ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

η
lv
yc
P
P =
(KW)
Trong đó :
1000
.vF
P
lv
=
(KW)
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒

=
×
=
1000
02,12900
lv
P
2,958 (KW)
η : là hiệu suất truyền động :
1131

564,3
830,0
958,2
==
yc
P
(KW)
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
n
sb
= n
lv
.u
sb

Trong đó n
ct
: là tốc độ của bộ phận công tác
==
pz
n
lv
.
60000
46,78
65.12
60000
=
2 ( v/p )
1

Ta chọn động cơ thoả mãn : P
đc

≥
P
yc
(KW) ,
n
đc
≈n
đb
(vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu :
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :
.176,9
462,78
720
===
lv
dc
ch
n
n
u

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : u

=n
dc
=720 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II: n
2
=
br
u
n
1
=
4
720
=180 (vòng/phút).
Số vòng quay trên trục công tác: n
*
ct
=
x
u
n
2
=
294,2
180
=78,462 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: P
ct
= 2,958(KW).

.ηη
P
P
knol
1
*
dc
===
(KW).
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Áp dụng công thức : T
i
=9,55.10
6
.
i
i
n
P
ta có:
Mô men xoắn trên trục động cơ :
T
đc
= 9,55. 10
6
.
15,47273
720
564,3
.10.55,9

180
3,32
.,55.109
n
P
.10 9,55.
6
2
2
6
==
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
T
ct
= 9,55. 10
6
.
360035
78,462
2,958
.9,55.10
n
P
6
ct
ct
==
(N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.

0
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích
ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích
ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ
thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với u
x
=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z
1
= 29-2. u
x
=29-2.2,294 = 24,412> Z
min
=17.
Chọn Z
1
= 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
=2,294.25 = 57,35< > Z
max
=120.
Chọn Z

+ k
z
:Là hệ số răng : k
z
=
1
25
25
1
01
==
Z
Z
+k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
; trong đó:
k
đ
: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp vua, nên ta chọn k
đ

= 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1,35.1.1,3.1,25.1.1,25 =2,19375
Như vậy ta có : P
t
= 3,32.1,11.1.2,19375= 8,092 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n
01
=200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy
có:
bước xích : p = 25,4 mm ;
đường kính chốt : d
c
=7,95mm ;
chiều dài ống : B=22,61mm ;
công suất cho phép : [P]=11 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
[P]=11 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p
max
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.25,4=965,2 mm
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
=> X=117,68
Lấy số mắt xích chẵn :
X
c

ZZXZZXp
cc
=> a* =969,259
Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một
lượng
∆a = 0,003. a
*
= 0,003. 969,259=2,908 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a
*
- ∆a= 969,259 – 2,908 = 966,351 (mm).
Chọn a = 967 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =
54,2
118.15
180.25
.15
.
11
==
X
nZ
< i
max
=35 (bảng 5.9).
1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
chịu va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S =

:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v
= q.v
2
= 2,6. 1,905
2
= 9,4354 N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.2.2,6.967 = 49,33 N
(hệ số võng : k
f
= 2 do bộ truyền nghiêng 60
0
)
Do đó: S = 30,56
⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
d
1
=
1

a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] =25,4.[ 0,5 + cotg(
π
/25)] = 213,76 mm
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(
π
/57)] = 437,08mm
Bán kính đáy: r = 0,5025d
l
+ 0,05 =0,5025.15,88+0,05 = 8,03mm
Với d
l
= 15,88 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
d
f1
= d
1
- 2r = 202,65 – 2.8,03 = 186,6 (mm)
d
f2
= d
2
- 2r =461,08-2.8,03 = 445,02 (mm)

.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.180.25,4
3
.1 = 3,83N
Hệ số tải trọng động : K
đ
=1,3 (bảng 5.6)
k
đ
=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,42 (vì Z
1
=25 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm
2
(tra bảng (5.12)với p=25,4 mm, xích ống
con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa
⇒
1.180
10.1,2

1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
F
r
= k
x
.F
t
; trong đó:
k
x
:hệ số xét đến tải trọng của xích
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
k
x
= 1,05 - (do bộ truyền năm nghiêng 60
0
);
F
r
= 1,05.1742,71= 1829,85 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P
2
=3,32 KW;
n
2
=180 vòng/phút ;
T

Đường kính con lăn dcl 15,88 mm
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = P
I
= 3,942 (KW)
T
1
= T
I
= 46332 (N.mm)
n
1
= n
I
= 720 (vòng/phút)
u = u
br
= 4
L
h
= 13000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350,
bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập
1 ta có:
Với

+Giới hạn bền:
2b
σ
=850 Mpa
+Giới hạn chảy:
.580
2
MPa
ch
=
σ
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLxFsRF
F

xFSR
xHVR
KYY
KZZ
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh
chủ động: S
H1
=1,1; S
F1
=1,75.
Bánh bị động: S
H2
=1,1; S
F2
=1,75.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ
sở
Ta có
+Bánh chủ động:

0
42
HB
HH
σσ
2.230 + 70 = 530 (Mpa)
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
===
2
lim
0
lim
0
.8,1
42
HB
FF
σσ
1,8.230 = 414 (Mpa)
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:
F
m
FE
FO

N
30.245
2,4

=1,6.10
7=
2
HO
N
30.230
2,4

= 1,39.10
7
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
N
HE

HE2
= N
FE2
=60.c.n
2.
L
h
= 60.1.720/4.13000 =14,04.10
7Do:
N
HE1
= 56,16. 10
7
> N
HO1
= 1,6. 10
7
Suy ra K
HL1
= 1
14
H
m
HE
HO
HL
N

> N
FO2
= 4. 10
6
Suy ra K
FL2
= 1

Do đó, ta có:
][
1H
σ
=560/1,1.1.1=509 MPa
][
2H
σ
=530/1,1.1.1=481,8 MPa
][
1F
σ
=441,1/1,75.1.1=252 MPa
][
2F
σ
=414/1,75.1.1=236,5 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:

][
H
σ

ch1
=0,8.580= 464 ( Mpa)

][
F
σ
2max
= 0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):
3
2
1
][
.
).1.(
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
+=

1

ψ
=0,3
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.5,0 += u
babd
ψψ
=0,5.0,3.(4+1)=0,75
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với

bd
ψ
=0,75 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
β
H
K
= 1,04 ;
β
F
K
= 1,07
⇒

].[2,117
3,0.4.)4,495(

04,31
)14(5,1
97096,0.120.2
)1.(
cos 2
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Chọn Z
1
=31 (răng)
Số răng bánh lớn
12
.ZuZ
=
=4.31=124 (răng)
Tỷ số truyền thực u
t
=: Z
2
/ Z
1

= 14,36 (thỏa mãn 8
0

<
β

< 20
0
Góc ăn khớp α
tw
59,20
36,14cos
20
cos
=






=









w1
=2a
w
(u
t
+1) = 2.120/(4+1)=48( mm)
d
w2
=2a
w
- d
w1
= 192 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πd
w1
n
1
/60000 = 3,14.48.720/60000= 1,808 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,808 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta
đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB<350
+v= 1,808 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
K
Hv
= 1,02
K
Fv

α
H
K
=1,13

α
F
K
=1,37
Hệ số tập trung tải trọng:
β
H
K
= 1,04 ;
β
F
K
= 1,07(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
wt

59,20.2sin
36,14cos.2
==
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng
khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
1
m
b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
.36120.3,0. ===
wbaw
ab
ψ

21
=












−−=














−−=

=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
=495,4.0,95.1.1=470,6 MPa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
và(
][
H
σ
-

σ
H
).100%/

FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
trong đó
554,0
803,1
11
===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng
khớp ngang).
897,0
140
36,14
1
140
1
0

β
Z
Z
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
.60,3
.80,3
2
1
=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
==
FvFFF
KKKK
αβ
1,1.1,37.1.05=1,582

].Y
R
.Y
s
.Y
xF
=264,8
σ
F2
=101,17MPa

< [σ
F2
]
2
=[σ
F2
].Y
R
.Y
s
.Y
xF
=248,03
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
.][.

].272][][364,1332,2.62,60.
max2max
22
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :
==
==
β
β
cos
.
cos
.
2
2
1
1
zm
d
zm
d
192
36,14cos
124.5,1
48
36,14cos

=180,4 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d
1
+d
2
)/2 = 120 (mm)
-Đường kính chân răng :
1 1
2,5. 43,55 2,5.1,5 39,8
f
d d m mm
= − = − =

2 2
2,5. 169, 44 2,5.1,5 162,8
f
d d m mm
= − = − =
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia a 120 mm
21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Khoảng cách trục a
w
120 mm
Số răng Z
1
31 răng

d
b2
180,4 mm
Hệ số dịch chỉnh x
1
0
x
2
0
Góc profin gốc α 20
0
Góc profin răng α
t
20,59
Góc ăn khớp α
tw
20,59’
Hệ số trùng khớp ngang ε
α
1,803
Hệ số trùng khớp dọc
β
ε
1,89
Mô đun pháp m 1,5 mm
Góc nghiêng của răng
β
14,36
III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.

t
= 38 mm <
cf
kn
d
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
T
Nm
d
D d
m
L
l
d
1
D
0
Z n
max
B B
1
l
1
D
3
l
2
250 40 140 80 175 110 71 105 6 3800 5 42 30 28 32
Kích thước vòng đàn hồi
d

)
3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[ ]
=≤=
d
c
d
dlDZ
TK
σσ
30
.
2
[ ]
d
σ
<=
45,0
28.14.105.6
10.273,47.2,1.2
3
thoả mãn.
3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
==
0
3
1
1,0

= 0,2.900,4= 180,08 N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép 45 có σ
b
= 600 Mpa Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục

[ ]
3
0,2
k
ksb
T
d
τ
=
(mm)
-Trục I chọn [τ] = 15Mpa, T
I
= 46332 N.mm
-Trục II chọn [τ] = 28 Mpa, T
II
= 176137 N.mm
Suy ra:

3
15.2,0
46332

x
chia làm 2 thành phần F
xx
và F
xy
F
xx
= F
x
.cos60=914,925
F
xy
= F
x
.sin60=1584,696
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: F
kn
=180,08 N
-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
F
t1
= F
t2
=
N 5,1930
48
2.46332
d
2T
1