Đồ án môn học chi tiết máy
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 1 - .

CHƯƠNG 1
TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY
Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn đảm bảo yêu cầu công suất trên trục là
4kw số vòng quay trên trục thùng trộn là 52 vòng/phút, thời gian phục vụ là 7

này.
 Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo
trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 2 - .

CHƯƠNG 2
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
2.1 Chọn động cơ điện
2.1.1 Ý nghĩa của việc chọn động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là
giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng
hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việ
c chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất
nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài
hộp. Do đó việc chọn động cơ có ý nghĩa kinh tế và kỹ thuật lớn. Nếu chọn đúng
động cơ thì động cơ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu truyền động của
máy, phù hợ
p với môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định. Nếu
chọn công suất động cơ nhỏ hơn công suất phụ tải yêu cầu thì động cơ luôn làm
việc quá tải, nhiệt độ tăng quá nhiệt độ phát nóng cho phép. Động cơ chóng
hỏng. Nhưng nếu chọn công suất động cơ quá lớn thì sẽ làm tăng vốn đầu tư,
khuôn khổ cồng kềnh, động cơ luôn làm việc non tải, hi
ệu suất động cơ sẽ thấp.
khi chọn động cơ điện sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện:
+ Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép

p
N
ct
η
=
[2.1]
Trong đó
24
12 3 4
η
ηη η η
=
1
η
= 0.96- hiệu suất bộ truyền xích
2
η
= 0.97- hiệu suất bộ truyền bánh răng
3
η
= 0.995- hiệu suất của một cặp ổ lăn
4
η
= 1- hiệu suất khớp nối

4
4,5
24
0,96.0,97 .0,995 .1
p

quay là n
dc
= 1450vg/ph.

2.2.2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền động chung
1450
27,88
52
n
dc
iiii
x
nh ch
n
t
====
[2.2]
Trong đó n
dc
số vòng quay của động cơ
n
t
=52 số vòng quay của thùng trộn
i
nh
tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh

i
ch

Thử lại số vòng quay của trục thùng trộn:
1450
52 /
2,64.2,64.4
nvgph==
đúng với
yêu cầu đặt ra.
2.3 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải của động cơ đã chọn
- Mômen định mức của động cơ
5,5
dmdc
9550 9550 36,22
dmdc
n1450
dc
p
TNm===

Trong đó

dmdc
p
công suất định mức của động cơ

n
dc
số vòng quay của động cơ.
- Mômen mở máy của động cơ
1, 4 50, 08
dmdc

η
==

- Mômen quá tải cực đại của động cơ
1, 4 41, 66
ax qt
TT
can
m
==

Như vậy ta có:
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 6 - .

5,5w 4,5w
dmdc
T 29,76 50,08
can
41,66 64,54
ax qt
pkNk
ct
Nm T Nm
mm
TNmTNm
cp

nvgph
i
nh
n
nvgph
i
ch
η
=
==
== =
== =

Trong đó
n
dc
số vòng quay của động cơ
1
n
số vòng quay của trục 1
n
2
số vòng quay của trục 2
n
3
số vòng quay của trục 3

2.4.2 Tính công suất trên các trục
-Công suất danh nghĩa trên trục động cơ
4,5 w

== =

2.4.3 Tính mômen xoắn trên các trục
1
1
1
2
2
2
3
3
3
4,5
9550 9550 29,64
1450
4,48
9550 9550 29,50
1450
4,32
9550 9550 75,11
549,24
4,17
9550 9550 191,05
208,44
ct
dc
dc
N
TNm
n


Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 8 - .
Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục tính được của hệ thống
Trục

Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(vg/ph)
Công suất
(kw)
Mômen xoắn
(Nm)
Trục động cơ

1
2,64 GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 9 - .

CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG XÍCH
3.1 Tìm hiểu và chọn truyền động xích
Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự
ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích. So với bộ truyền đai bộ
truyền xích cơ những ưu điểm sau:
-
Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá
tải đột ngột
-
Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn
-
Kích thứơc bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và
số vòng quay.
-
Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh
xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và
đo đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các
nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó
khi vào và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị
mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay

-
Tính số răng đĩa xích bị dẫn
21
4.21 84
x
zzi== =3.3 Xác định bước xích
-
Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích
theo công thức (5.22) [1]
0da dcblv
kkkkkkk=
(3.1)
Trong đó
K
d
=1 hệ số tải trọng động
K
a
=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục
K
0
=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền
K
dc
=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng
xích (không có bộ phận căng xích)
K

z
hệ số răng đĩa xích
K
n
hệ số vòng quay
P
3
=4.17kw công suất cần truyền
25 25
1,19
21
1
400
01
1, 92
208,44
3
k
z
z
n
k
n
n
===
== =

3
1,56.1,19.1,92.4,17 14,86
x

60000 60000
c
nzp
vms== =
Trong đó
n số vòng quay của đĩa xích
z số răng của đĩa xích
p
c
bước xích
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 12 - .

- Lực vòng có ích
1000 1000.4,17
2254
1, 85
t
p
F
N
v
== =

-
Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức 5-26 [1]
3

135
25,4 2 2.3,14 1016
c
c
azz zz p
X
pa
π
+−
⎛⎞
=+ +
⎜⎟
⎝⎠
+−
⎛⎞
=++ =
⎜⎟
⎝⎠

Chiều dài xích
L=p
c
X=25,4.135=3429mm
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5-9 [1]
22
12 12 12
2
2
0,25 8
222

=

Ta chọn a=1012mm (vì giảm khoảng cách trục (0,002-0,004)a)
- Số lần va đâp xích trong 1giây

13
21.208,44
11,48 [i]=20
15 15.135
zn
u
X
== = ≤
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 13 - .

Tra bảng 5.6 [1] với bước xích p
c
=25,4 ta chọn [i]=20

3.4 Kiểm nghiệm độ bền xích
Theo công thức 5-28 [1]
1
50000
21,84 [s]
2254 25,81 8,90
vo

FKaqg N== =

3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
- Đường kính vòng chia theo công thức 5-1 [1]
1
1
2
2
25,4.21
170
3,14
25,4.84
679
3,14
c
c
pz
dmm
pz
dmm
π
π
== =
== =

-
Đường kính vòng đỉnh theo công thức 5-7 [1]
11
22
0,7 188

GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 14 - .

F
vd1
lực va đập trên m( ở đây m=1) dãy xích theo công thức 5-19 [3]
73
13
13.10 . 4,44
vd c
FnpN
−
==
K
r1
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. Chọn k
r1
=0.372
K
d
=1 hệ số tải trọng động
K
đ
=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Z 15 20 30 40 50 60
K
r
0,59 0,48 0,36 0,29 0,24 0.22

E=2,1.10

Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 theo công thức 5-28 [3]
2d 2
2
dd
().
0,47 [ ]
k
rt vd
H
H
kFk F E
A
σ
σ
+
=≤

Trong đó
K
r2
=0,22

73
24
13.10 . 1,36
vd c
FnpN
−
==


FkF N== =

Các đại lượng Các thông số
Khoảng cách trục A=1012mm
Số răng đĩa dẫn Z
1
=21
Số răng đĩa bị dẫn Z
2
=84
Tỷ số truyền I
x
=4
Số mắt của xích X=135
Đường kính vòng chia của xích
- đĩa dẫn: d
1
=170
- đĩa bị dẫn d
2
=679
Đường kính vòng đỉnh của xích
- đĩa dẫn: d
1a
=188
- đĩa bị dẫn d
2a
=697
Bước xích P
c

Đối với các bộ truyền chịu tải trọng lớn và yêu cầu kích thước nhỏ gọn thì
dùng thép cácbon hoặc thép hợp kim nhiệt luyện để đạt độ rắn bề mặt HB>350.
Đối với các b
ộ truyền bánh răng hở, làm việc với vận tốc thấp, không có
yêu cầu kích thước phải nhỏ gọn, có thể dùng vật liệu gang.
Chất dẻo thường được dùng trong các bộ truyền bánh răng chịu tải trọng
nhỏ, yêu cầu làm việc ít kêu và cần giảm tải trọng động.
Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải
làm vi
ệc dưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta tiến hành
chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu.
-
Bền điều
-
Kích thước nhỏ nhất
-
Giá thành rẻ nhất
- Thuận lợi cho việc gia công cơ khí.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 17 - .

Từ những điều kiện trên ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn
ta chọn thép 45 - tôi cải thiện với các số liệu cho ở bảng sau.
Tên Vật liệu
b
σ
(Mpa)

L
H
H
s
H
σσ
⎡⎤
=
⎣⎦

Trong đó
0lim
H
σ
giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở

k
H
L
hệ số tuổi thọ.

s
H
=1,1 hệ số an toàn có giá trị tra theo bảng 6.13 [1]
- Giới hạn mỏi tiếp xúc:
270
0lim
HB
H
σ


GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 18 - .

6
N
H
O
K
HL
N
H
E
=

Trong đó
2,4
30.NHB
H
O
=
số chu kỳ làm việc cơ sở

3
60
ax
T
i
Nc nt
ii
HE

NN
FO FO
=
(chu kỳ)
33 8
33 8
60.300.8.7.1450.(1 .0,76 0,9 .0,24) 13,7.10
1
60.300.8.7.549,24.(1 .0,76 0,9 .0,24) 5,2.10
2
N
HE
N
H
E
=+=
=+=

Vì
1
N
H
O
<
1
N
H
E
;
2

σ
σ
⎡⎤
==
⎣⎦
⎡⎤
==
⎣⎦

Để tính sức bền ta tính ứng suất tiếp cho phép là
min
0,45.(499 483) 442Mpa
HH
σσ
⎡⎤ ⎡⎤
=+=<
⎣⎦ ⎣⎦

Ta chọn
H
σ
⎡⎤
⎣⎦
=483Mpa

4.2.1 Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 6-47 [1]
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
B
F
σ
=

- Giới hạn mỏi của bánh dẫn
1,8.270 486
0lim1
M
pa
F
σ
=
=

- Giới hạn mỏi của bánh bị dẫn
1,8.260 468
0lim2
M
pa
F
σ
=
=

- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]
6
5.10
6
K

N
FE
=+=

- Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh bị dẫn
66 8
60.300.8.7.549,24.(1 .0,76 0,9 .0,24) 4,9.10
2
N
FE
=+=

Vì
1
N
F
O
<
1
N
F
E
;
2
N
F
O
<
2
N

σ
⎡⎤
==
⎣⎦
⎡⎤
==
⎣⎦

4.3 Tính toán thiết kế cho từng cấp bánh răng
4.3.1 Xác định các thông số của bánh răng cấp nhanh
¾ Chon sơ bộ hệ số tải trọng K=1,4
¾ Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
0,25
a
ψ
=

Tính khoảng cách trục. lấy
'
1, 25
θ
=

Theo công thức 6-67 [1]
[]
2
6
1
3
'

Dãy 1 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400
…
Dãy 2 140 180 225 280 355 450
Ta chọn A=100mm
¾ Tính vận tốc vòng và cấp chính xác chế tạo bánh răng
Theo công thức 6-40 [3]
2. . .
1
4,17 /
60.1000( 1)
An
vms
i
nh
π
==
+

Theo bảng 3.11 [2] ta chọn cấp chính xác chê tạo cho bánh răng là cấp 9
¾ Định chính xác hệ số tải trọng
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 21 - .

Theo bảng 3.12 [2] ta tính được K
tt
=1. Giả sử
2,5.

820
β
≤≤

Suy ra:
00
1
00
1
1
2 os20 2 os8
(1) (1)
2.100. os20 2.100. os8
2(2,64 1) 2(2,64 1)
25,8 27,2
nnh nnh
Ac Ac
z
mi mi
cc
z
z
≤≤
++
≤≤
++
≤≤

Ta chọn z
1

b
β
>= =

¾ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Hệ số dạng răng tra theo bảng 3.18 [2]
Bánh nhỏ y
1
=0,44
Bánh lớn y
2
=0,5
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 22 - .

Lấy hệ số
''
1, 5
θ
=

Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
Theo công thức 6-65 [3]
[]
1
1
1

==
⎡⎤
≤=
⎣⎦

Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
Theo 6-66 [3]
1
21
2
35,30
FF
y
M
pa
y
σσ
==
2
2
267
F
M
pa
F
σσ
⎡⎤
≤=
⎣⎦


σ
==

Ứng suất uốn cho phép: 0,8
uqt
ch
σ
σ
=

Bánh nhỏ:
[]
0,8.650 520
1
M
pa
uqt
σ
==

Bánh lớn:
[]
0,8.500 400
2
M
pa
uqt
σ
==


275
1
100.2,64 1,25.35.1450
M
pa
txqt
σ
+
==

Bánh lớn
63
1,05.10 (2,64 1) .1,4.4,32
438
2
100.2,64 1,25.35.549,42
M
pa
txqt
σ
+
==

-
Kiểm nghiệm sức bền uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải
Theo công thức 3-42 [2]
[]
K
uqt qt
uqt

==<
Kết luận: Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải
¾ Các thông số hình học của bánh răng trụ không dịch chỉnh ăn khớp
ngoài
Môđun m
n
=2mm
Số răng Z
1
=26, Z
2
=69
Góc ăn khớp
0
20
n
α
=
Góc nghiêng
0
18,84
β
=

Khoảng cách trục A=100mm
Đồ án môn học Chi Tiết Máy Đề số:4 Phương án số12
GVHD: Nguyễn Tuấn Hùng Trang 24 - .


2
146 2.2 150
e
Dmm=+=

Đường kính vòng chân răng theo bảng 3-2 [2]
1
1
54 2,5.2 49
146 2,5.2 141
i
i
Dmm
Dmm
=− =
=− =

¾ Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-16 [1]
3
1
1
1
2 2.29,50.10
1074
54
T
F
N

c
α
β
==

Lực dọc trục trên bánh răng nhỏ theo công thức 6-18 [1]
11
.391
an
FFtag N
α
==

1
1
413
os
n
r
Ftag
F
N
c
α
β
==