Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
Mục Lục
Mục Lục 1
MỞ ĐẦU ! 5
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 6
I.Chọn động cơ: 6
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : 6
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : 6
1.3. Chọn động cơ 6
II. Phân phối tỷ số truyền 7
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 7
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : 7
III. Xác định các thông số trên các trục : 7
3.1 Số vòng quay 7
3.2 Công suất trên các trục 7
3.3 Tính momen xoắn trên các trục 8
3.4 Bảng thông số động học 8
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 9
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH 9
1.1Chọn loại xích 9
1.2.Chọn số răng đĩa xích 9
1.3.Xác định bước xích p 9
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
THẲNG 13
2.1. Chọn vật liệu bánh răng: 13
2.2.Xác định ứng suất cho phép 13
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép
[σF] 13
1
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải 15

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 31
5.2.1.Chọn loại ổ lăn 31
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn 31
5.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ
chặn 31
5.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 32
5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 32
PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP 33
I.VỎ HỘP 33
1.1Tính kết cấu của vỏ hộp 33
1.2 Kết cấu nắp hộp 33
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 34
2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động 35
2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót 36
2.2.1 Nắp ổ 36
2.2.2 Cốc lót 36
2.3.Cửa thăm 36
2.4.Nút thông hơi 37
2.5.Nút tháo dầu 38
2.6.Kiểm tra mức dầu 38
2.7.Chốt định vị 38
2.8.Ống lót và lắp ổ 39
2.9.Bulông vòng 39
III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 40
3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc 40
3.2.Bôi trơn ngoài hộp 40
3
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp 40
IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI 40

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

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

6093,2
1000
94,11345
=
×
=
ct

3
. 0,92 . 0,97 = 0,8572
⇒

04398,3
8572,0
6093,2
==
yc
P
(KW)
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
n
sb
= n
ct
.U
sb

Trong đó n
ct
: là tốc độ của bộ phận công tác
97
150.8
94,1.60000
.
.60000
===
pz
v

= n
ct
.U
sb
= 97 . 9= 873 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
đb
= 1000(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
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 : 4A112MB6Y3 ,
với các thông số :
6
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
+Công suât động cơ: P
đc
= 4 KW.
+Vận tốc quay: n = 950 (vòng/phút)
+η% = 82,00.

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền trong : U
br
= 3.
⇒

.2646,3
3
7938,9
===
br
c
x
U
U
U
Vậy ta có: U
c
= 9,7938.
U
x
= 3,2646.
U
br
= 3,0.
III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: n
dc
= 950 (vòng/phút).

ct
=2,6093 (KW).
Công suất trên trục II: P
2
=
xol
ct
P
ηη
.
=
99,0.92,0
6093,2
=2,8649 (KW).
Công suất trên trục I: P
1
=
brol
P
ηη
.
2
=
97,0.99,0
8649,2
=2,9833 (KW).
Công suất thực của trục động cơ:
0439,3
0,99.0,99
2,9833

0439,3
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
T
1
=
29990
950
9833,2
.10.55,9.
2
1
.10.55,9
6
1
1
6
==
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục II:
T

ct
ct
==
(N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
T.S truyền
Động cơ I II Công tác
1 3 3,2646
n (vg/ph) 950 950 316,67 97
P (KW) 3,0439 2,9833 2,8649 2,6093
T (N.mm) 30599,2 29990 86398,44 256895
8
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P
2
=2,8649 KW;
n
2
=316,67 vòng/phút ;
T
2
=86398,44 N.mm ;
u
x

Chọn Z
2
= 75 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
P
t
= P.k.k
n.
.k
z
≤
[P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P
2
=2,8649 KW.
+k
n
:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n
01
=200 (vòng/phút) → k
n
=n
01
/n
1
=400/316,67 = 1,263.
+ k
z

0
: hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k
0
= 1.
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra k
a
= 1.
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong
các đĩa xích. Nên k
đc
= 1.
k
bt
: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi
trơn đạt yêu cầu nên chọn k
bt
=1,3.
9
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
k
c
: hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 (làm việc 2 ca)

2
=
−
+
+
+=
π
x
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
=130.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a
*
=
( ) ( )
[ ]






















−
−






+
−++−=
π
a

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = 0,003. a
*
= 0,003. 755,065=2,265 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a
*
- ∆a= 755,065 – 2,265 = 752,8 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =

Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2
F
t
–lực vòng ;
v =
60000
11
PnZ
= 23.19,05.316,67/60000=2,312 m/s
F
t
=1000P/v = 1000.2,8649/2,312 = 1239,14 N
F
v
:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v
= q.v
2
= 1,9. 2,312
2
= 10,16 N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f

=
d
mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
d
a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 148,124 mm
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 464,044 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025d
l
+ 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với d
l
= 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
d
f1
= d
1
- 2r = 139,9 – 2.6,03 = 127,93 (mm)
d
f2
= d
2

.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.316,67.19,05
3
.1 = 2,85N
11
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
Hệ số tải trọng động : K
đ
=1,35 (bảng 5.6)
k
đ
=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,48 (vì Z
1
=23 )
Diện tích bản lề : A = 106 mm
2
(tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn
một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa


t
; trong đó:
k
x
:hệ số xét đến tải trọng của xích
k
x
= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
F
r
= 1,15.1238,88= 1424,712 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P
2
=2,8649 KW;
n
2
=316,67 vòng/phút ;
T
2
=86398,44 N.mm ;
u
x
=3,2646;

β
=0.
Thông số Kí hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Bước xích p 19,05 mm

)1510(
21
÷+≥
HBHB
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB
2
=230
+Giới hạn bền:
.750
2
MPa
b
=
σ
+Giới hạn chảy:
.450
2
MPa
ch
=
σ
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=241…285
+Chọn HB
1
=245

FLxFsRF
F
F
KKYYS ).(][
lim
0
σσ
=
Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1

-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:
)(57070250.270.2
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(450250.8,1.8,1
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
FF
====
σσ
+Bánh bị động:

)(53070230.270.2
2
lim

HO
HL
N
N
K
=
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2

N
HE
= N
FE
=60.c.n.
Σ
t
i
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
L
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
L
h
=22000 (giờ).
Ta có: N
HE1
= N
FE1
=60.c.n
1.
L
h
= 60.1.950.15500 = 114. 10

> N
HO2
= 13,9. 10
6
Suy ra K
HL2
= 1
N
FE1
= 114. 10
7
> N
FO1
= 9,99. 10
6
Suy ra K
FL1
= 1
N
FE2
= 38. 10
7
> N
FO2
= 8,83. 10
6
Suy ra K
FL2
= 1


σσ
=

σ
ch2
) =2,8.

σ
ch1
= 2,8.450 = 1260 (MPa)

][
F
σ
1max
= 0,8
σ
ch1
=0,8.45800= 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):

σ
= 481,81 ( MPa).
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=49,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.5,0 += u
babd
ψψ
=0,5.0,3.(3 +1)=0,6
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


÷
0,02) a
w
= 1,1
÷
2,2
Chọn m = 2.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng
β
=0
0
.Suy ra cos
β
=1
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
5,27
)13.(2
110.2
)1.(
.2
1
=
+
=
+
=
um
a

uu
t
.
Vì ∆U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn.
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
112
2
)8428(2
2
)(
21
=
+
=
+
=
ZZm
a
(mm)
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: u
t
= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
d
w1
=2a
w
(u
t

Z
R
= 0,95.
HB<350 , v= 2,784 (m/s) <5 m/s; suy ra Z
V
= 1.
16
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
với d
a
= d
w2
= 168(mm)< 700mm suy ra K
xH
=1
Chọn Y
R
= 1
Y
S
= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(2)= 1,032
Với CCX=8, v= 2,784 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:

α
H
K
=1,02

α
F

≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twH
Z
α
2sin/.2=

( )
.
764,1
20.2sin
.2
0
==
H
Z
Z









−−=














−−=
zz
α
ε
.87,0
3
4

=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức
17
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
=481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa)
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.
2.6 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
[ ]
1
1
1.1
1


α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng khớp
ngang).
89,0
140
'2115
1
140
1
00
=−=−=
β
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
.28
1
1
==
ZZ

FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:

][29,42
2.56.34
22,3.1.557,0.44,1.29990.2
1
MPa
F
==
σ
Và:

][05,45
22,3
43,3.29,42
2
MPa
F
==
σ
Do : σ
F1
=42,29MPa

< [σ
F1
]

T
k
→
( )
[ ]
( )
{
.126035,5032,2.339,36.
max
max
MPaMPaK
HqtHH
=<===
σσσ
Ứng suất uốn cực đại
].252][][038,932,2.29,42.
max11max1
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
].65,236][][11,992,2.05,45.
max2max
22
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :

b2
=d
2
cosα=168.cos20
0
=157,87 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d
1
+d
2
)/2= (52,623+157,87)/2= 105,25 (mm)
-Đường kính chân răng : d
f1
= d
1
–2,5.m=56- 2,5.2 = 51 (mm).
d
f2
= d
2
- 2,5.m=168-2,5.2 =163(mm).
19
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
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 105,25 mm
Khoảng cách trục a
w

172 mm
Đưòng kính cơ sở d
b1
52,623 mm
d
b2
157,87 mm
Hệ số dịch chỉnh x
1
0
x
2
0
Góc profin gốc α 20
0
Góc profin răng α
t
20
0
Góc ăn khớp α
tw
20
0
Hệ số trùng khớp ngang ε
α
1,728
Hệ số trùng khớp dọc
β
ε
1,77

kn
T
d
t
= 32 mm <
cf
kn
d
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được
cf
kn
T
125 N.m
Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối
cf
kn
d
32 mm
Số chốt z 4 chốt
Đường kính vòng tâm chốt D
0
90 mm
Chiều dài phần tử đàn hồi l
3
28 mm
Chiều dài đoạn công xon của chốt l
1
34 mm

610,30.7,1.2
.
2
3
0
; thoả mãn.
3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
)(85,21
4.14.90.1,0
5,41.30600.7,1
1,0

33
00
0
MPa
ZdD
lTk
u
===
σ
< ; thoả mãn.
3.5. Lực tác dụng lên trục.
F
kn
=0,25. F
t
Với F
t
= 2.T/D

=29990 N.mm
-Trục II chọn [τ] = 20 Mpa, T
II
=86398,44N.mm
Suy ra:
d
1

[ ]
3
.2,0
τ
T
≥
=
3
15.2,0
97,41515
=24(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d
1
=25(mm)
d
2

[ ]
3
.2,0
τ
T
≥

=
N 07,1071
56
2.29990
d
2T
1
1
=−=
w

22
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
F
r1
= F
r2
=
389,84N20.712.107120.
00
1
==
tgtgF
t
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
-Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 l
m
=(1,2…1,5)d
sb

2
=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn l
m12
= 41 mm
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k
1
=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k
2
=10mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k
3
=15mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n
=20mm
4.3.1. Với trục I
l
12
= 0,5.(l
m12
+ b
01
) + k
3
+ h
n
= 0,5.(51 +17)+15+20=69=>l

22
= 0,5.(l
mx
+b
02
)+k
3
+ h
n
=0,5.(41+19) +15+20= 66 mm
23
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
24
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
4.4. Sơ đồ lực chung
l
13
= 46
l
12
= 69
l
21
=92
l
22
=65
Fy
B
Fx

= -1201,51(N) <0 đổi chiều đã chọn.
R
xc
=-535,535 (N) <0 ; đổi chiều đã chọn
R
xD
= 535,535 (N) >0; đúng chiều đã chọn.
R
yD
= -2236,382 (N) < 0 đổi chiều đã chọn.
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục I
+Với d
1sb
=25 mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d
12
=30mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d
10
=d
11
=25mm
-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d
23
=20mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a/173 [I] với d
12
=30mm ta chọn được then có các thông số sau: