Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào
một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
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 thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, 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.
Xích tải là một trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong
ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung
Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động
xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự phân công của Thầy, nhóm chúng em thực hiện đồ án Thiết kế hệ dẫn động
xích tải để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn
chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất
mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em
hoàn thành đồ án này!

SVTH:

Thời gian phục vụ: L = 7 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
3

(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T; T
2
= 0,9T; T
3
= 0,75T
t
1
= 15s ; t
2
= 48s ; t
3
= 12s MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI 6
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 9
1. Chọn động cơ 9


Trang
4

2.Các chi tiết phụ 56
3. Dung sai lắp ghép 58
PHẦN VIII : XÍCH TẢI 59

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH` TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống
và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao,
có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các
băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản
xuất: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
5


Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
7

t t t
 
   
 
   
 
   
 

 

Với:
3
1 2
1 ; 0,9 0,75
T
T T
T T T
  

Thay số vào ta được:
P
tđ

2 2
(15 0,9 .48 0,75 .12)
4,375 3,934
15 48 12
 
 

η
:

2 4
d br kn ol
    

3.12


1

2 4
0,95.0,96 .0,99 .1

=84%
Công suất cần thiết:
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
83,934
4,68
0,84
td
ct
P

.u
đsb
2.15


2

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ
n
sb
= u
tsb
.n
lv
= 48.62 = 2976 (vòng/phút) 2.18[2]
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ n
đb
= 3000 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại K chế tạo trong nước, dễ tìm, giá thành không cao.
Dựa vào bảng p1.1[2]: các thông số kĩ thuật của động cơ loại K. Ta chọn được động cơ với
các thông số sau: Kiểu động cơ
Công suất
Vận tốc
quay


%

  

Mà u
t
= u
d
.u
h
Với u
d
là tỉ số truyền của đai
u
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn
d
46,77
4 11,69
4
h
u u   

u
h
= u
1
.u
2
( u
1

u






3.21[1]
giá trị
2
a1
ba
b


thông thường bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
suy ra u
1
=
3
3
11,69 1,5.11,69
3,57
1,5.11,69 1



; u
2
=


4 3
. . 4,93.1.0.99 4,88( )
kn ol
p P Kw
 
  

Số vòng quay trên các trục:

1
2900
725( / )
4
dc
d
n
n v ph
u
= = =1
2
1
725
203( / )
3,57
n
n v ph

5.5
9,55.10 9,55.10 . 15412( )
2900
dc
dc
dc
P
T Nmm
n
= = =6 6
1
1
1
5,454
9,55.10 9,55.10 . 71842( )
725
P
T Nmm
n
= = =

6 6
2
2
2
5,18
9,55.10 . 9,55.10 243690( )

P
T Nmm
n
= = =

Bảng thông số
Trục

Thông số

Động cơ

I

II

III

IV
Tỷ số truyền 4 3,57 3,27 1
Công suất (kW) 5.5 5,454 5,18 4,93 4,88
Số vòng quay (vg/ph)
2900 725 203 62,1 62,1
Mômen T (Nmm)
15412 71842 243690 758156 750467

Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:


1
(mm
2
)

b
t
b H y
0
Thang, A 11 13

8

2,8

81

Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang


max
25 /
v m s
=

3. đường kính bánh đai lớn
Do sự trượt đàn hồi giữa đai và bánh đai nên
1
2
v v

và giữa chúng có liên hệ



2 1
1v v

 
4.9[1]
Trong đó

là hệ số trượt tương đối, thường

= 0,01

0,02 ta chon

0,015

125
ttd
d
u
d
= = =
= u
d
Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai được thỏa
4. Xác định khoảng cách trục
a
và chiều dài đai
l

4.1 Chọn khoảng cách trục
a
.





1 2 1 2
2 0,55
d d a d d h
    
trang 153[1]





2
3,14(125 500) (500 125)
2.600 2240
2 4.600
mm
+ -
= + + =

Theo tiêu chuẩn chọn L = 2240mm
Xácđịnh lạikhoảng cách trục
a2 2
8
4
k k
a
  

4.5a[1]
Với


1 2
2
d d
k L


599,8 600
4
a mm mm
 
  

Vậy a =600mm được chọn thõa
5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu
góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thõa

2 1
1
500 125
180 57 180 57 144,375
600
o
d d
α
a
- -
= - = - =

Vì
1 min
120
o
α α> =
Þ
thỏa mãn điều kiện không trượt trơn.

v
C
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

v
C
=1 – 0,05(0,01
2
1
v
– 1) = 1 – 0,05(0,0118,98
2
-1) = 0,87 trang 151[1]
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
13α
C
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm

1
110
1,24 1C e




0
2240
1,047
1700
L
L
C
L
  
trang 152
Với L
0
là chiều dài thực nghiệm L
0
= 1700mm

z
C
: hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z 2

3 4

6 Z >6
C
z
0,95 0,9 0,85
Chọn C
z
= 0,9

e = 10mm

3,3
o
h =
mm
thay số vào ta được:
B = (4 – 1 ).15 + 2.10 = 65mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:

1 1
2
n o
D d h
= +
4.18[2]

2 2
2
n o
D d h
= +1
125 2.3,3 131,6
n
D mm
= + =


= +

Với K
d
: hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta
chọn
K
d
= 1,25 trường hợp này làm việc 2 ca nên
K
d
= 1,25 + 0,15 = 1,4

C

= 0,91 (đã tính ở trên)
F
v
: lực căng do lực li tâm sinh ra.

2
1
v m
F q v

4.20[2]
q
m
: khối lượng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta được
q

÷
÷
ç ç
= = =
÷ ÷
ç ç
÷ ÷
çç
è øè ø

9. Đánh giá đai
Để đảm bảo cho đai hoạt động có lợi nhất (khả năng tải tương đối lớn , không sảy ra hiện
tượng trượt trơn và hiệu suất truyền động cao nhất), công suất trên bánh đai chủ động phải
đảm bảo:



dc
d
Z p
p p
K
  8.23[3]
Với




0
. . . . 3,05.0,91.1,14.1,047.0,9 2,98


Hệ số ma sát tương đương:
Từ công thức
'
'
0
1
2. . 1
f
t
f
F
e
Z F e





4.31[1]
Suy ra
1
2. .1 1 2.4.124,8 290
' ln ln 0,24
2. . 2,52 2.4.124,8 290
o t
o t
Z F F
f
α Z F F

1,2
MPa



-
t
σ
: ứng suất có ích

290
0,9( )
4.81
t
t
F
σ MPa
ZA
= = =

-
v
σ
: ứng suất do lực căng phụ gây nên

2 6 2 6
1
1
.10 1200.18,98 .10 0,43( )
v

E MPa
=Þ
Z
ax
1,2 0,5.0,9 0,43 4,48 6,56( )
m
σ MPa
= + + + =

Tuổi thọ đai:

8
7
7
ax
9
.10
.10
6,56
2058,2
2.3600 2.3600.8,47
m
r
m
h
σ
σ


m
: Chỉ số mũ của đường cong mỏi
Đối với đai thang
8
m
Þ =i
: số vòng chạy của đai trong 1 giây,
18,98
8,47
2,24
i = =
(l/s)
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
16

Vậy trong bảy năm làm việc, số lần thay đai là N =
7.300.2.8
16,3 17
2058,2
 
lần
Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.

σ N mm σ N mm
= = =

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 
lim
.0,9
.
OH
H HL
H
K
S



6.33[1]
Trong đó:



H

-ứng suất tiếp xúc cho phép,
2
( / )
N mm
.

2
( / )
N mm

S
H
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1]
S
H
= 1,1
K
HL
– hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào N
HE
, N
HO
, N
FO
, N
FE

N
HE
– số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc.
N
HE
=
3
'
60

t
'
1
=
1
1 2 3
15
.7.300.2.8 6720
75
lv
t
t
t t t
 
 
giờ
t
'
2
=
2
1 2 3
48
.7.300.2.8 21504
75
lv
t
t
t t t
 

HE2
=


3 3 3 7
60.1.62,1 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 9,2.10
  
chu kì
N
FE
– số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn
N
HE
=
6
'
60
i
i i
T
c nt
T
 
 
 


Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ
N
FE1

=1,7.10
7
chu kì
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:
N
HO2
= 30.220
2,4
=1,26.10
7
chu kì
N
FO
- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn. Đối với tất cả các loại
thép thì : N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 5.10
6
chu kì .
Vì N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N


 
1
570.0,9
.1 466
1,1
H

 
N/mm
2

ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :

 
2
510.0,9
.1 417,3
1,1
H

 
N/mm
2

Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều
kiện tiếp xúc.
1.2.2 Ứng suất uốn cho phép.
Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn
được tính theo công thức sau:

OF

- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:

lim1
OF

= 1,8HB = 1,8.250 = 450

lim2
OF

= 1,8HB = 1,8.220 = 396
Vậy :
[ ]
lim1
1 1
450
. . .1.1 257
1,75
OF
F FL FC
F
σ
σ K K
s
= = =
N/mm
2


0,64
2
bd ba
u
ψ ψ
+
= =

Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
191,05
H
K

1,12
F
K



1.3.1 Xác định khoảng cách trục a


0,01 0,02 2,5 5
w
a
  

chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn
1.3.3 Số răng của bánh răng.

1 2
2. 2.250
125
4
w
a
Z Z
m
   
răng
Số răng bánh dẫn Z
1
và bánh bị dẫn Z
2
:
Z
1
=
1 2
2
125

2
3,31 3,27
0,012% 2%
3,27
u u
u
u


    

Vậy số răng cặp bánh răng được thõa.
1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng lớn:

2
0,3.250 75
w ba w
b
ψ a mm
= = =

Chiều rộng bánh răng nhỏ:

1 2
5 75 5 80
w w
b b mm
= + = + =


w2
+ 2.m = 384 + 2.4 = 392 mm
Đường kính vòng chân răng :
d
f
= d
w
– 2,5m
d
f1
= d
w1
– 2,5m = 116 – 2,5.4 = 106 mm
d
f1
= d
w2
– 2,5m = 384 – 2,5.4 = 374 mm

vận tốc bánh răng:

1
.
.116.203
1,23 / 2
60000 60000
w II
d n
v m



 




Với : Z
H
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
0
2 2
1,76
sin 2 s in40
w
a
 

Z

- Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc
Z

=
4
3



   
1 2
2 2
2 1 1 2
2.
1 1
E E
E E
  
 
  
 

Cả hai bánh đều bằng thép nên môđun đàn hồi của vật liệu làm bánh răng E
1
= E
2
=
2,1.10
5
N/mm
2

Hệ số poisson của vật liệu làm bánh răng
1 2
0,3
 
 

Vậy Z
 
lim
. . . .
r v l XH HL
H OH
H
Z Z K K K
s
 

6.39[1]
Trong đó : Z
r
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. Ta chọn độ nhám
bề mặt bánh răng R
a
= 2,5 khi đó Z
r
= 0,95
Z
v
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
Z
v
= 0,85.v
0,1

=0,85.1,23

2 
2
0,95.0,87.1.1.1
510 383
1,1
H

 
N/mm
2

2
H

= 383 >
H

= 348
Vậy độ bền tiếp xúc được thõa
1.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
1.5.1 Hệ số dạng răng
Y
F1
=

F
F
Y

 
Bánh bi dẫn :


2
2
226,3
62,9
3,6
F
F
Y

 

Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn
1.5.2 Ứng suất uốn tính toán:

2
2
1 2
2. . . .
2.3,6.243690.1,12.1.11
62,7
. . 116.75.4
F II F FV

b ch
HB
σ N mm σ N mm
= = =

Bánh lớn:
2 2
2 2 2
220, 750 / , 450 /
b ch
HB
σ N mm σ N mm
= = =

2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 
lim
.0,9
.
OH
H HL
H
K
S



6.33[1]

= 2.250 + 70 = 570
2
( / )
N mm

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn

lim2
OH

= 2.220 + 70 = 510
2
( / )
N mm

S
H
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1]
S
H
= 1,1
K
HL
– hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào N
HE
, N
HO
, N
FO
, N


T
i
– Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i
t
'
i
- thời gian làm việc tính bằng giờ
n
i
– số vòng quay
t
'
1
=
1
1 2 3
15
.7.300.2.8 6720
75
lv
t
t
t t t
 
 
giờ
t
'
2

N
HE1
=


3 3 3 7
60.1.725 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 107.10
  
chu kì
Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn
N
HE2
=


3 3 3 7
60.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 30.10
  
chu kì
N
FE
– số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn
N
HE
=
6
'
60
i
i i

- số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc.
N
HO
= 30HB
2,4
T220[1]
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ:
N
HO1
= 30.250
2,4
=1,7.10
7
chu kì
số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn:
N
HO2
= 30.220
2,4
=1,26.10
7
chu kì
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
24

N
FO

= K
FL1
= K
FL2
= 1
Với : K
FL
, K
HL
– Hệ số tuổi thọ
Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:

 
1
570.0,9
.1 466
1,1
H

 
N/mm
2

ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :

 
2
510.0,9
.1 417,3
1,1

= 1.

F
s
- Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được:

F
s
= 1,75

lim
OF

- giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được:

lim1
OF

= 1,8HB = 1,8.250 = 450

lim2
OF

= 1,8HB = 1,8.220 = 396
Vậy :
[ ]
lim1
1 1
450
. . .1.1 257

ba
ψ
= 0,3 theo 6.15[1]
Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang
25

Với
ba
ψ
- hệ số chiều rộng vành răng.

( )
1
1
3,57 1
0,3. 0,7
2 2
bd ba
u
ψ ψ
+
+
= = =
tr 228[1]
Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng

1,03

1 2
2.
2.250
125
4
w
a
Z Z
m
   
răng
Số răng bánh dẫn Z
1
và bánh bị dẫn Z
2
:
Z
1
=
1 2
1
125
27
1 3,57 1
Z Z
u

 
 
răng


    

Vậy số răng cặp bánh răng được thõa.
2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng lớn:

2
0,3.250 75
w ba w
b
ψ a mm
= = =

Chiều rộng bánh răng nhỏ:

1 2
5 75 5 80
w w
b b mm
= + = + =

Đường kính vòng chia: