Đồ án thiết kế máy bánh răng trụ nghiêng thùng trộn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HCM
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY



ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
HK1 – NH 21/22
THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN
GVHD: MAI ĐỨC ĐÃI
STT: 12
MSSV: 19144197
Họ và tên: Vũ Thị Thảo
Mã lớp HP: MDPR310423_01CLC

TP.HCM, Ngày 08 Tháng 01 Năm 2022


Trường ĐHSPKT TP.HCM

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Khoa: Cơ khí Chế tạo máy

MMH: MDPR310423

Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy

THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN
Đề số: 06 -- Phương án 02

SVTH: Vũ Thị Thảo

MSSV: 19144197

GVHD: Mai Đức Đãi

Chữ ký:

Ngày nhận đề: 31/08/2021

Ngày bảo vệ: 05/01/2022

Điều kiện làm việc:
- Tải trọng không đổi, quay một chiều.
- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca).
- Sai số tỉ số truyền hệ thống
Số liệu cho trước:
STT
1
2
3
4

Tên gọi
Năng suất Q (kg/giờ)
Đường kính D (m)
Trọng lượng vật liệu trộn (N)
Góc nâng vật liệu (độ)

Giá trị
15000

0,55
2300
81


MỤC LỤC

3


4


Phần 01: TÍNH TỐN CƠNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CƠNG TÁC
I. Thơng số đầu vào.

Loại vật liệu trộn: Xi măng
Năng suất, Q = 15000 kg/h
Đường kính thùng trộn, D = 0,55 m
Trọng lượng vật liệu trong thùng, = 2300 N
Góc nâng vật liệu, = rad
Các hệ số: 1/3; m = 1/3; K = 200.
II. Chiều dài thùng trộn.

Chiều dài thùng trộn, L (m):
L=

(tài liệu [3], 17.4)

= = 1/3 . 200 . 0,55 . tg() = 1,921619 (m)

III. Tốc độ quay của thùng.

Năng suất trộn:
Q=

(tài liệu [3], 17.6)

n =
= = 72,337045 (v/ph)
Trong đó: = = . 0,552 / 4 = 0,237583 là tiết diện ngang của thùng.
IV. Công suất cần cung cấp cho thùng.

= = 1,902 + 3,149 + 0,505 = 5,566897 (kW)
Trong đó:
(kW): cơng suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp.
= 10-3

5
-3

= 10 =1,905966 (kW)
Trong đó: = = = 7,575118
(kW): công suất trộn vật liệu.


= . 10-3

(tài liệu [3], 17.13)

= 2300 . . 7,575118 . sin() . 10-3 = 3,154849 (kW)

(kW): công suất mất mát do ma sát ở ổ trục thùng trộn.
= 0,1( + ) = 0,1 . (1,905966 + 3,154849) = 0,506082 (kW)
Phần 02: CHỌN ĐỘNG CƠ - PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. Thông số đầu vào.

Công suất trục thùng trộn, = = 5,566897 kW
Số vòng quay trục động cơ n = nlv = 72,337045 vòng/phút
II. Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền.
1. Hiệu suất truyền động:

Theo mơ hình có: 1 bộ truyền đai, 3 cặp ổ lăn, 1 cặp bánh răng nghiêng, 1 khớp nối.
2
ɳ = . . . = 0,95 . 0,99 . 0,97 . 0,98 = 0,885098

Trong đó:
= 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai.
= 0,99 : hiệu suất ổ lăn.
= 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
= 0,98 : hiệu suất khớp nối.
2. Công suất trên trục động cơ.

Pct = = = 6,289582 (kW)

Trong đó:
(kW): cơng suất cần thiết trên trục.
ɳ : hiệu suất truyền động.
3. Tỉ số truyền chung sơ bộ:

Chọn ubr = 4 ; uđ = 2,5
usb = . = 4 . 2,5 = 10

4. Số vòng quay sơ bộ:

6

nsb = . = 72,337045 . 10 = 723,370450 (v/ph)
nsb 750 chọn động cơ 750 v/pp


5. Chọn động cơ:

Chọn động cơ điện 3 pha, rotor lịng sóc
Pđc Pct = 6,289582 (kW)
nđc nsb = 750 (v/ph)

Chọn động cơ
Kiểu động cơ

M2QA160L8A

Cơng suất (kW )

7,5

Số vịng quay (v/ph)

715

TS/TN

2,1

6. Tỉ số truyền:

Kiểm tra sai số tỉ số truyền cho phép:
u = 100% = .100% = 1,157146% 5%(Thỏa)
7. Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động:

Tốc độ quay qua trục 1:
n1 = = = 286 (rpm)
Tốc độ quay qua trục 2:
n2 = = = 71,5 (rpm)
Tốc độ quay qua trục 3:
n3 = = = 71,5 (rpm)
Số vòng quay qua trục làm việc: nlv = n3 = 71,5 (rpm)
Công suất qua trục 3:
P3 = Plv = 5,566897 (kW)
Công suất qua trục 2:
P2 = = = 5,680507 (kW)
Công suất qua trục 1:
P1 = = = 5,915346 (kW)
Công suất qua trục động cơ:

7

Pđc = = = 6,289575 (kW)
Moment qua trục động cơ:


Tđc = = = 84007,61014 (N.mm)
Moment qua trục 1:

T1 = = = 197522,9171 (N.mm)
Moment qua trục 2:
T2 = = = 758725,0608 (N.mm)
Moment qua trục 3:
T3 = = = 743550,578322 (N.mm)
Bảng thông số
Trục
Thông số
Công suất P, kW

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục công tác
(Trục làm việc)

6,289582

5,915346

5,680507

5,566897

Tỉ số truyền u

uđ = 2,5

Số vòng quay n,
v/ph
Mơmen xoắn T,
N.mm

ubr = 4

uk = 1

715

286

71,5

71,5

84007,61014

197522,9171

758725,0608

743550,578322

Phần 03: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI
I. Thơng số đầu vào.

Cơng suất trên trục dẫn, P = Pct = 6,289 kW

Tốc độ quay trên trục dẫn, n1 = nđc =715 v/ph
Tỉ số truyền cho bộ truyền đai, u = uđ = 2,5
II. Trình tự tính tốn.
1. Chọn loại đai và tiết diện đai:

Dựa vào công suất P và tốc độ n1 ta tra bảng theo hình 2.1, tài liệu [1] chọn đai B.
2. Chọn đường kính 2 bánh đai:

Chọn d1 1,2dmin 1,2 . 140 = 168 (mm)
Đường kính bánh đai chọn theo dãy tiêu chuẩn trong tài liệu [1], chọn d1 = 180 (mm).
8

Kiểm tra vận tốc bánh đai dẫn:
v = = = 6,738716 (m/s) < 25 (m/s)
Đường kính bánh đai lớn:

(thỏa)


d2 = uđ . (1 ) . d1 = 2,5 . (1 0,02) . 180 = 441 (mm)

(tài liệu [1], 4.2)

Trong đó:
= 0,02 là hệ số trượt đai.
Dựa vào dãy tiêu chuẩn, chọn d2 = 450 (mm).
Sai số tỉ số truyền thực tế: u = = = 0% < 3% (thỏa)
3. Xác định khoảng cách trục:

Tính sơ bộ khoảng cách trục:

amin a amax
amin = 0,55(d1 + d2) + h = 0,55 . (180 + 450) + 10,5 = 357 (mm)
amax = 2(d1 + d2) = 2 . (180 + 450) = 1260 (mm)
Chọn khoảng cách trục a = 450 (mm)
Chiều dài L được xác định theo công thức:
L = 2a + +

(tài liệu [1], 4.4)

= 2. 450+ . + = 1930,101 (mm)
Chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: L = 2000 (mm)
4. Tính chính xác khoảng cách trục:

Khoảng cách trục:
a=

(tài liệu [1], 4.6)

= = 486,467 (mm)

(Thỏa)

Trong đó:
k = L = 2000 = 1010,398
Δ = (d2 d1)/2 = (450 180) / 2 = 135
Điều kiện góc ơm:
= 180o 57o

(tài liệu [1], 4.7)

= 180o 57o = 148,363o > 120o
5. Số đai bộ truyền:

Số đai bộ truyền được tính theo cơng thức:
z=
= = 3,581
Chọn z = 4
Trong đó:

(tài liệu
9 [1], 4.16)

(Thỏa)


P1 (kW): công suất trên trục bánh đai chủ động.
Kđ : hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7, tài liệu [1]. Chọn Kđ = 1,350
[Po] (kW): nội suy giá trị [Po], bảng 4.19, tài liệu [1]. [Po] = 2,564
5
2,13

6,739
2,565

10
3,38

v (m/s)
P

Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm . Cα = 1,24.(1 e −α1 /110 )

(Bảng 4.7, trang 78, “Thiết kế máy & chi tiết máy” Nguyễn Hữu Lộc)
Cα = 1,24 . (1 e-148,363743/110) = 0,918

CL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
1/ 6

L
 
L
CL =  o 

1/ 6

 2000 


=  2240 

= 0,981

Lo = 2240 (Bảng 4.19, tài liệu [1])
Cu : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền. uđ 2,5 ; chọn Cu = 1,140
(Bảng 4.17, tài liệu [1])
Cz = 0,9 : hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai.
Chiều rộng pulley:
B = (z 1).t + 2e = (4 1) . 19 + 2 . 12,5 = 82 (mm)
Trong đó: t = 19 ; e = 12,5 theo đai B, tra bảng 4.21 tài liệu [1].

Đường kính ngồi pulleys:
da = d + 2ho với ho = 4,2 theo đai B tra bảng 4.21, tài liệu [1]
Đường kính pulley dẫn: da = d1 + 2ho = 180 + 2 . 4,2 = 188,4 (mm)
Đường kính pulley bị dẫn: da = d2 + 2ho = 450 + 2 . 4,2 = 458,4 (mm)
6. Lực tác dụng lên trục:

Lực căng ban đầu trên 1 đai:
Fo = + Fv

(tài liệu [1], 4.19)

= + 8,083 = 275,6932353 (N)
Trong đó:

10

Fv (N): lực căng do lực li tâm sinh ra.
Fv = qmv2

(tài liệu [1], 4.20)

= 0,178 . 6,7382 = 8,083 (N)


qm = 0,178 (kg/m) theo đai B, tra bảng 4.22, tài liệu [1].
Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2Fozsin(/2)

(tài liệu [1], 4.21)

= 2 . 275,692953 . 4 . sin(148,363743o / 2) = 2122,025822 (N)
III. Tổng hợp các thông số bộ truyền đai.

Bảng thơng số bộ truyền đai thang
Kí hiệu

Giá trị

Đơn vị

Cơng suất trên trục dẫn

P1

6,289582

(kW)

Tốc độ quay trục dẫn

n1

715

(vịng/phút)

Tỉ số truyền thực tế

u

2,551020408

Loại đai và tiết diện đai

B

Đường kính bánh đai nhỏ

d1

180

(mm)

Đường kính bánh đai lớn

d2

450

(mm)

Số đai

z

4

Khoảng cách trục

a

486,467163

(mm)

148,3637434o

(độ)

Thơng số

Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực căng ban đầu

Fo

275,6932353

(N)

Lực tác dụng lên trục

Fr

2122,025822

(N)

Phần 04: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I. Thông số đầu vào.
11
Công suất trên trục bánh răng
dẫn, P1 = 5,915346 kW

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n1 = 286 v/ph
Tỉ số truyển, u = ubr = 4


Momen xoắn trên trục bánh răng dẫn, T1 = 197522,9171 N.mm
Thời gian làm việc Lh = 18000 giờ
II. Trình tự tính tốn.
1. Vật liệu bánh răng:

Tùy theo u cầu cụ thể như tải trọng lớn hay nhỏ, khả năng công nghệ và thiết bị chế
tạo mà có thể chọn vật liệu nhóm I hoặc nhóm II, xem mục 6.1, tài liệu[1].
Vật liệu

Nhiệt luyện

BR dẫn
Thép C45 Tôi cải thiện
BR bị dẫn Thép C45 Tơi cải thiện

Độ cứng HB
241 ÷ 285
192 ÷ 240

Giới hạn bền
(MPa)

850 MPa
750 MPa

Giới hạn chảy
(MPa)
580 MPa
450 MPa

2. Xác định ứng suất cho phép:

Chọn độ cứng: H1 = 245 MPa ; H2 = 230 MPa
* Ứng suất tiếp xúc cho cho phép:
[σ H ] = σ Ho lim.

K HL
SH

(tài liệu [1], 6.1a)

Bánh dẫn:
[σ H1 ] = σ Ho lim1.

K HL
1
= 560.
SH
1,1 = 509,090 (MPa)

Bánh bị dẫn:
[σ H 2 ] = σ Ho lim2 .

K HL
1
= 530.
SH
1,1 = 481,818(MPa)

Trong đó:
SH = 1,1 : hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2, tài liệu [1].
(MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
= 2HB + 70

(Theo bảng 6.2, tài liệu [1])

Bánh dẫn:
= 2H1 + 70 = 2 . 245 +70 = 560 (MPa)
Bánh bị dẫn:
= 2HB2 + 70 = 2 . 230
12 + 70 = 530 (MPa)
KHL: hệ số tuổi thọ.


1/ m H

K HL

N 
=  HO 
 N HE 

K HL1 = 1

;

(tài liệu [1], 6.3)

K HL2 = 1

* Ứng suất tiếp xúc cho phép (Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng):
2
2
2
2
[σ H ] = 0,5.([σ H1 ] + [σ H 2 ]) = 0,5.( 509,090909 + 481,818181 ) =495,642

* Ứng suất tiếp xúc khi quá tải (Trong điều kiện nhiệt luyện thường hóa
cải thiện)

(MPa)
hoặc tơi

[σ H ]max = 2,8σ ch

Bánh dẫn: [σ H 1 ]max = 2,8σ ch1 = 2,8.580 = 1624 (MPa)
Bánh bị dẫn: [σ H 2 ]max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép:
[] = ( . KFC . KFL)/SF

(tài liệu [1], 6.2a)

Bánh dẫn:
[] = . KFC . KFL1/SF = 441 . 1 . 1 / 1,75 = 252 (MPa)
Bánh bị dẫn:
[] = KFCKFL2/SF = 414 . 1 . 1 / 1,75 = 236,571 (MPa)
Trong đó:
SF = 1,75 : hệ số an tồn khi tính về ứng suất uốn, tra bảng 6.2, tài liệu [1].
(MPa): ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
= 1,8HB
Bánh dẫn:
= 1,8H1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa)
Bánh bị dẫn:
= 1,8H2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)
KFC : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền
quay một chiều).
KFL : hệ số tuổi thọ.
KFL =

13

(tài liệu [1], 6.4)

KFL1 = 1 ; KFL2 = 1
* Ứng suất uốn cho phép khi quá tải ( HB ≤ 350) :


[σ F ]max = 0,8σ ch

Bánh dẫn:

[σ F1 ]max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464

Bánh bị dẫn:

(MPa)

[σ F2 ]max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360

(MPa)

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Khoảng cách trục:
aw = Ka(u + 1) .

(tài liệu [1], 6.15a)

= 43. (4 + 1) . = 188,136 (mm)
Chọn aw = 185 (mm)
Trong đó:
Ka = 43 (MPa1/3) : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại
răng. Tra bảng 6.5, tài liệu [1].
u = 4 : tỉ số truyền.
T1 = 197522,9171 (N.mm) : momen xoắn trên trục bánh chủ động.
[] =495,642 (MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép.
ψ ba = 0,315 : hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng trên
trục và độ cứng vật liệu H 1, H2. (Theo trang 95,“Thiết kế máy & Chi tiết máy”
Nguyễn Hữu Lộc)
ψ bd = 0,53ψ ba (u +1)

(tài liệu [1]. 6.16)

= 0,53 . 0,315 . ( 4 + 1) = 0,83475
K Hβ = 1,05

: hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành đai khi tính về
tiếp xúc. Tra bảng 6.7, tài liệu [1] với ψ bd = 0,83457, sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB
< 350
4. Xác định thông số ăn khớp, modun:

Modun:
m = (0,01 0,02)aw

(tài liệu [1], 6.17)

⇒ 1,85 ≤ m ≤ 3,70

Chọn m = 3 (mm)
5. Xác định số răng và góc nghiêng:
14
o
Chọn góc nghiêng răng β = 15

Số răng bánh dẫn:
z1 =

(tài liệu [1], 6.31)


= = 23,826
Chọn z1 = 24 (răng)

Số răng bánh bị dẫn:
z2 = uz1 = 4.23,862 = 95,305
Chọn z2 = 96 (răng)
zt = z1 + z2 = 24 + 96 =120
Tính lại góc nghiêng :
cos = mzt/(2aw)

(tài liệu [1], 6.32)

= 3 . 120 / (2 . 185) = 0,97297
=> = 13,351o

(thỏa)

6. Tính lại chính xác khoảng cách trục:

aw = = = 185 (mm)
Tỉ số truyền thực tế:
ut =

z2 96
=
=4
z1 24

Sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng:
u = = = 0% < 4%

(thỏa)

7. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiệng:

Đường kính chia:
d1 =

mz1
3.24
=
= 74,000( mm)
cos β 0,97297

d2 =

mz2
3.96
=
= 296( mm)
cos β 0,97297

Đường kính vịng đỉnh răng:
d a1 = d1 + 2m = 74 + 2.3 = 80(mm)
d a 2 = d 2 + 2m = 296 + 2.3 = 302(mm)

Đường kính vịng đáy răng:
d f 1 = d1 − 2,5m = 74 − 2,5.3 = 66,5(mm)
15

d f 2 = d 2 − 2,5m = 296 − 2,5.3 = 288,5(mm)
8. Xác định góc ăn khớp:

Góc ăn khớp:


 tan( 20o ) 
 tan α 
 = 20,554966o
 = arctan
α t = α tw = arctan
 cos β 
 0,97297 
9. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc :

= Z M .Z H .Zε

(tài liệu [1], 6.33)

= 274 . 1,72 . 0,775 . = 498,004 (MPa)
Trong đó:
ZM = 274 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng
6.5, tài liệu [1].
ZH = 1,72 : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. (Cấp chính xác cấp 8
β = 13,351o )
Zε = 1 / ε α = 1 / 1,667 = 0,775

Trong đó:
εβ =

bw sin β 58,275. sin(13,351o )
=
= 1,428 ≥ 1

mπ
3π


 1 1 

1 
 1
ε a = 1,88 − 3,2. +  cos β = 1,88 − 3,2. + .0,97297 = 1,667
 24 96 

 z1 z2 


= = 1,05 . 1,13 . 1,010 = 1,199
Trong đó:
= 1,05 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7, tài liệu [1].
= 1,13 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng,
đối với bánh răng nghiêng tra bảng 6.14, tài liệu [1].
v=

π .d w1.n1 π .74.286
=
= 1,108(m / s )
60000
60000

dw1 = 2aw/(u + 1) = 2 . 185 / (4 + 1) = 74 (mm)
dw2 = udw1 = 4 . 74 = 296 (mm)

16

KHv : hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp.
K Hv = 1 +

vH bw d w1
1,1.58,275.74
= 1+
= 1,010
2T1K Hβ K Hα
2.197522,9171 .1,05.1,13


vH = δ H g o v

aw
185
= 0,002.73.1,108.
= 1,1
u
4

= 0,002 : hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 tài liệu [1].
= 73 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2, tra bảng 6.16, tài
liệu [1].
bw =
Tính lại bw (

ψ ba

σH

bw = bw
10.

. aw = 0,315 . 185 = 58,275 (mm) : chiều rộng vành răng.
lớn hơn

[σ H ]

0,477%)

σH
498,004
= 80,275.
= 58,832(mm)
[σ H ]
495,64

Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Theo công thức (6.43) và (6.44) :
σ F1 =

2T1K F Yε Yβ YF 1 2.197522,9171.1,543.0,6.0,905.3,9
=
bwd w1m
58,275.74.3

σ F 1 = 98,792(MPa ) ≤ [σ F 1 ] = 252( MPa)

σF2 =

σ F 1.YF 2 98,792.3,6
=
= 91,193 ≤ [σ F 2 ] = 236,57( MPa )
YF 1
3,9

Trong đó:
= 1/ = 1/1,667 = 0,6 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
= 1 /140 = 1 13,351o/140 = 0,905 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng
tương đương zv1 và zv2, tra bảng 6.18, tài liệu [1].
zv1 = z1/cos3 = 24 / 0,972973 = 25,352
zv2 = z2/cos3 = 96 / 0,96753 = 101,408
= = 1,1 . 1,37 .1,024 = 1,543 : hệ số tải trọng khi tính về uốn.
Trong đó:

17

= 1,1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 , tài liệu [1].


= 1,37 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14, tài liệu [1].
KFv : hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
K Fv = 1 +

vF bwd w1

3,308.58,275.74
= 1+
= 1,024
2T1K Fβ K Fα
2.197522,9171.1,1.1,37

vF = δ F g o v aw / u = 0,006.73.1,108.

185
= 3,301
4

= 0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15, tài liệu
[1].
11.

Kiểm nghiệm răng về quá tải:
σ H max = σ H K qt = 497,954. 1 = 497,954( MPa) ≤ [σ H ]max = 1260( MPa )

σ F 1max1 = σ F 1K qt = 98,792.1 = 98,792( MPa) ≤ [σ F 1 ]max = 360( MPa)
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 91,193.1 = 91,193( MPa ) ≤ [σ F 1 ]max = 360( MPa)
12.

Lực tác dụng khi ăn khớp:
Lực vòng Ft1:
Ft1 =

2T1 2.197522,9171
=
= 5338,432( N ) = Ft 2

d w1
74

Lực hướng tâm Fr1:
Fr1 =

Ft1.tg α tw 5338,432. tan( 20,50984)
=
= 2057,403( N ) = Fr 2
cos β
0,97297

Lực dọc trục Fa:
Fa1 = Ft1.tg β = 5338,432.tg (13,351) = 1266,989( N )

18


III.

Tổng hợp các thông số bộ truyền bánh răng.
Thông số

Ký hiệu

Giá trị

Đơn vị

Công suất trục bánh răng dẫn

P1

5,915

(kW)

Tốc độ quay của trục dẫn

n1

286

(vịng/phút)

Mơ men xoắn trên trục dẫn

T1

197522

(Nmm)

Tỉ số truyền

ubr

4

Thời gian làm việc

Lh

18000

(giờ)

Khoảng cách trục

aw

185

(mm)

Mô đun pháp/ mô đun

mn

3

(mm)

Tỉ số truyền

ut

4

Chiều rộng vành răng

b

58,832

(mm)

13,351

(độ)

Góc nghiêng (BTRT khơng có)
Góc ăn khớp

atw

20,554966

(độ)

Số răng bánh nhỏ

z1

24

(răng)

Số răng bánh lớn

z2

96

(răng)

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ

dw1

74

(mm)

Đường kính vịng lăn bánh lớn

dw2

296

(mm)

Đường kính vịng đỉnh bánh nhỏ

da1

80

(mm)

Đường kính vịng đỉnh bánh lớn

da2

302

(mm)

Đường kính vịng đáy nhỏ

df1

66,5

(mm)

Đường kính vịng đáy lớn

df2

288,5

(mm)

H

498,004

(MPa)

Ft

5338,432

(N)

Fr

2057,403

(N)

Fa

1266,989

(N)

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng
Lực tác dụng khi ăn khớp
Lực vòng
Lực hướng tâm

19

Lực dọc trục (BTRT khơng có)


Phần 05: KHỚP NỐI TRỤC

20


Khớp nối gồm: nối trục, li hợp và li hợp tự động. Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì
vậy trong thiết kế thường dựa vào mơmen xoắn tính tốn T t được xác định theo công
thức sau đây để chọn kích thước khớp nối:
Tt = kT = 2.758725,0608 = 1517450,122( N .mm) = 1517,450122( N .m) ≤ [T ] 

Trong đó:
k = 2 : hệ số an tồn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, cho trong
bảng (5.1).
T = 758725,0608 (N.mm)
I. Nối trục đàn hồi.

Trong nối trục đàn hồi, hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi. Bộ phận
đàn hồi có thể là kim loại hoặc phi kim loại (cao su).
Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn
động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục (làm việc
như nối bù). Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, vì
vậy nó được dùng để truyền mơmen xoắn nhỏ và trung bình (đến 10000 N.m). Khi giá trị
mơmen xoắn lớn, thường dùng nối trục có bộ phận đàn hồi là kim loại (giảm kích
thước).
Nối trục vịng đàn hồi:
Nối trục vịng đàn hồi có cấu tạo tương tự như nối trục đĩa nhưng thay bulơng bằng
chốt có bọc vịng đàn hồi (hình 5.1), thơng thường có từ 4 đến 10 chốt.

21


Nối trục vịng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, do

đó được dùng rộng rãi.

22


Nối trục vịng đàn hồi có thể làm việc bình thường khi độ lệch tâm Δ r từ 0,2 ÷ 0,6 mm,
độ lệch góc đến 1o. Khi độ lệch góc >1o và độ lệch tâm vượt quá trị số cho phép thì vịng
đàn hồi mài mịn nhanh và gây nên tải trọng phụ Fr tác dụng lên trục và thường Fr = (0,2
÷ 0,3)Ft (Ft lực vịng tác dụng lên vịng đàn hồi). Kích thước của nối trục đàn hồi xem
bảng 5.2a và 5.2b.

23


Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
σd =
=

2kT
≤ [σ ]d
ZDo d cl3

(Công thức 5.2, tài liệu [1])

2.2.758725,0608
= 1,796224 ≤ 3
8.200.24.44

Điều kiện sức bền của chốt:
σu =

=

kTlo
≤ [σ ]u
0,1d c3 Do Z

(Công thức 5.3, tài liệu [8])

2.758725,0608.64
= 43,907700 ≤ 60
0,1.243.200.8

Trong đó:
Z = 8 ; dc = 24 ; l3 = 44 ; Do =200 ;
tài liệu [8].

lo = l1 +

l2
24
= 52 +
= 64
2
2
tra theo bảng 5.2 a, b

[σ ]d - ứng suất dập của vịng cao su, có thể [σ ]d = (2 ÷ 4) MPa
[σ ]u - ứng suất cho phép của chốt, [σ ]u = (60 ÷ 80) MPa
II. Phân tích lực tác dụng của khớp nối.

24


Lực vòng của khớp nối tác dụng lên trục gây nên mô men xoắn T được xác định:

25