Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 1

LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Bách Khoa, sau khi học xong phần
lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học
Thiết kế máy cũng vậy.
Thiết kế máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế
các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác
đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ dẫn động
từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.
Khi thiết kế Đồ Án Thiết Kế Máy sinh viên lần đầu bắt tay vào một công việc
mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có
liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính
lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức
sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thế tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận
tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có
thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.
Đà Nẵng ngày 10 tháng 11 năm 2014
Sinh viên thực hiện

Võ Nguyên Định
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 2


Chương 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1. Chọn loại động cơ
- Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha kiểu lồng sóc giá rẻ, cấu tạo vận hành
đơn giản nhất, mắc trực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần biết đổi dòng điện.
Được dùng rộng rãi nhất trong các ngành cơ khí, ví dụ trong máy công cụ, yêu cầu
công suất, phụ tải dưới 100kW, không điều chỉnh vận tốc hoặc có thể điều chỉnh nhảy
cấp bằng cách thanh đổi số đôi cực từ.
2.1.2. Chọn động cơ
- Công suất động cơ
P
ct
= 6,5 [kW]
- Số vòng quay của động cơ
n = 1500 [vòng/phút]
- Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A132S4Y3 có P
đc
= 7,5kW, n
đc
= 1480 vg/ph , ȵ
đc
= 87,5
2.2. Phân phối tỉ số truyền
2.2.1. Xác định tỉ số truyền i
t
của hệ thống dẫn động
- Ta có:

là tỉ số truyền hộp giảm tốc
i
1
là

tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
i
2
là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
- Chọn sơ bộ i
nh
= 2,24
- Do đó tính được:
5,6
2,24
13,45
ng
i
t
i
h
i 

Chọn i
1
= 2,73 ; i
2
= 2,20
Đô án thiết kế máy


đđcI


- Số vòng quay trên các trục:
vg/ph660
2,24
1480
i
i
i
đ
I
đc


vg/ph242
2,73
660
i
i
i
1
I
II


vg/ph110
2,2
242
i

.
6
9,55.10T (
6,175
I
I
I


(Nmm)228884
242
5,88
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T
II
II
II


Nmm)
110
.
6
9,55.10

III
Tỉ số truyền
i
ng
=2,24
i
n
=2,73
i
c
=

2,20

Công suất (kW)
6,5
6,175
5,88
5,75
Số vòng quay
(vg/ph)
1480
660
242
110
Mômen T (Nmm)
41942
89350
228884
501375

31,75
d
0
14,29
d
1
28,58
l
-
h, không lớn hơn
48,3
b, không lớn hơn
72
Tải trọng phá hỏng Q, kN
226,8
Khối lượng 1 mắc xích q
1
, kg
9,7

3.2.2. Xác định thông số của bộ truyền
a) Chọn số răng đĩa xích
- Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập
càng lớn và xích mòn càng nhanh. Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo cho số răng nhỏ
nhất của đĩa xích lớn hơn z
min
(z
min
=17-19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình).
Đô án thiết kế máy

trong đó:
P
t
, P, [P] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho
phép (kW).
k=k
đ
.k
A
.k
o
.k
đc
k
b
.k
c
[S
I
,B6-6,T105].
Trong đó:
+ k
đ
-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Chọn tải trọng rung động nhẹ, ta
chọn k
đ
=1
+ k
A
-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(30

Thay số vào ta có k=1.0,8.1.1,25.1=1
k
z
=
1
01
z
z
=
25
25
=1
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 8

k
n
=
1
01
n
n
=
300
200
=0,67
Thay vào ta có P
t
= 6,5x1x0,67x1=4,35kW < P=5,0kW: thóa mãn điều kiện.

)
2
.
a
p
.
Thay số vào ta được x= 111.
Số lần va đập i và bản lề xích trong 1 giây:
i (1/s)= z
1
n
1
/(15x)= 25x300/(15x77)=4,5 ≤ 12,7 thỏa mãn điều kiện với bước
xích p (mm) =50,8 ≤ 60.
c) Tính đường kính của đĩa xích :
Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :
)(405
25
180
8.50
180
1
1
mm
Sin
Z
Sin
p
d
oo

t

10.6
.
7


Trong đó :
+ k
t
: hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm
ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn
o
40
với đường nằm ngang k
t
= 1,15.
+ N : công suất trục dẫn
+ p : Bước xích.
+ n : Số vòng quay của đĩa dẫn.
+ Z : số răng của đĩa dẫn
)N(2840
110.8,50.25
5,6.15,1.10.6
n.p.Z
N.k.10.6
P.kR
7
t
7

4.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
4.1.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

k1
= 600 N/mm
2
; 
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm.
Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b
=500 N/mm
2
; 
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm.
4.1.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép :
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
N
tđ1
= 60 u (M

7
> N
o

với N
0
là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ2
= N
tđ1
/u
ng
= 28.10
7
/ 2,24= 15,24.10
7
> N
o

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 11

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’
N
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: []
Notx

m
n
i
.T
i
(3.2)
Các thông số như trên.
m : bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6.
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:
N
tđ2
= 60.1.6,5.16.330.(660/2,24).[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 30,8.10
7
 N
tđ1
= 2,24.30,8.10
7
= 69.10
7
.
Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o

2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm
2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 12

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k

= 1,8.
Bánh nhỏ: []
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2

tx











(3.4)

’
-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng
nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn 
’
= 1,2.
k : hệ số tải trọng
n
2
=242(v/p)


tx2
=442N/mm
2

mm142


sm
u
nA
v /47,3
)124,2.(1000.60
660.142 2
)1(1000.60
2
11







(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (6-13) ta chọn cấp chính xác 8.
e) Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
: hệ số tập trung tải trọng
k



Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,09
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng
+ 1)/2 = 1,045.
Giả sử:


sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,045.1,4=1,463
Do k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A.
Như vậy lấy chính xác A= 142mm (3.8)
f) Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng :
Modun pháp : m
n

im
A
Z

. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 47.2,24 = 114
Tính chính xác góc nghiêng :
cos =
984,0
142.2
5,2.131
.2
.

A
mZ
nt
(3.10)
Vậy  = 10
o
3
/

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 43,5mm

11
2
1
6
1
/49,36
5,1.105.660.47.5,4.49,0
175,6.5,1.10.1,19
''
10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
n
u



(3.12)
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 15

vậy
1u

< []
u1
=143,3 N/mm
2

2
.
Bánh lớn: []
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []
uqt
=0,8.
ch.
(3.15)
Bánh nhỏ: []
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt
I
I
txqt
k
nb


txqt2
=
2
36
/4944,1.
242.105.2,1
58.5,1.24,3
24,2.350
10.05,1
mmN


txqt1
< 1300 N/mm
2
 thỏa mãn.

txqt2
<1105 N/mm
2
 thỏa mãn
Kiểm tra sức bền uốn : 
uqt
= k
qt.

u
.
Bánh nhỏ: 

o
3
/

Chiều cao đầu răng : h
d
= m
n
= 2,5mm
Độ hở hướng tâm c
1
=0,25.m
n
= 0,25.4,5= 1,125mm
Khoảng cách trục: A = 350mm.
Bề rộng bánh răng: b= 42,5mm.
Đường kính vòng chia: d
c1
=m
n
.Z
1
/cos (3.17)
 d
c1
= 43mm ;
 d
c2
= 4,5.106/ cos10
o

4.2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

k1
= 600 N/mm
2
; 
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 17

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b
=500 N/mm
2
; 
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm.
4.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép :
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

.4/8 + (0,5)
3
.4/8]= 34,13.10
7
> N
o

với N
0
là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ2
= N
tđ1
/u
ng
= 28.10
7
/ 2,24= 15,24.10
7
> N
o

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’
N
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: []
Notx
= 2,6.HB

/M
max
)
m
n
i
.T
i
(3.2)
Các thông số như trên.
m : bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6.
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:
N
tđ2
= 60.1.6,5.16.330.(660/2,24).[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 30,8.10
7
 N
tđ1
= 2,24.30,8.10
7
= 69.10
7
.
Cả N
tđ1
và N

= 0,43. 
k
= 0,43.600=258 N/mm
2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm
2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k

= 1,8.
Bánh nhỏ: []
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2
.

tx











(3.4)

’
-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng
nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn 
’
= 1,2.
k : hệ số tải trọng
n
2
=242(v/p)


tx2
=442N/mm
2

mm212

)1u(1000.60
n.A 2
v
22







(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (6-13) ta chọn cấp chính xác 9.
e) Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
: hệ số tập trung tải trọng
k
đ
: hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = 
A
.A = 74,2 mm
Đô án thiết kế máy

+ 1)/2 = 1,045.
Giả sử:


sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,045.1,4=1,463
Do k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A.
Như vậy lấy chính xác A= 212mm (3.8)
f) Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng :
Modun pháp : m
n
= (0,01

0,02).A = (2,5

4)mm
Theo bảng 6.8 chọn m
n
= 2,5mm.
Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10


A
mZ
nt
(3.10)
Vậy  = 17
o
3
/

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 21

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 74,2mm
g) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: Z
tđ
=Z/cos
3
.(3.11)
Bánh nhỏ: Z
tđ1
=17/(0,984)
3
=34
Bánh lớn: Z
tđ2
=114/(0,984)

u



(3.12)
vậy
1u

< []
u1
=143,3 N/mm
2

Đối với bánh răng lớn:

u2
= 
u1
.y
1
/y
2
(3.13)

u2
= 36,49.0,49/0,517=34,58N/mm
2
< []
u2
= 119,4 N/mm


SVTH: Võ Nguyên Định Trang 22

Bánh lớn: []
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt
I
I
txqt
k
nb
Nki
iA
.
.'.
)1(
.
10.05,1
3
6




(3.16) ; k

< 1300 N/mm
2
 thỏa mãn.

txqt2
<1105 N/mm
2
 thỏa mãn
Kiểm tra sức bền uốn : 
uqt
= k
qt.

u
.
Bánh nhỏ: 
uqt1
= 36,49.1,4 = 51,09 N/mm
2
< []
uqt1

Bánh lớn: 
uqt2
= 119,4.1,4 = 167,16 N/mm
2
< []
uqt2.
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun pháp: m

=m
n
.Z
1
/cos (3.17)
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 23

 d
c1
= 78,5mm ;
 d
c2
= 345,5mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e1
= d
c1
+ 2.m
n

 d
e1
= 83,5mm.
 d
e2
= 350,5 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1

của mômen xoắn trên trục, vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn
nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn giá trị thực.
Theo công thức :
d ≥
3
N
C
n

(mm) (CT 7-2,tr.114[1])
Trong đó:
d : đường kính trục
N : công suất truyền của trục (KW)
n: số vòng quay trong một phút của trục (vòng/phút)
C: hệ số phụ thuộc vào ứng suất xoắn cho phép []
C= 110130
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 25

Chọn: C =120
Trục I
N = 6,175 (KW)
n = 660 (vòng/phút)
=> d
1
≥ 23,38 (mm)
Chọn: d
1
= 30 (mm)