ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ooOoo
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Sv THỰC HIỆN: HUỲNH HỒNG LUÂN
MSSV: 205012345
LỚP; CK05KSTN
Gv HƯỚNG DẪN: NGUYỄN HỮU LỘC



Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
2
LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở
khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong đời sống cũng như trong sản
xuất. Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta
bước đầu làm quen với những hệ thống truyền động này.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn h
ọc không thể thiếu
trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến
thức cơ sở về kết cấu máy. Đồng thời, môn học này còn giúp sinh viên hệ thống
hóa kiến thức các môn đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật
liệu, Vẽ cơ khí… từ đó cho ta một cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí.
Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sẽ giúp sinh viên b
ổ sung và hoàn thiện

• Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2- Nối trục đàn hồi
3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp đồng trục
4- Bộ truyền xích ống con lăn
5- Thùng trộn
• Sơ đồ tải trọng:

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
4
T
T
t
1
2
T
t
1
t
2

• Các số liệu thiết kế:
_ Công suất trên trục thùng trộn: P = 8 kW
_ Số vòng quay trên trục thùng trộn: n = 55 vòng/phút
_ Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ
_ Thời gian phục vụ: L = 6 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
_ Chế độ tải: T
1
= T ; T

i
2
i
td
i
T
t
49 0,9 .36
T
PP 8 7,67kW
t4936
⎛⎞
⎜⎟
+
⎝⎠
== =
+
∑
∑

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
4
ch br1 br2 x ol
η
ηηηη
=

Theo bảng 3.3 [1] ta chọn:
br1 br2 x ol
0,97; 0,93; 0,99

vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau:

Động cơ Số vòng
quay
động cơ,
(vg/ph)
Tỷ số
truyền
chung,
u
ch

Tỷ số
truyển
hộp
giảm tốc,
u
h

Bộ
truyền
bánh
răng, u
1

Bộ
truyền
bánh
răng, u
2

= 8,33kW; n
1
= 147vg/ph; u = 2,67;
T = 541167Nmm.
Chọn loại xích ống con lăn.
Số răng của đĩa xích dẫn:
1
z292u292.2,6723,66=−=− = ⇒ chọn z
1
= 24 răng
21
z uz 2,67.24 64,08== =
⇒ z
2
= 64 răng
Các hệ số điều kiện sử dụng:
K = K
r
K
a
K
o
K
dc
K
b
K
lv
= 1.1.1.1.1.1 = 1
với K

1
z25
K1,04
z24
==
K
x
= 1: chọn xích một dãy
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
7
Công suất tính toán:
nz1
t
x
KK K P 1.1,36.1,04.8,33
P11,78kW
K1
== =
Theo bảng 5.4 [1], ta chọn bước xích p
c
= 31,75mm.
Theo bảng 5.2 [1], số vòng quay tới hạn n
th
= 600vg/ph nên điều kiện n < n
th

được thỏa.
Vận tốc trung bình của xích:
c

==
Số mắt xích:

22
12 21 c
c
2a z z z z p 2.1270 24 64 64 24 31,75
X. .125
p 2 2 a 31,75 2 2 1270
ππ
+− + −
⎛⎞ ⎛ ⎞
=+ + = + + =
⎜⎟ ⎜ ⎟
⎝⎠ ⎝ ⎠

Chọn X = 126 mắt xích.
Chiều dài xích:
c
L p X 31,75.126 4000,5 mm== =

Tính chính xác khoảng cách trục:
22
12 12 21
c
zz zz zz
a 0,25p X X 8 1285,86 mm
222
π
⎡⎤

vm
F q v 3,8.1,87 13,29 N== =
Lực căng ban đầu của xích:
0fm
F K aq g 6.1,282.3,8.9,81 286,74 N
=
==
Hệ số an toàn:
3
1v0
Q 88,5.10
s 18,61 [s] (7,8 9,4)
F F F 4454,54 13,29 286,74
== =>=÷
++ + +

Lực tác dụng lên trục:
rmt
F K F 1,15.4454,54 5122,72 N== =

Đường kính đĩa xích:
c1
1
p z 31,75.24
d 242,55 mm
ππ
== =
c2
2
p z 31,75.64

OFlim1 1
1,8HB 1,8.250 450 MPa
σ
===

OFlim2 2
1,8HB 1,8.235 423 MPa
σ
===
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
2,4 2,4 7
HO1 1
N 30HB 30.250 1,71.10== = chu kỳ
2,4 2,4 7
HO2 2
N 30HB 30.235 1,47.10== = chu kỳ
N
FO1
= N
FO2
=5.10
6

Số chu kỳ làm việc tương đương:
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
9
3
39
i

⎛⎞
== +=
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎝⎠
∑
chu kỳ
8
FE1
FE2
N
N 3,17.10
u
== chu kỳ
Vì N
HE
> N
HO
; N
FE
> N
FO
nên K
HL
= K
FL
=1
Ứng suất tiếp cho phép:
HL

⇒
H
[ ] 441,82 MPa
σ
=

Ứng suất uốn cho phép:
FL
FOFlim
F
K
[]
s
σσ
=
⇒
F1
450
[ ] 257,14 MPa
1, 75
σ
==F2
423
[] 241,71MPa
1, 75
σ
==

3
w2 2
22
ba2 H 2
TK
178830.1,03
a 43(u 1) 43(3,15 1) 162,05 mm
[ ] u 0,4.441,82 .3,15
β
ψσ
=+ = + =
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: a
w2
= 160mm.
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
10
Mô đun răng: m
n
= (0,01÷0,02)a
w2
= 1,6÷3,2 mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: m
n
= 3mm.
Từ điều kiện: 8°≤ β ≤ 20°
suy ra
w2 w2
3
n2 n2

u3,16
z25
===
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
•
Đường kính vòng chia:

3n
3
z m 25.3
d77,11mm
cos cos13,43
β
== =
°
; d
4
=243,66mm
•
Đường kính vòng đỉnh:

n
a3 3
2m
dd 83,28mm
cos
β
=+ =
; d
a4

ba2
a
w2
= 0,4.160 = 64 mm
b
3
= b
4
+ 5 = 64 +5 = 69 mm
Vận tốc vòng bánh răng:
32
d n .77,11.463
v1,87
60000 60000
π
π
== =m/s
Theo bảng 6.3 [1], ta chọn cấp chính xác 9 với v
gh
= 6m/s.
Chọn hệ số tải trọng động K
HV
= 1,03; K
FV
= 1,1
Z
M
= 275MPa
1/2


β
α
°
== =
°
w
b
n
bsin 64sin13,43
1,577 1
m.3
β
ε
ππ
°
== =>
⇒
11
Z 0,775
1,665
ε
α
ε
== =

với
34
11
1, 88 3, 2 cos 1, 665
zz

ε
σ
+
==
HHVRxH
[ ] [ ]Z Z Z 441,82.1.0,95.1,02 428,12 MPa
σ
σ
== =
HH
[]
σ
σ
<
nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
• Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Hệ số dạng răng:
F3
3
13,2
Y3,47 3,998
z
=+=
F4
4
13,2
Y3,47 3,64
z
=+=
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

2
t3 t4
n3
2T cos 2.178830.cos13,43
F F 4638 N
mz 3.25
β
°
== = =
t3 nw
r3 r4
F tg 4638.tg20
F F 1736 N
cos cos13,43
α
β
°
== = =
°

a3 a4 t3
F F F tg 4638.tg13,43 1107 N
β
== = °=
c/ Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh:

Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thông số hình học của cặp
bánh răng cấp nhanh giống như cặp cấp chậm, chỉ trừ chiều rộng vành răng.
Chọn
ba1

cos
α
β
== =

a1 a2 t1
FFFtg 366N
β
== °=
3. Chọn nối trục:
Mômen truyền qua nối trục T = 59802Nmm.
Theo phụ lục 11.5 [3], ta chọn nối trục đàn hồi có:
d = 20mm d
c
= 10mm
D
0
= 68mm l
c
= 19mm
d
m
= 40mm đai ốc M8
l
1
= 15mm z = 6
l
2
= 22mm d
0

zD d l 6.68.10.15
σ
σ
== = <
Do đó điều kiện uốn và bền dập của nối trục được thỏa.
4. Tính toán thiết kế trục và then:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ
b
= 600Mpa, ứng suất xoắn cho
phép [τ] = 20Mpa.
Theo bảng 10.1 [1], chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 70Mpa.
• Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:
k
3
k
T
d
0,2[ ]
τ
=
Với T
1
= 59147Nmm; T
2
= 178830Nmm; T
3
= 541167Nmm ta tính và chọn
sơ bộ dường kính các trục như sau: d
1
= 25mm; d

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
14
Fnt
F t1
Fa1
F r1
F t2
Fr2
Fa2
Fa3
Fr3
Ft3
F t4
Fr4
F a4
F x
( I )
( II )
( III )1
nt
0
2T 2.59147
F0,2 0,2 348N
D68
== =
; F
x

R
x10
= 152N R
y10
= 130N
R
x11
= 1034N R
y11
= 444N
R
x20
= 113N R
y20
= 894N
R
x21
= 3217N R
y21
= 1416N
R
x30
= 2319N R
y30
= 1309N
R
x31
= 2319N R
y31
= 8168N

12
10
13
11
M
x
N
mm
N
mm
M
y
T
N
mm
20
25
25
28

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
16

42846
86376
5545
196237
178830
l

mm
M
y
T
N
mm
M
x
N
mm
35
40
40
35Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
17

l
32
l
31
l
33
F
a4
F
t4

T
50
55
50
45

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
18
• Xác định mômen tương đương và đường kính tại các tiết diện bằng các công
thức:
22
xy
MMM=+
22
td
MM0,75T=+

td
3
M
d
0,1[ ]
σ
=
Sau đó từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các
đoạn trục như bảng sau:

Tiết diện M M
td

13 28 6×6 3,5 2,8
22 40 12×8 5 3,3
23 40 12×8 5 3,3
32 55 14×9 5,5 3,8
33 45 14×9 5,5 3,8

• Kiểm nghiệm độ bền trục:
Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , do đó:
ma
M
0;
W
σσ
==
với
32
11
dbt(dt)
W
32 2d
π
−
=−

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,
do đó:
ma
0
T
2W

τ
=1,5
Theo hình 2.9 [1], tra được các hệ số: ψ
σ
= 0,05; ψ
τ
= 0,02
Theo bảng 10.3 [1], ta tra các hệ số ε
σ
và ε
τ

Hệ số an toàn được tính theo công thức:
22
ss
s
ss
στ
σ
τ
=
+

với
1
a
m
s
K
σ

Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi: s ≥ [s] = 2,5

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
20
Tiết
diện
d,
mm
W,
mm
3
W
0
,
mm
3

σ
a
,
MPa
τ
m
=τ
a
,

2T
[]
dl (h t )
σ
σ
=≤
−

cc
t
2T
[]
dl b
τ
τ
=≤

Tiết diện d, mm b×h t
1
, mm l
t
, mm T, Nmm σ
d
, MPa τ
c
, MPa
12 20 6×6 3,5 25 59147 94,64 39,43
13 28 6×6 3,5 36 59147 46,94 15,56
22 40 12×8 5 40 178830 74,51 37,26
23 40 12×8 5 63 178830 47,31 11,83

22 2 2
r1 x11 y11
F R R 1034 444 1125 N=+= +=

Lực dọc trục: F
a
= 366 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7205 có C =
24000N, C
0
=17500N và góc tiếp xúc α = 13,5°.
• Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục:
e1,5tg 1,5tg13,5 0,36
α
== °=
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra:
0r0
S 0,83eF 0,83.0,36.200 60 N== =
1r1
S 0,83eF 0,83.0,36.1125 336 N== =

Vì S
0
< S
1
và F
a
> S
1

F60
0,3 e 0,36
VF 200
==≤=
X1;Y0⇒= =
0r0a0t
Q(XVFYF)KK260N
σ
⇒= + =
a1
r1
F426
0,38 e 0,36
VF 1125
==>=
X0,4;Y0,4cotg 1,666
α
⇒= = =
1r1a1t
Q (XVF YF )K K 1508 N
σ
⇒= + =

Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn.
Tải trọng tương đương:
0,3
m
ii
10/3
m

0
= 0,22cotgα = 0,22cotg13,5° = 0,916
t0r10a1 r1
Q X F Y F 0,5.1125 0,916.426 953 N F=+= + = <

⇒ Q
t
= F
r1
= 1125 N C
0
= 17500 N
Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
b/ Trục II:

Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ:

Fa3
S1
S0
Fr1
Fr0
Fa2Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
23
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
22 22

< S
1
- S
0
do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán:
F
a0
= S
1
– F
a
= 1079 – 741 = 338 N
F
a1
= S
1
= 1079 N
Hệ số:
K
σ
= 1,3 ( bảng 11.2 [1] )
K
t
= 1
V = 1 ( vòng trong quay )
Vì:
a0
r0
F 338

10/3
m
E
i
(Q L )
49 36
Q 4570 0,9 . 4390 N
L8585
⎡⎤
==+=
⎢⎥
⎣⎦
∑
∑

với ổ đũa côn m = 10/3
Khả năng tải động của ổ:
0,3 0,3
tt E
C Q L 4390.(400,032) 26491 N C 38000 N== = <=
với
66
h
L 60nL .10 60.463.14400.10 400,032
−−
== = triệu vòng
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn:
X

22 2 2
r1 x31 y31
F R R 2319 8168 8491 N=+= +=
Lực dọc trục: F
a
= 1107 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ bi đỡ chặn với ký hiệu 36210 có C = 43200N,
C
0
= 27000N và góc tiếp xúc α = 26°.
• Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e = 0,68
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra: