu vòng
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.


Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn:

Suy ra = 26000 N
Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh .
c/ Trục III

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
2663 N
8491 N
Lực dọc trục : 1107 N
Theo phụ lục 9.4 , ta chọn ổ bị đở chặc với ký hiệu 36210 có C = 43200N, và góc
tiếp xúc .
Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 , hệ số tải trọng dọc trục : e = 0,68
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :
N

Trang 25

Vì và do đó theo bảng 11,5 , ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán :