1

TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: HỒ NGUYỄN CÔNG MINH MSSV: G0901548
Ngành đào tạo: KT ÔTÔ – MÁY ĐỘNG LỰC
Ngƣời hƣớng dẫn: DƢƠNG ĐĂNG DANH Ký tên
Ngày hoàn thành Ngày bảo vệ
ĐỀ TÀI
Đề số 9: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 12

2

Hệ dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc trục vít –
bánh rang; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F(N) :
Vận tốc xích tải, v(m/s) :
Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng):
Bƣớc xích tải, p (mm):
Thời gian phục vụ, L (năm):
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

T
2

0,5T
3

Lời nói đầu ất nƣớc ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan
trọng đối với đời sống con ngƣời. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng
năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao
động của ngƣời nông nhân và công nhân một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn
cho ngƣời học trong quá trình làm việc.
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác,
một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và
cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất
nƣớc.
Đồ án chi tiết máy nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy,
Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ Khí…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp
giảm tốc là 1 bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ
bản nhƣ bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung
và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều cần thiết với 1 kỹ sƣ.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Dƣơng Đăng Danh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận
đƣợc ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này đƣợc hoàn thiện hơn.
Hồ Nguyễn Công Minh

5

PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ
SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

A/ TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
 Chọn hiệu suất của hệ thống:
-Hiệu suất ổ lăn: η
ol
= 0,99
-Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: η
br
= 0,96
-Hiệu suất bộ truyền trục vis: η
tv
= 0,8
-Hiệu suất bộ truyền đai thang: η
đ
= 0,96
-Hiệu suất khớp nối: η
k
= 0,99
-Hiệu suất truyền động:
44
d
. . . . 0,99.0,96.0,8.0,96.0,99 0,7


   
  


-Công suất cần thiết trên trục động cơ:
3,99
5,69 kW
0,7
td
ct
P
P

  

-Số vòng quay của trục công tác:
6

60000. 60000.0,3
18,18 vòng/phút
. 9.110
lv
v
n
zp
  

Chọn sơ bộ tỉ số truyền:
-Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vis – bánh răng: u

T
T

k
dn
T
T

4A112M2Y3
7,5
2922
0,88
87,5
2,2
2

B/ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
-Chọn tỉ số truyền của hệ thống
2922
160,73
18,18
  
dc
ch
lv
n
u
n

Chọn u

5,85
5,97 kW
. 0,99.0,99
lv
ol k
P
P

  

-Trục 2:
3
2
5,97
6,28 kW
. 0,99.0,96
ol br
P
P

  

-Trục 1:
2
1
6,28
7,93 kW
. 0,99.0,8
ol tv
P


-Trục 2:
1
2
834,86
41,74vòng / ú
20
  
tv
n
n ph t
u

-Trục 3:
2
3
41,74
18,15 vòng / ú
2,3
  
br
n
n ph t
u

 Tính momen xoắn trên các trục:
-Trục động cơ:
66
8,34
9,55.10 . 9,55.10 . 27257,70 N.mm

  
P
T
n

-Trục 3:
66
3
3
3
5,97
9,55.10 . 9,55.10 . 3141239,67 N.mm
18,15
  
P
T
n

-Trục công tác:
66
5,85
9,55.10 9,55.10 3078099,17 N.mm
18,15
  
lv
lv
lv
P
T
n

18,15
Momen xoắn
T (N.mm)
27257,70

90711,62

1436847,15

3141239,67

3078099,17

8 PHẦN 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG
 Thông số kĩ thuật:
P
1
= 8,34 kW
n
1
= 2922 vòng/phút
u = 3,5

1/ Chọn thông số dây đai
Theo hình 4.22, ta chọn đai loại A, có thông số:
Dạng
đai

8
2,8
81
560 ÷
4000
11 ÷ 70
100 ÷ 200

2/ Chọn đường kính bánh đai d
1
, d
2
theo tiêu chuẩn
Đƣờng kinh bánh đai nhỏ d
1
= 1,2.d
min
= 1,2.100 = 120 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d
1
= 140
mm
-Vận tốc đai:
11
.d .n
3,14.140.2922
v 21,41 m/s
60000 60000

  
< 25 m/s



   
< 4%, nên sai số chấp nhận đƣợc.
3/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục
-Khoảng cách trục nhỏ nhất:
0,55(d
1
+d
2
) + h = 0,55.(140+500) + 8 = 360 mm
-Khoảng cách trục lớn nhất:
2(d
1
+ d
2
) = 2(140 + 500) = 1280 mm
Điều kiện:
360 a 1280 mm

Chọn sơ bộ a = d
2
= 500
4/ Tính chiều dài đai L
Chiều dài tính toán của đai:
2
2
1 2 2 1
(d d ) (d d )
3,14.(140 500) (500 140)

  
    

21
dd
500 140
180
22


   

a 589,88 mm

10

Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép.

7/ Tính góc ôm đai α
1

0
21
1
57(d d )
57(500 140)
180 180 145,21
a 589,88


Theo đồ thị hình 4.21a, chọn [P
0
] = 3,5 kW khi d = 140 mm và đai loại A
-Số dây đai đƣợc xác định theo công thức
 
1
0 u L z r v
P
8,34
z 4,23
P C C C C C C 3,5.0,91.1,14.1,05.0,9.0,7.0,82

  

Chọn z = 5
9/ Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai
Thông số tra bảng 4.4
-Chiều rộng bánh đai
B= (Z – 1)e +2f = (5-1)15+2.10 = 80 mm
6
6
L
0
L 2240
C 1,05
L 1700
  
11

r0
145,21
F 2F sin 2.607,5.sin 1159,43 N
22



  





PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A . BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT
a/ Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục vít P
1
=7,93 kW
Công suất trên bánh vít P
2
= 6,28 kW

Tỉ số truyền u
tv

= 20
Moment xoắn trên trục vít T
1
= 90711,62 N.mm

1
3
3
S2
55
3,7 4,6 n 3,7 4,6 834,86
v T 1436847,15
10 10
3,49 4,33 m/s 4 m/s


  Với v
S
≤ 5 m/s và tra phụ lục 6.1[2] và bảng 7.8[1] ta chọn :
-Trục vít : thép C45,HRC>45 đƣợc tôi để tăng độ cứng và đƣợc mài bóng.
-Bánh vít :Đồng thanh không thiếc BrAlFe9-4, đúc trong khuôn cát có σ
ch
= 200 Mpa, σ
b
= 400
Mpa
-Cấp chính xác của bộ truyền là 8 (bảng 7.4[1] )
2. Xác định ứng suất cho phép
Bánh vít kém bền hơn trục vít nên ta tính toán cho bánh vít.
*Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh vít đƣợc chế tạo từ đông thanh không có thiếc
b

= 400 Mpa là giới hạn chảy và giới hạn bền của vật liệu
N
FE
là số chu kỳ tải trọng tƣơng đƣơng
13
n
i
i
i1
FE h 2
n
i
i1
7
9
99
T
t
T
N 60L n
t
1 15 0,5 37
60 38400 41,74 2,8.10
15 37




≥ 0,22
Ta chọn q = 0,26z
2
= 0,26.40 = 10,4
Theo tiêu chuẩn chọn q=10 ( bảng 7.2[1] )
Hiệu suất sơ bộ

tv
u
20
0,9(1 ) 0,9(1 ) 0,81
200 200
     4/ Tính khoảng cách trục a
w
theo độ bền tiếp xúc và chọn modun m
H
W
2
2
3
H
22
2
3
KT
q 170
a1

và cấp chính xác (bảng 7.6[1])
K
V
= 1,4
K
β
là hệ số tập trung tải trọng, K
β
= 1,06÷1,2, chọn K
β
= 1,06
Mođun
W
2
2a
2 245,85
m 9,8
z q 40 10

  


Chọn tiêu chuẩn m = 10
Tính lại a
w
theo m tiêu chuẩn
14 2

Công thức
Trục vít
Đƣờng kính vòng chia
d
1
= m.q = 10.10 = 100 mm
Đƣờng kính vòng đỉnh
d
a1
= d
1
+2m = 100+2.10= 120 mm
Đƣờng kính vòng đáy
d
f1
= d
1
-2,4m = 100-2,4.10 = 76 mm
Góc xoắn ốc vít γ
γ = arctg(z
1
/q) = arctg(2/10) = 11,31
o
Chiều dài phần cắt ren trục vít
b
1
≥ (C
1
+C
2

Đƣờng kính lớn nhất bánh vít
d
aM2
≤ d
a2
+6m/(z
1
+2) = 435 mm
Chiều rộng bánh vít
b
2
≤ 0,75d
a1
= 90 mm

6/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt,hệ số tải trọng và hiệu suất
2 2 2 2
1
S1
mn
10 834,86
v z q 2 10 4,37 m/s
19500 19500


    

Vẫn thỏa cấp chính xác đã chọn
Hệ số tải trọng tính theo bảng 7.6[1]: K
V

40
z 42,42
cos cos 11,31
  


Chọn hệ số dạng răng Y
F
=1,55 theo bảng 7.10[1]
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít

 
2 F F
F
22
F
1,2T Y K
1,2 1436847,15 1,55 1,484
d b m 400.90.10
11,02 MPa< 53,63 MPa
  
  
  

Trong đó hệ số tải trọng tính K
F
= K
H
=1,484


F1
F
33
f1
F
32 M 0,75T
32 470919,83 0,75 90711,62
d .76
11,08 MPa 65 MPa


  

   

Với M
F
là tổng moment uốn tƣơng đƣơng

2
2
1 1 1
1
F
22
ta
r
Fl
Fd
Fl

6
11
22
5
t
e
r
l F F
y [y]
48E J
400 2614,85 1649,37
48 2,1 10 2,2.10
0,0088 mm<[y] (0,001 0,05)m





  
  

trong đó
l là khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ l=(0,9…1)d
aM2
= 400 mm
E là modun đàn hồi vật liệu trục vít bằng thép E=2,1.10
5
MPa
J
e
10/ Tính toán nhiệt
1
1 0 1
T
OO
1
1000P (1 )
t t [t ]
K A(1 )
1000 7,93(1 0,83)
30 64,29 C [t ] 95 C
16 1,89.(1 0,3)

  


    


Trong đó [t1] ≤ 95
o
C là nhiệt độ làm việc cho phép tùy vào dầu bôi trơn.
K
T
là hệ số tỏa nhiệt có giá trị 12÷18 ( W/m
2
.
o

= 5,97kW

Tỉ số truyền u
br

= 2,3
Moment xoắn trên trục dẫn động T
1
=
1436847,15
N.mm
Moment xoắn trục bị dẫn động T
2
=
3141239,67
Nmm

Số vòng quay trục dẫn động n
1
= 41,74 vòng/phút
Số vòng quay trục bị dẫn động n
2
= 18,15 vòng/phút
Thời gian làm việc L
h

= 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh

b/ Tính toán

chu kỳ
N
FO1
= N
FO2
= 5.10
6
chu kỳ

Chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng
m
H
: bậc của đƣờng cong mỏi,có giá trị là 6
m /2
H
i
HE1 i i
33
7
T
N 60c n t
Tmax
1 15 0,5 37
60 1 41,74 38400 3,6.10
15 37






T
N 60c n t
Tmax
1 15 0,5 37
60 1 41,74 38400 2,9 10
15 37





  
     





N
FE2
= N
FE1
/u = 1,3.10
7

Hệ số tuổi thọ

HO
m
H



K
FL1
= 1 ( N
FE1
>N
FO1
)
K
FL2
= 1 ( N
FE2
>N
FO2
)
3/ Giới hạn mỏi tiếp xúc va uốn của các bánh răng

OHlim1
1
2HB 70 2 250 70 570 MPa      

OHlim2
2
2HB 70 2 228 70 526 MPa      

OFlim1
1
1,8HB 1,8 250 450 MPa    


Trong đó s
H
=1,1 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1])
Ứng suất tiếp xúc cho phép trong tính toán
   
H H2
430,36 MPa   

•Ứng suất uốn cho phép
19

 
OFlim1
F1 FL1
F
450
K 1 257,14 MPa
s 1,75

     

 
OFlim2
F2 FL2
F
410,4
K 1 234,51 MPa
s 1,75

     

   

Hệ số tập trung tải trọng tra theo bảng 6.4[1]
K
Hβ
= 1,04 , K
Fβ
= 1,07
6/ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
 
 
1
H
W
2
ba H
2
3
3
TK
a 50 u 1
[ ] u
1436847,15 1,04
50 2,3 1 340,26 mm
0,4 430,36 2,3




  

1
= 38 răng , z
2
= 126-38 = 88 răng
Tính chính xác

2
1
z
88
u 2,32
z 38
  

Sai số (2,32 -2,3)/2,3=0,87 % (chấp nhận)
8/ Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Đƣờng kính vòng chia
20

d
1
= z
1
.m = 38.5 = 190 mm
d
2
= z
2
.m = 88.5 = 440 mm
Đƣờng kính vòng đỉnh

= 315.0,4= 126 mm
b
1
= b
2
+ 5 = 131 mm
9/ Vận tốc vòng bánh răng-chọn hệ số tải trọng động
11
dn
.190.41,74
v =0,42 m/s
60000 60000




Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 chọn
K
HV
= 1,06 K
FV
= 1,11
10/ Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc
 
H
1 H Hv
MH
w1 w
H

1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 1 1,76
z z 38 88





        









Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
4
4 1,76
Z 0,86
33




  

11/ Kiểm nghiệm theo độ bền uốn


Bánh bị dẫn

 
F2
F2
234,51
64,78
Y 3,62



Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn
Ứng suất uốn tính toán

 
F2 1 FV
F
F2
12
F
2Y TK K
2 3,62 1436847,15 1,07 1,11
d b m 190.126.5
103,22 234,51 MPa

   
  
   


Với h = 2,25.m =2,25.10 =22,5 mm là chiều cao răng của bánh vít
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất h
max
– h
min
= (10÷15) mm
Điều kiện bôi trơn với h > 10 mm
22
   
 
44
2
aa
a
2r d
1
H d h 10 15 210 22,5 10 15 150
2 3 3
177,5 172,5 150
          
  

Mức dầu cao nhất không vƣợt quá 1/3 bán kính bánh răng trụ

1
a4 a4
11

TR? C 1
23

TRỤC I
a. Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục P
1
= 7,93 kW
Moment xoắn trên trục T
1
= 90711,62 N.mm
Số vòng quay của trục n
1
= 834,86 vòng/phút
Thời gian làm việc L
h
= 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b. Tính toán
1. Chọn vật liệu
Chọn thép C45 có σ
b
=600 MPa , σ
ch
=340 MPa và [σ
F
]

F
t2
F
a2
F
r2
F
r3
F
t3
F
t4
F
r4
F
r
F
k
24
Sơ đồ phân tích lực
Giá trị các lực – moment uốn
Lực do bánh đai tác dụng lên trục Fr = 1159,43 N
Bộ truyền trục vít
F

Dy
B
D
C
A
c
w
f
l
25

B
X a1 tvis r1 Dy
Dy
Dy
Y By r1 Dy
By Dy
By
By
Dy
M 0 F .r F .BC R .BD 0
7184,24.100 / 2 2614,85.210 420.R 0
R 452,16 N
F 0 R F R 0
R R 2614,85 N
R 2162,69 N
R 2612,69 N
Ta có
R 452,16 N
    

    
   
  
     
  






5. Vẽ biểu đồ nội lực
Biểu đồ moment uốn M
x
, M
y
, moment xoắn T. Đơn vị Nmm