HỌC VIỆN PHÒNG KHÔNG – KHÔNG QUÂN
KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
(Đề số 04)
Giáo viên hướng dẫn: Phạm Đức Cảnh
Học viên thực hiện: Nguyễn Như Hiền
Lớp: Máy bay động cơ 10
Đơn vị: c72 – d7
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Hà Nội, ngày 01 tháng 06 năm 2010
LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở chuyên ngành
giúp cho học viên học tập các môn chuyên ngành sau này được tốt hơn. Đặc biệt
trong quá trình học của môn học có 1 phần làm đồ án môn học dành cho học
viên. Đây là đồ án đầu tiên của ngườ học viên giúp cho học viên làm quen với
việc thiết kế, chế tạo các chi tiết máy trong một hệ thống dẫn động - là công việc
chủ yếu của người kỹ sư cơ khí. Mục đích giúp học viên biết phương hướng
nghiên cứu, lựa chọn tối ưu khi thiết kế, rèn luyện kĩ năng tính toán để thực hành
thiết kế một số chi tiết máy đơn giản, đồng thơì giúp học viên tổng hợp một số
kiến thức cơ bản về sức bền, vẽ kĩ thuật và biết cách tra cứu sổ tay, tài liệu, …
Trong đồ án này nhiệm vụ chủ yếu là thiết kế và lắp đặt hệ thống dẫn động
băng tải gồm bộ truyền đai, bộ truyền bánh răng và bộ truyền xích. Các phần tính
cơ bản là: tính chọn động cơ điện, tính toán các bộ truyền cơ khí, then, chọn ổ
lăn, chọn vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy chuẩn khác.
Nhiệm vụ cuối cùng là thực hiện bản vẽ lắp: hộp giảm tốc, bánh răng. Đây
là bước giúp học viên rèn luyện tính thận trọng, tỉ mỉ và đầu óc tư duy sáng tạo
để hoàn thành nội dung công việc được giao.
Lầ đồ án đầu tiên trong quá trình học tập tại Học viện Phòng không không
quân nên trong quá trình làm không thể tránh được sai sót do kiến thức còn hạn
chế rất mong sự tạo điều kiện giúp đỡ, hướng dẫn, chỉ bảo của các đồng chí
giảng viên trong bộ môn.

Tính toán bộ truyền xích
08
13
20
III Tính toán thiết kế trục
Tính toán thiết kế trục dẫn bánh răng nhỏ 28
4
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
PHẦN I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ
I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.Chọn loại động cơ điện :
Vì khả năng sử dụng rộng rãi, kết cấu đơn giản ,độ làm việc tin cậy,
giá thành rẻ và dễ bảo quản, đối với hệ thống dẫn động băng tải đã yêu cầu ta
chọn động cơ đồng bộ 3 pha.
Để tránh các tác động cơ học từ bên ngoài, động cơ cần trang bị lưới
bảo vệ kín.
Động cơ được chọn phải thoả mãn các yêu cầu sau :
- Không phát nóng quá nhiệt cho phép
- Điều kiện mở máy :
qtdcmm
TT >

- Điều kiện quá tải :
[ ]
qtdcdc
TT >
2.Các kết quả tính toán trên băng tải :
a. Momen thực tế trên băng tải:

Nm

p
f
n
db
.60
=
Trong đó : f là tần số dòng xoay chiều với f = 50Hz
p là số đôi cực từ , chọn p = 4
⇒

60.50
750
4
db
n = =
(vòng/phút)
d. Momen đẳng trị trên trục băng tải:
∑
∑
=
=
=
n
i
i
n
i
ii
dtbt
t


st
mm
3=
: thời gian mở máy,do
mm
t
quá nhỏ nên ta lấy
mm
t
=0.

ht 4
1
=
: thời gian toàn tải

ht 2
2
=
: thời gian non tải
5
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Thay các giá trị trên vào công thức, ta có :
2 2
1 1
.4 (0,7 ) .2
2842,45
6
dttb


Trong đó :
4
. . .
ht br ô x d
η η η η η
=
Với:
+ Hiệu suất khớp nối:
kn
η
+ Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn:
ôl
η
+ Hiệu suất một cặp bánh răng trụ trong hộp giảm tốc:
br
η
+ Hiệu suất bộ truyền xích:
x
η
+ Hiệu suất bộ truyền đai:
d
η
Tra bảng ta có
0,96
br
η
=
,
0,992

p p≥

và động cơ có số vòng quay trung bình đảm bảo tỷ số truyền của hệ thống hợp
lý, đảm bảo hệ số công suất .
Dựa vào bảng P1.1 (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn động cơ
điện sau:
`
Kiểu động cơ
Công
suất
KW
Vận tốc
quay
vg/ph cos
ϕ
ax
dn
m
T
T
dn
k
T
T
f = 50Hz
4A112MA8Y3 2,2 750 0,71 2,2 1,8
6
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
II/ Kiểm nghiệm động cơ:
1. Kiểm nghiệm quá tải:

.
htdc
bt
cqtqtdc
n
P
TKT
η
==
→
9550.1,637.1,5
38,08
750.0,821
qtdc
T = =
Nm
Ta có:
[ ]
dc
T
>
qtdc
T
→ Vậy điều kiện quá tải thỏa mãn.
2. Kiểm nghiệm mở máy:
Theo điều kiện
qtdcmm
TT ≥
Lại có
1,5 1,5.28,01 42,015


Tra bảng 2.4 trang 21 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí:
u
h
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
u
ng
: tỉ số truyền ngoài hộp
.
ng d x
u u u=
u
kn
: tỉ số truyền của khớp nối (
1
kn
u =
)
Tra bảng ta lấy:
5
x
u =
,
5
d
u =

⇒
h
u

(vòng/phút)
• Trục II:
750
150
5
I
II
d
n
n
u
= = =
(vòng/phút)
7
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
• Trục III:
150
27,52
5,45
II
III
h
n
n
u
= = =
(vòng/phút)
• Trục IV:
27,52
5,5

= = =
(KW)
• Trục III:
ô
. . 1,89.0,96.0,992 1,8
III II br l
P P
η η
= = =
(KW)
• Trục IV:
ô
. . 1,8.0,92.0,992 1,643
IV III x l
P P
η η
= = =
(KW)
3. Mômen xoắn trên các trục:
• Trục động cơ: T
dc
=
1,993
9550. 9550. 25,403
750
dc
lv
dc
P
n

27,52
III
III
P
T
n
= = =
(Nm)
• Trục IV:
4
1,643
9550. 9550. 2852,85
5,5
IV
IV
P
T
n
= = =
(Nm)
Vậy ta có bảng kết quả sau:
8
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Trục
Thông
số
Trục động
cơ
I II III IV
Tỉ số

N kw=
;
5
d
u
=
Ở đây: Trục dẫn quay với vận tốc của trục động cơ(trục I)
Trục bị dẫn là trục II với
150( / )
II
n vg ph=
1. Chọn loại đai:
Momen xoắn trên trục dẫn
19,25
I
T =
(Nm)
Theo bảng 4.13 tr59 tập1 TTTKHDĐCK ta có thể chọn loại đai hình
thang Б
Loại đai Kí
hiệu
Kích thước mặt cắt
o
b
b
h
o
y
Mặt cắt
thường

d
u
: tỉ số truyền đai

1
d
: đường kính bánh đai nhỏ

ξ
: hệ số trượt. Chọn
02,0
=
ξ
→
2
5.140.(1 0,02) 686d
= − =
mm
Chọn đường kính đai tiêu chuẩn là
670
mm
c. Tỷ số truyền thực tế là:

( ) ( )
2
1
670
4,88
1 140 1 0,02
t

4. Tính chiều dài đai L (mm):
( )
( )
2
1 2
1 2
2
2 4
sb sb
sb
d d
L a d d
a
π
−
= + + +
→
( ) ( )
2
3,14 140 670 670 140
2.1005 3351,58
2 4.1005
sb
L mm
+ −
= + + =
Chọn đai theo tiêu chuẩn là: L = 3350 mm
Số vòng chạy của đai là :
5, 495
1,64

= − + + − + − − 
 
 
 

→
1004,184a =
mm
Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục
( ) ( )
1 2 1 2
(2 1620) ( 1004,184) (0,55 233,5)d d a d d h+ = > = > + + =
⇒
Thoả mãn
11
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
6. Tính góc ôm
1
α
:
Tính theo công thức:
0 0
2 1
1
180 57
d d
a
α
−
= −

o
α
=
→
0.92C
α
=
l
C
: hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai
l/l
0
=3350/3350=1;→
1
l
C
=

u
C
: hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền, bảng 4.17:
u
C
=1,14
d
K
: hệ số tải trọng động ứng với trường hợp tải trọng dao động nhẹ:
Số ca làm việc là 2, →
d
K

- Xác định lực vòng:
2
.
v m
F q v=
Tra bảng 4.22 tập 1,TTTKHDĐCK ta có
m
q
=0,178
Vậy
2
0,178.5,495 5,38
v
F = =
(N)
- Xác định lực căng ban đầu:
1
780. .
173,4( )
. .
d
o v
P K
F F N
v C Z
α
= + =
- Xác định lực tác dụng lên trục
0
2. . .sin( ) 670( )

σ
=
b. Tính
v
σ
:
2 2 2
. 1300.5,459 38740,89 / 0,39
v m
v N m MPa
σ ρ
= = = ≈
c. Tính
k
σ
:
[ ]
3
3
0
0
0
0
.10
1,5.10
. .2 5,74.8,5.2.8
k v v
P
F
A v b h

h
b
P L
t
v Z
σ
ν
σ
 
=
 ÷
 
Trong đó:
Mpa
y
9
=
σ
: Giới hạn mỏi
95,1
=
u
ν
: hệ số kể đến sự ảnh hưởng khác nhau của
u
σ
trên các bánh đai nhỏ và
lớn
2
b

chọn thép 45 tôi cải thiện, phôi rèn. Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của
răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ
10 ÷15 đơn vị
HBHH )1510(
21
÷+≥
• Bánh nhỏ:
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt độ rắn HB=(241…285)
+ Giới hạn bền
MPa
b
850
1
=
σ
+ Giới hạn chảy
MPa
ch
580
1
=
σ
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=260
• Bánh lớn:
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt độ rắn HB=(192…240)
+ Giới hạn bền

=[ ]
0
lim
. . . . .
F
F R S xF FC FL
F
Y Y K K K
S
σ
σ
=

Trong đó:
+ Z
R
: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
+ Z
v
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ K
xH
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
+ K
HL
: Hệ số tuổi thọ khi xét sức bền tiếp xúc.
+ S

, do đó công thức trên
trở thành:

[ ]
0
lim
.
H HL
H
H
K
S
σ
σ
=
(1)

[ ]
0
lim
. .
F
F FC FL
F
K K
S
σ
σ
=
(2)

σ
= + = + =
0
lim2 2
2. 70 2.250 70 570
H
HB MPa
σ
= + = + =
0
lim1 1
1,8. 1,8.260 468
F
HB Mpa
σ
= = =
0
lim2 2
1,8. 1,8.250 450
F
HB MPa
σ
= = =
* Tính hệ số K
HL
và K
FL
: hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn
phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau:
H

2,4
30
HO HB
N H=
→
2,4 2,4
1 1
30 30.260 18752418,6
HO HB
N H= = =

2,4 2,4
2 2
30 30.250 17067789,4
HO HB
N H= = =
N
FO
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
6
4.10
FO
N =
đối với tất cả các loại thép
N
HE
, N
FE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh:

FO1
Tính toán tương tự ta có kết quả:
N
HE2
> N
HO2
; N
FE2
>N
FO2
Ta lấy N
HE
= N
HO
và N
FE
= N
FO
khi đó có kết quả K
HL
= 1 và K
FL
= 1
(đường cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên
khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và đường giới hạn uốn không thay đổi).
Từ công thức (1) và (2) ta có các kết quả sau:
[ ]
1
590.1
536,36 ;

F
MPa
σ
= =
;
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
là giá trị trung bình của
[ ]
1H
σ
và
[ ]
2H
σ
nhưng không vượt quá 1,25
[ ]
H
σ
min
.
Ta có:
[ ]
[ ] [ ]
1 2
536,36 518,18
527,27
2 2

=

Thay số ta có:
[
δ
H1
]
max
=2,8.
δ
ch1
=2,8.580 =1624 MPa;
[
δ
H2
]
max
=2,8.
δ
ch2
=2,8.450 =1260 MPa;
[
δ
F1
]
max
=0,8.
δ
ch1
=0,8.580 = 464 MPa;

σ ψ
= +

+ K
a
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng 6-
5(TKDĐCTM tr96) với cặp bánh răng, răng nghiêng thép – thép
K
a
= 43Mpa
1/3
+ T
II
– mômen xoắn trên trục chủ động. T
II
=120,33.10
3
Nmm
+ [
H
δ
]ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
Mpa
H
500=
δ
+
H
K

1
2
120330.1,06
43. 5,45 1 149.3
2.(500) .5,45.0,3
w
a mm= + =

Lấy
150
w
a mm=
b. Xác định đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
[ ]
2. 2
3
1
2
2
.( 1)
. .
H
w d
H bd
T K u
d K
u
β
σ ψ
+

β
= 20
và hệ số dịch chỉnh x:
+Tính số răng nhỏ:
( ) ( )
1
1
2. cos
2.150.cos20
15,66
. 1 3. 5 1
o
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
(răng);
Chọn số răng
1
z
=15(răng);
17
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Từ
1
z
=15 ta tính được

= = =
=>
0
16,26
β
=
Tính lại số răng bánh nhỏ:
( ) ( )
1
2
2. cos
2.150.cos16,26
16
. 1 3. 5 1
w
a
z
m u
β
= = =
+ +
Lấy z
1
= 16 và z
2
= 81
Tỷ số truyền thực tế:

2
2

2
2
1.1
11
1
.
.2

u
u
db
KT
ZZZ
ww
H
HMH
+
=
ε
σ

≤
[
δ
H
]
Trong đó :
Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu: tra bảng 6 - 5 tr 96 sách

o
tg tg
arctg arctg
α
α α
β
= = = =
α
: góc nghiêng profin gốc theo TCVN1065 :
α
=20
o
cos20,46 . 16,26 0,27
o o
b
tg tg
β
⇒ = =
15,28
o
b
β
⇔ =
Do đó:
0
0
2cos
2.cos16,46
1,73
sin 2 sin(2.20,46 )

= = =

0
45.sin16, 46
1,35
.3
β
ε
π
⇒ = =
Khi tính gần đúng ta có thể xác định
α
ε
theo công thức:
βε
α
cos.
11
2,388,1
21











Vận tốc vòng của bánh nhỏ
1 2
. .
3,14.56,6.150
0,45( / ).
60000 60000
w
d n
v m s
π
= = =
Theo bảng (6.15) có :
002,0=
H
δ
Theo bảng (6.16) có :
0
82g =
Áp dụng công thức (6.42) :

u
a
vg
w
HH

0
δυ
=


1,13
H
K
α
=
[ ]
2
120330.1,198(5,45 1)
274.1,73.0,79. 403
45.56,6 .5,45
H H
MPa
σ σ
+
= = <
Ta có: Với v = 0,45(m/s) < 5m/s ,
1=
V
Z
,với cấp chính xác là 9 ,chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó gia công đạt độ nhám
mR
a
µ
25,1 5,2=
do
đó
1=
R
Z

−
= =
Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức (6.34) ta có :
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
12
1
βε
σ
=
1 2
2
1
.
F F
F
F
Y
Y
σ
σ
=

0
82g =
(tra bảng 6.16)
Suy ra :
υ
150
0,006.82.0,45. 1,21
5
F
= =
Theo công thức (6.46) ta có :

αβ
υ
FF
wwF
v
F
KKT
db
K
2

1
2
1
+=

1,21.45.56,6
1 1,01

cos cos 16,26
v
z
z
β
= = =

2
2
3 3
81
91,55
cos cos 16,46
v
z
z
β
= = =
Theo bảng (6.18) ta được
1 2
4,08; 3,6
F F
Y Y= =
Với hệ số dịch chỉnh
0
21
== xx
20
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Với m = 3 thì :

F

2
1
12
1
βε
σ
=
1 2
2
1
.
F F
F
F
Y
Y
σ
σ
=
Tương tự ta tính được :
2
[ ] 360
F
MPa
σ
=
Thay các giá trị vừa tìm được vào công thức trên ta có :


K
T
= =

1max 2 max
. 403. 1, 2 441,46 [ ] 1260
H H qt H
K MPa MPa
σ σ σ
= = = < =
Theo (6.49)

1max 1 1 max
. 112,95.1,2 135,54 [ ] 464
F F qt F
K MPa
σ σ σ
= = = < =

2max 2 2max
. 99,66.1,2 119,592 [ ] 360
F F qt F
K MPa
σ σ σ
= = = < =
Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải.
→ Ta có kích thước của bánh răng:
+ Đường kính vòng chia
1 1
2 2 1

d d x m mm
d d x m mm
= − − = − =
= − − = − =
21
Đồ án chi tiết máy Học viên thực hiện Nguyễn Như Hiền
Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
1
150
w
a mm=
Môđun pháp
3m mm=
Chiều rộng vành răng
67,5
w
b mm=
Tỉ số truyền
5
m
u =
,1
Góc nghiêng của răng
16,26
o
β
=
Số bánh răng
1 2

Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích :
2
1
95
5
19
Z
u
Z
= = =
2. Bước xích p.
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Muốn vậy
áp suất p
o
trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện
[ ]
o
t
o
p
A
F
p ≤=
F
t
: Lực vòng.
A : Diện tích mặt tựa bản lề .
[p
o
] : áp suất cho phép

z
theo:
k
z
= z
01
/ z
1
Với z
01
= 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác
định bằng thực nghiệm.
z
1
=19 số răng đĩa nhỏ chọn ở trên.
=> k
z
= z
01
/ z
1
= 25/19 = 1,32
+) Xác định hệ số số vòng quay k
n
:
k
n
= n
01
/ n

c
Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 (TR.82,TTTKHTDĐCK-
T1):
k
o
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Đường nối tâm
hai đĩa xích so với đường nằm ngang nhỏ hơn 40° => k
o
=1
k
a
– Hệ số xét đến khoảng cách trục và chiều dài xích.
Chọn a = 40p => k
a
=1
k
dc
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.Vị
trí trục không điều chỉnh được=> k
dc
=1
k
bt
– Hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. môi trường làm việc có
bụi,chất lượng bôi trơn bình thường=> k
bt
=1,3.
k
đ
– Hệ số tải trọng động, xét đến tính chất tải trọng. Tải trọng va

=1,8.2,438.1,32.7,27= 42,11(kW)
Theo bảng[43,57,58,59].(5.5) với n
01
= 200 (v/p) và điều kiện P
t
≤ [P],chọn bộ
truyền xích một dãy có bước xích p=44,45mm thoả mãn điều kiện mòn:
P
t
=42,11(kW)≤ [P] =43,7(kW)
Vận tốc vòng của bộ truyền xích:
1 1
. . 19.27,52.44, 45
0,39( / )
60000 60000
z n p
v m s= = =
-Khoảng cách trục và số mắt xích.
Với tỉ số truyền u
x
= 5 chọn sơ bộ khoảng cách trục:
a = 40.p = 40.44,45 = 1778mm
Theo công thức (5.12)ta tính được số mắt xích x:
2
2
1 2 2 1
2 2
( ) .2. 2.1778 19 95 (95 19) .44,45
140,66
2 4. . 44,45 2 4. .1778

2
12
2
1212
*
)zz(
2)zz(5,0x)zz(5,0xp25,0a
[ ]
2
2
*
(95 19)
0,25.44, 45 142 0,5(95 19) 142 0,5(95 19) 2 1809a mm
π
 
−
 
 ÷
= − + + − + − ≈
 
 ÷
 
 
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ,cần giảm bớt khoảng cách
trục a:
∆a=(0,002 0,004) a
*
=(0,002 0,004).1809=(3,618 7,236)mm
Giảm đi một lượng ∆a=7mm
Vậy khoảng cách trục chính xác là: a=1801mm

d
– Hệ số tải trọng động k
d
= 1,2 (tải trọng va đập nhẹ)
+ F
t
– Lực vòng F
t
=1000.P/v(N)
+ F
o
– Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra(N)
+ F
v
– Lực căng do lực li tâm sinh ra (N)
+ [s] – Hệ số an toàn cho phép theo bảng 5.10 ta tra được [s] = 7
+) Lực vòng được xác định theo công thức sau:
F
t
=1000.P/v=1000.1,724/0,39= 4420,51(N)
+) Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra F
o
:
F
o
=9,81.k
f
.q.a
Với:
+ k