ĐẠI HỌC QUỐC GIA
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
BÀI CÁO BÁO BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY
GVHD : THẦY BÙI TRỌNG HIẾU
LỚP : CK11CD01
NHÓM : 7
ĐỀ 4
PHƯƠNG ÁN: 8.
TP.HCM tháng 12 năm 2013
1
Danh sách thành viển và công việc của từng thành viên:
Thành viên Mssv Công việc
Trương Anh Quốc
Khanh
21101571 Phân chia công việc, mô phỏng hoạt
động hộp giảm tốc. kiểm tra, tổng kết
Huỳnh Hữu Thuận 21103491 Tính toán thiết kê lựa chọn đọng cơ
điện, thiết kế hệ thốn đai dẹt
Ngô Văn Tuấn 21103992 Tính toán thiết kế hệ thống bánh răng
côn
Trần Văn Đức 21100887 Tính toán thiết kế hai trục
Phan Quốc Hòa 21101289 Tính toán thiết kế lựa chọn ổ lăn
Mục lục
Trang
2
1. Tính toán chọn động cơ điện 4
2. Tính toán thiết kế hệ thống đai dẹt 7
3. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn 10
4. Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc 14
5. Tính toán lựa chọn hai cặp ổ bi 31

Nên :
η η η η η
= = × × × =
2 2
0,95 0,95 1 0,995 0,89
ñ br kn ol
 Vậy, hiệu suất truyền động là:
0,893
η
=
2. Công suất tính toán:
 Trường hợp tải trọng thay đổi thì: P
t
= P
tđ
(Công suất tương đương)
• “Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:
P
tđ
=
2 2 2 2
1 2
1 2
1 2
0,7
48 15
4 3,749
48 15
m
T T T T

4,198
0,893
t
ct
P
P
η
= = =
kW
 Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: P
ct
= 4,198 kW
4. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay trên trục thùng trộn : n = 80 vòng/ phút
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động:
= = × =
4 4 16
t ñ br
u u u
Trong đó, ta chọn:
u
đ
= 4 và u
br
= 4
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là:
1 6
sb
n
= ×80 = 1280

Kiểu động
cơ
Công
suất
kW
Vận tốc
quay, vg/ph
4A112M4Y3 5,5 1425
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
= = =
1425
17,813
80
ñc
t
lv
n
u
n
Trong đó:
n
đc
= 1425 vòng/phút; n
lv
= 80 vòng/phút.
Chọn u
br
= 4.
 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:

= = =
×
4
4,232
0,95 0,995
II
I
br ol
P
P
kW
η η
= = =
×
4,232
4,477
0,95 0,995
I
dc
d ol
P
P
kW
2. Tính toán số vòng quay các trục:
 Số vòng quay của trục I được xác định bởi:
5
= = =
1425
320,009
4,453

4,477
9,55.10 9,55.10 30003,754
1425
ñc
ñc
ñc
P
T
n
Nmm
Trong đó:
P
đc
= 4,477 kW; n
đc
= 1425 vòng/phút.
 Moment xoắn trên trục I:
= = =
6 6
4,232
9,55.10 9,55.10 126295,198
320,009
I
I
I
P
T
n
Nmm
Trong đó:

30003,75
4 126295,198 477500
Số vòng quay (vòng/phút) 1425
320,009 80
PHẦN 2: Thiết kế bộ truyền đai dẹt
6
I. THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.
1. Công suất bộ truyền: P = 4,477 kW.
2. Số vòng quay bánh dẫn: n
1
= n
đc
= 1425 vòng/phút.
3. Tỉ số truyền: u
đ
= 4,453.
4. Moment xoắn: T
1
= 30003,754 Nmm.
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.
1. Chọn dạng đai: vải cao su
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ d
1
:
1
3
3
1
1
4,477

= − = × × − =
2 1
1 4,453 180 1 0,02 785,5d ud
mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d
2
= 800 mm.
Tỷ số truyền thực tế:
( ) ( )
ξ
= = =
− × −
2
1
800
4,54
1 180 1 0,02
d
u
d
Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,95%
5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
( )
≥ ≥ + = × + =
1 2
15000 2 2 (180 800) 1960a d d
≥ ≥
15000 1960a

mm

i
L
s
-1
; vì [i] = 10s
-1
, do đó điều kiện được thỏa.
8. Góc ôm bánh đai nhỏ:
7
α
−
−
= − = − = =
2 1
1
800 180
180 57 180 57 161,97 2,83
1960
o o o
d d
a
rad.
9. Chọn chiều dày đai
6mm
δ =
thoả
1
25
d
≥

180
30
6
d
= =
δ
=> chọn
[ ] 2,17
t o
MPa
σ
=
Nên ta có:
1
1000 1000 4,477
46,6
[ ] 6 13,43 2,17 0,9459 0,9679 0,6 1
t
P
b
v
δ σ
×
≥ = =
× × × × × ×
mm
Chọn theo tiêu chuẩn b=50 mm
11. Theo bảng 4.5, chọn chiều rộng bánh đai : B= 63mm
12. Lực căng đai ban đầu:
σ δ

13,43
t
P
F
v
N
14.Từ điều kiện để không xảy ra trượt trơn
α
α
+
≥
−
1
2
1
f
t
o
f
F
e
F
e
từ đây suy ra:
α
+
× +
= = =
− × −
2

= + + × + × =
× × ×
2 6
540 333,36 6
1200 13,43 .10 100 5,42
6 63 2 6 63 180
MPa
16. Tuổi thọ đai xác định theo công thức
σ
σ
 
 
 ÷
 ÷
   
= = =
× × ×
5
7
7
max
6
10
10
5,42
962,89
2 3600 2 3600 2, 398
m
r
h

N
HO2
= 30HB
2,4
= 30.228
2,4
= 1,37.10
7
chu kì
3. Số chu kì cơ sở
N
FO
=N
FO1
=N
FO2
=5.10
6
chu kì
4. Số chu kì làm việc tương đương
N
HE1
= 60c.[ )
3
.n
i
.t
i
]


N
HE2
= = = 4,85.10
7
chu kì
Tương tự ta có
N
FE1
= 60.1.320.(1
6
.0,76 + 0,7
6
.0,24).12000 = 18,16.10
7
chu kì
N
FE2
= = = 4,54.10
7
chu kì
Vì: N
HE1
> N
HO1
; N
HE2
> N
HO2
; N
FE1

HL1
= .1 = 466,4 MPa
= .K
HL2
= .1 = 430,4 MPa
=>> ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: = = 430,4MPa
7. Ứng suất uốn cho phép:
= .K
FL
chọn S
F
theo bảng 6.13 ta có S
F
=1,75
=>> = .K
FL1
= = 257 MPa
= .K
FL2
= = 234,5 MPa
11
8. Chọn hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.15 ta chọn ѱ
be
= 0,285 Ta có = = 0,74
Theo bảng 6.18, trục được lắp trên ổ đũa côn, chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính
=1,613
Giá trị có thể xác định gần đúng theo công thức:
= 1 + ( 1).1,5 = 1 + (1.613 1).1,5 = 1,92
9. Tính toán sơ bộ đường kính vòng chia ngoài d

10.Các thông số chủ yếu của bánh răng
+ Góc côn chia:
= acrtag = arctag = 14
0
và = 90- = 90-14=76
0
+ Đường kính vòng chia ngoài:
d
e1
= m
e
.Z
1
= 4.29 = 116mm, d
e2
= m
e
.Z
2
= 4.116 = 464mm
+ Chiều dài côn ngoài:
R
e
= 0,5m
e
. = = 239,14mm
+ Chiều dài côn trung bình:
R
m
= R

= 0,285.266,39 = 75,92mm
11.Cấp chính xác bộ truyền
Vận tốc vòng theo đường kính trung bình: v = = = 1,67m/s
 chọn cấp chính xác bằng 8
Theo bảng 6.17 ta có hệ số tải trọng động K
Hv
=K
Fv
= 1,08
12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp:
Ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức:
= Z
H
.Z
M
.
Trong đó:
Z
H
- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, Z
H
= 1,76 khi = 20
o
Z
M
- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh rang ăn khớp, Z
M
= 275 MPa
1/2
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, = nếu ta lấy = 1,2 thì

K
l
- hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn thong thưởng chọn K
l
= 1
- hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
13
= = 1,02
Suy ra
= . = = 399,33 MPa
= 382,26 MPa < = 399,33 MPa
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bên tiếp xúc.
Phần 3 : THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG TRONG HỘP GIẢM
TỐC
Phác thảo sơ bộ kết cấu trục :
14
1. Thiết kế trục 1 trong hộp giảm tốc :
F
F
F
F
r
r1
a1
t1
I
1
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
15
- Lực tác dụng lên bộ truyền đai : Fr =1600 N

Cx
r1
a1
t1
R
R
F
F
F
A1
B1
C1
D1
M
M
t1
a1
x
y
z
e. Tính các phản lực gồi đỡ :
+ Tính Rcy :
+ Tính R
By
:
+ Tính Rcx :
+ Tính
= 0
Biểu đồ momen uốn của trục :
i. Biểu đồ Mx :

70252.736 Nmm
11109.306 Nmm
Mx
ii. Biểu đồ My :
Momen uốn My tại các tiết diện :
M
Ay
= 0 .
M
By
= 0.
M
Cy
=
A1
B1
C1
D1
230384.566 Nmm
My
18
iii. Biểu đồ momen xoắn T :
A1
B1
C1
D1
126295.198 Nmm
T
f. Xác định chính xác đường kính tại các tiết diện bằng moment
tương đương :

Ø
A1
B1
C1
D1
2. Thiết kế trục 2 trong hộp giảm tốc :
20
F
F
F
F
2
II
r
r2
t2
a2
A2
B2
C2
D2
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
- Lực tác dụng lên bánh răng :
F
t2
= F
t1
= 2536,8 ( N )
F
a2

l=250
l1
f=90
l/2
Ø55
Ø 60
Tính toán khoảng cách giữa các điểm theo :
l
2
= ( 1- 1,5 )d
2
= (1- 1,5 )* 60 = 60-90 ( mm )
Chọn l
2
= 80 (mm) X =10 (mm) W = 60 (mm )
 l = 2 *( l
2
+ 2x + W/2 ) = 2* ( 80 + 2*10 +60/2 ) =260 (mm) .
 l
1
= l/2 + x + 260/2 + 10 + ½ * 75,92*cos 23
0
= 174,942
(mm) .
chọn f =90 (mm) .
d. Thu gọn về dầm sức bền , tính phản lực gối đỡ và biểu đồ momen :
A2
C2
D2
B2

= 0 ; M
Bx
= - R
Ay
*AB = -758,15*174,942 = - 132632,277 ( Nmm ).
M
Cx
= 0. M
Dx
= 0 .
A2
B2 C2
D2
132632.277 Nmm
Mx
+ Biểu đồ My :
Giá trị My tại các tiết diện :
23
M
Ay
= 0 .
M
By
= R
Ax
*AB = 1592,774*174,942 = 278643,069 ( Nmm ) .
M
Cy
= Fr*CD = 2203,846*90 = 198346,14 ( Nmm ).
M