Chiến lược kinh doanh của công ty cổ phần bia rượu – nước giải khát Sài Gòn ( Sabeco)

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
LỜI NÓI ĐẦU
Trong nhiều thế kỷ qua, từ thời lạc hậu cho đến hiện đại sự vận chuyển, xếp
dỡ là một công việc không thể thiếu và quan trọng trong nhiều lónh vực sản xuất
nhằm giảm nhẹ sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất lao động và an tòan. Qua
quá trình phát triển của khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có nhiều thiết bò nâng
chuyển. Các thiết bò này được chia làm hai nhóm chính: máy trục chủ yếu phục vụ
vận chuyển các vật nặng thể khối; máy chuyển liên tục chủ yếu phục vụ các quá
trình vận chuyển vật liệu vụn rời liên tục theo một tuyến không gian xác đònh.
Các lãnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc,
thiết bò nâng chuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiếât bò nâng gọn nhẹ
dễ sử dụng và đáp ứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc
và điều kiện làm việc cho phép.
Trong quá trình thực hiện đồ án môn học Truyền Động Cơ Khí, Nhóm chúng
em được giao nhiệm vụ thiết kế một cơ cấu nâng Nhằm cũng cố lại những kiến thức
đã học như: Cơ Học Máy, Chi Tiết Máy, Nguyên Lý Máy Cũng như đáp ứng được
nhu cầu trên.
Chúng em xin chân thành cám ơn thầy NGUYỄN HỮU LỘC , các quý thầy,
quý cô trong các bộ môn đã tận tình, hướng dẫn, giúp đỡ chúng em trong quá trình
thực hiện đồ án.
Nhóm thực hiện đồ án.
PHẠM SƠN VƯƠNG
PHAN QUANG TÚ.
LÊ HOÀNG GIANG.
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 1 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
PHẦN I
NHIỆM VỤ, MỤC ĐÍCH, YÊU CẦU,
ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT
* Nhiệm vụ: Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn.
* Mục đích thiết kế: Máy nâng được thiết kế có tải trọng nâng 2000kg ,

phục vụ công việc nâng các vật thể khối lượng nhỏ lên các nhà
cao tầng đang xây dựng, tãi trọng nâng gồm: vât liệu ở các
công trường xây dựng, các công việc xếp dỡ ngoài trời, nhằm
giảm nhẹ sức lao động của công nhân.
* Yêu cầu thiết kế:
+máy nâng có kích thướt nhỏ gọn ,phù hợp không gian làm việc
+ Đảm bảo sức bền .
+ Vận hành an toàn dể sử dụng , sữa chữa , bảo trì lắp ráp …
+ Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có
*Đặc tính kỹ thuật:
Đề tài yêu cầu thiết kế máy nâng (Tời đổi chiều), nâng tải trọng có
khối lượng là 2000 kg, không có yêu cầu đặt biệt nào về số liệu kỷ thuật.
Trong đồ án này , qua tham khảo nhiều tài liệu về máy nâng chuyển
và các tài liệu liên quan khác. Nhóm thực hiện đồ án nhất trí chọn thiết kế có các
chỉ tiêu kỹ thuật sau:
Tải trọng nâng2000 kg
Chiều cao nâng 12 m.
Vận tốc nâng 12.5(m/phút) .
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 2 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
PHẦN II
BẢNG PHÂN CÔNG CÔNG VIỆC
Nhiệmvụ Phụ
ïtrách
Tuần
Côngviệc 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
Chọn đồ án Nhóm X
Phân tích đồ
án
nhóm X

Phân tích
thiết kế
Nhóm X
Vạch kế
hoạch
Nhóm X
Phân công
nhiệm vụ
Vương X
Thamkhảo
tài liệu
Nhóm X
Nêu ý tưởng Nhóm X
Chọn
phươngán
Nhóm X
Báo cáo giữa
kỳ
Nhóm X
Tính toán Nhóm X X X
Bản vẽ lắp Tú X
Bản vẽ chi
tiết
Nhóm X
Viết thuyết
minh
Vương
Giang
X X X
PHẦN III

Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 3 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN
Máy nâng có thể phân loại như sau:
- Phân loại theo nguồn dẫn động:Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn động
bằng thuỷ lực
- Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu truyền động bằng đai ,cơ cấu truyền động
bằng xích.
*Vai trò, chức năng các bộ phận của cơ cấu:
Tời nâng gồm có : Động cơ điện, hộp giảm tốc, tang, cáp nâng, khớp nối
,phanh
Động cơ điện: có hai loại, đó là: động cơ điện một chiều và động cơ điện
xoay chiều.
Động cơ điện xoay chiều được sử dung rộng rải trong công nghiệp ,với
sức bền làm việc cao, mô men khởi động lớn. Bên cạnh đó ta có động cơ điện một
chiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi
làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, giá thành cao, khi lắp
đặt cần thêm bộ chỉnh lưu khá phức tạp. Trên những ưu khuyết điểm của hai lọai
động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều một chiều ta thấy được động cơ
điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều
nhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động
cơ này vẫn chấp nhận được.
Vậy ta chọn động cơ xoay chiều.
Hộp giảm tốc: Có ba loại, đó là: bộ truyền bánh răng trụ,bộ truyền bánh răng
nón và bộ truyền bánh vít - trục vít
Bộ truyền bánh răng trụ được sử dụng để truyền mô men từ các trục song
song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều
nhất, chúng được bố trí theo các sơ đồ sau:
+ sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các bánh răng
bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tãi trọng trên

chiều dài răng
+Sơ đồ phân đôi:công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm. Với kết
cấu này, cấp chậm chòu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với vành răng khá lớn, nhờ
vò trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp phục được sự phân bố không đều tãi
trọng
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 4 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+Sơ đồ đồng trục: loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ra
trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc và nhiều khi giúp
cho việc bố trí cơ câùu gọn hơn
Bộ truyền bánh răng nón được dùng để truyenà mô men và chuyễn động
giữa các trục giao nhau, nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp
Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn động
giữa các trục chéo nhau, nhưng chế tạo ren trục vít khá phức tạp
Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn , để
phù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo.
Tang: Gồm có hai loại, đó là: tang đơn và tang kép
+ Tang đơn: quấn được nhiều lớp cáp nhưng lúc làm việc tải trọng
sẽ bò lắc
+ Tang kép: quấn được một lớp cáp nhưng khi làm việc tãi trọng sẽ
không bò lắc, nâng hạ theo đường thẳng
Vậy ta chọn tang kép được chế tạo bằng gang xám GX 15-32
Cáp nâng: lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của dây cáp.
Do đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chòu lực căng dây lớn.
Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo.
Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu , ta chọn lọai cáp
bện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo, đồng thời
trong cơ cấu nâng thì một đầu cáp được giữ cố đònh nên cáp không bò xoắn hay tở.
Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để nối giữa
truc vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ưu điễm hơn các loại khác là

chòu được sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp nối xích con lăn để nối
giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì có tính kinh tế hơn các loại khớp
khác và để truyền mô men xoắn lớn hơn
Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thường đóng, vì
loại này được đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ.
Từ sự phân tích nêu trên ta có các phương án sau:
* Các phương án:

Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 5 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+ phương án I:
Sơ đồ động:
Chú thích:
6
5
3
4
8
9
1
2
1. Khớp nối vòng đàn hồi
2. Phanh điện từ
3. B ánh răngtru răng thẳngïI
4. Bánhrăngtrụ răng thẳngII:
5. Bánh răng trụrăng thẳngIII
6. Bánh răng trụ răng thẳngVI
7. Khớp nối xích con lăn
8. Tang
9. Động cơ điện

+Nguyên tắc hoạt động:
Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp
giảm tốc, nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng thẳng mà công suất được
truyền qua khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc.
+Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo hành.
+Nhược điễm: chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão chòu sự phân
bố không đều của tãi trọng.

+ phương án II:
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 6 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Sơ đồ động:
Chú thích:
3
6
5
4
1
2

1 Tang
2: Trục vít
3:Bánh vít
4:Khớp nối vòng đàn hồi
5:Phanh điện từ
6:Động cơ
7:Khớp nối xích con lăn
+Nguyên tắc hoạt động:
Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp
giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn khớp của bánh vít và trục vít truyền đến khớp

nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc.
+Ưu điễm: Truyền được công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng tốt
+Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ cứng tốt
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 7 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+ phương án III:
Sơ đồ động:
Chú thích:
1
2
3
4
8
9

1:Động cơ điện
2:Phanh điện từ
3:Khớp nối vòng đàn hồi
4:Bánh răng côn I
5:Bánh răng côn II
6:Bánh răng côn III
7:Bánh răng côn IIII
8: Khớp nối xích con lăn
9: tang
+Nguyên tắc hoạt động:
Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp
giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các bánh răng côn truyền mô men đến
khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc.
+ Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu
+ Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính xác

* Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ
nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế
Vậy ta chọn phương án I.
Số liệu ban đầu:
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 8 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Tải trọng: Q
O
=2000kg =20000 (N).
Bộ phận mang: Q
m
= 500kg = 5000(N.)
Chiều cao nâng: H = 12( m).
Vận tốc nâng: v
n
= 12.5 (m/phut)
Chế độ làm việc trung bình.

PHẦN IV
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 9 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I .Chọn tang, khớp nối, động cơ điện:

1) Hiệu suất của palăng
η
p
=
max

S
S
o
=
max
Sam
Q

Với Q
0
= Q +Q
m

m=2 :số nhánh dây quấn lên tang
Q
0
: tải trọng nâng Q
0
= 25000 N.
λ : hiệu suất ròng rọc: λ = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn
bôi trơn tốt). a =2: Bội suất palăng.
t = 0 : Số ròng rọc đổi hướng.
Với : S
max
=
ta
m
Q
λλ
λ

)1(
)1(
−
−
=6313 (N).
⇒ η
p
= = 0,99
2) Cáp nâng:
Kích thước cáp được chọn dựa vào lực kéo đứt (S
đ
)
S
đ
= S
max
. K =6313*5.5 = 34721 (N)
Với : K =5 : hệ số an toàn bền.
Lực căng lớn nhất trong dây cáp: S
max
Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (ΓOCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép
là σ
b
= 1600 N/mmm
2
.
3) Tang:
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 10 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+ Đường kính tang:

D
t
≥ d
c
(e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm)
D
t
: đường kính tang đến đáy rãnh cắt (mm).
D
c
: đường kính dây cáp quấn lên tang (mm).
e: hệ số thực nghiệm .
⇒ D
t
=D
r
=250 mm
+ Chiều dài tang
Chiều dài: chiều dài toàn bộ tang được xác đònh theo công thức
L
’
=L'o

+2L
1
+2L
2
+L
3

Với: L
1
: chiều dài thanh tang
L
2
: chiều dài phần chừa ra để quấn cáp
L2 L2
L1 L1
L'o L'o
L3
Hình biểu diễn
L
3
: Chiều dài phần phân cách giữa hai bên.
+ Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 11 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
l = H.a = 12*2 =24 (m)
H = 12, chiều cao nâng danh nghóa
a =2, bội suất palăng
+ Số vòng cáp quấn lên một nhánh:
Z =
)(
c
d
t
D
l
+
π

+ Z
o
= 29.6 (vòng)
Với Z
o
=2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc.
+ Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm).
Với: t ≥ 1.1, ta có d
c
= 1.1*8. =8.8 (mm)
⇒ Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm)
+ L
2
=73.6 (mm)
+ 2L
1
=3*t 3*8.8 =26.4(mm)
+ L
3
=L
4
–2*hmin

tgα =150-260*0.07 = 66
với tgα = tg(4
o
) =0.07
h
min
= 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và

tang
Vậy ⇒ L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm)
+ Kiểm tra sức bền tang theo công thức:
σ
n
=
t
SK
.
max

δ
ϕ
≤ [σ
n
]
Với :
+ Bề dày tang δ =0.02 D
t
+ (6… 10) = 15(mm).
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 12 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+ t = 8.8 : bước cáp
+ ϕ: hệ số giản ứng suất ϕ = 1.08 : đối với tang bằng gang.
+ K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang.
+ [σ
n
] = 565 N/mm
2
vơí vật liệu đúc tang là gang.

+ Tang bằng gang có σ
bn
= 565 N/mm
2
⇒ [σ
n
] =
5
565
= 113 N/mm
2
σ
n
= 51.6N/mm
2
⇒ σ
n
≤ [σ
n
] Vậy đủ bền.
4) Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi :
a)
Khi mở máy: M
max
=2.2 M
dn
Với : + M
dn
=
960

9550
+ M
max
=
960
7*9550*2.2
= 153 (Nm).
b)
Để an toàn khi nâng vật :
Thì : M
max’
= M
max
*K
1
*K
2
Với K
1
= 1.3 ( hệ số an toàn)
K
2
= 1.2 ( hệ số an toàn)
⇒ M
max
=153*1.3*1.2 =238 (Nm).
Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn. Với số liệu sau
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 13 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Điều kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi:

σ
d
=
23
max
2
LDZD
KM
o
{σ
d
} = (2 4) MPA
Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc
⇒ σ
d
= 0.53 (MPA) {σ
d
}. vậy đủ bền
c)
Điều kiện làm việc của chốt:
Theo công thức: σ
u
=
ZD
LKM
o
3
3
max
1.0

 {σ
u
} = 60 80 (MPA).
Với : + K
1
= 1.2
l
o
=
2
21
LL +
=
75
2
6664
=
+

với L
2
= 2 *L
6
= 66
L
1
= L
2
–B = 66-2 = 64
⇒ Vậy σ

u
= 18  {σ
u
} Vậy đủ bền
5) Khớp xích con lăn:
a) Mômen do vật gây ra trên tang
M
t
=
)(754.1826
2
*2
max
Nm
DS
o
=
Với : + S
max
= 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật
+ D
o
= D
t
+D
c
= 250 + 8 = 258 (mm).
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 14 -
M(nm) d D L D
0

B d
c
l
6
M D
3
L
8
GD
2
n
max
240 24 140 165 100 2 14 33 27 28 0.55 4000
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
b) để an toàn khi nâng vật:
M
t
’= M
t
*K
1
*K
2
= 2539 (Nm).
Với + K
1
=1.3, K
1
, là hệ số an toàn
+ K

2
= 1.2, K
2
, là hệ số an toàn
Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau:
M n
max
d L D khe
hở
lắp
nghé
p c
d
c
khoản
g cáhc
giữa
hai má
t Z Q(KN
)
GD
2
300
0
700 9
0
27
0
28
0

2 5
2
31 50.
8
1
2
160 8.9
c) Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn
S =
Ft
Q
)5.1 2.1(
≥ {S}
Q: tải trọng phá hỏng
F
t
: lực vòng
+ Ft =
=
03
'
**2
Dn
Mk
t
)(5173
3.196
2539000*2.0*2
N=
+ D

o
=
z
t
/180sin((
=196.3(mm) .
+ k=0.2
+ M
t
’ = 2539 (Nm)
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 15 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+ {S} = 7, hệ số an toàn
+ n
3
= 30.88 (vong /phut)
⇒ S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền.
6) Chọn động cơ điện:
+ Công thức tónh khi nâng vật :
N
lv
=
.1000.60
.
0
n
vQ
=
.1000.60
5.12*2500

= 5.2(KW)
+ Công suất tương đương:
N
td
=
)2.0(*)*3.0()2.0(*)5.0*()6.0(*
222
tNtNtN
lvlvlv
++
=
018.005.06.0 ++
lv
N
= 4.25 (KW)
+ Hiệu suất của bộ truyền :
+η = η
p
. η
t
. η
0l
4
.η
K
.ηη
mscn
.η
mscc
=0.776

Với: + η
p
= 0.99 : hiệu suất palăng
+ η
t
= 0.96 : hiệu suất tang
+ η
0l
= 0.99 : hiệu suất ổ lăn
+ η
k
= 0.99 :hiệu suất khớp
+ η
mscn
= 0.96:hiệu suất bộ truyền cấp nhanh
+ η
mscc
= 0.98 :hiệu suất bộ truyền cấp chậm
+ Công suất cần thiết trên trục động cơ:
N
ct
=
776.0
25.4
= 5.48 (kw)
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 16 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3
+ Công suất: p = 5.5 ( KW)
+ Tốc độ danh nghóa: n = 960 (vòng/ phút)

+ Hệ số quá tải :
min
max
M
M
=2.2
II. Phân phối Tỷ số truyền chung:
a) Tỷ số truyền chung
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang:
i
0
=
t
n
n
đc
= 960/30.8 = 31.1
Với: n
t
là

Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước
n
t
=
)(
.
c
d
t

D
a
n
v
+
π
= 30.8 (vòng/phút)
Theo ( 3.12)-[1], ta có: u
b r 1
= 0.7332 u
0.6438
= 6.7
⇒ Tỷ số truyền cấp thứ hai là : u
b r 2
= 31.1/6.7 = 4.64
Vậy: + Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u
1
=6.7.
+ Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u
2
=4.46
+ Tỷ số truyền chung la : u
o
= 31.1.
b) Số vòng quay trên mỗi trục:
+ n
I
= n
D C
= 960 (vòng / phút).

+ n
II
= n
I
/ u
1
= 143.28 (vòng / phút).
+ n
III
= n
2
/u
2
= 30.88 (vòng / phút).
Từ đó ta có :
BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 17 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Trục
Thông số
I II III
Số vòng quay
(vòng/phút)
960 143.8 30.88
Tỉ số truyền 6.7 4.64
Công suất trên
trục(KW)
4.98 4.65 4.42
Mô men xoắn
T(Nmm)

48645 309935 1366936
PHẦN V
TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 18 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
I) Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1].
+ Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB
1
= 241 285 có
δ
b1
= 850 Mpa; δ
ch1
= 850 Mpa.
+ Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB
2
= 192…240 có
2b
δ
= 730 Mpa;
2ch
δ
= 430 Mpa
II) Ứùng suất cho phép :
a). ứng suất tiếp xúc cho phép
HB = 180 350.
0
limH
δ

= 2 HB + 70 ; S
z
= 1.1 : hệ số an toàn
δ
Flim
= 1.8HB ; S
F
= 1.75 :hệ số an toàn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB
1
= 245
Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB
2
= 230
khi đó :
δ
H lim1
= 2HB
1
+70 =560 MPA
δ
Flim1
= 1.8HB
2
=441 MPA
δ
H lìm2
= 414 MPA
δ
Flim2

=470 MPA
+ Hệ số tuổi thọ
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
Với HB ≤ 350 ⇒ m
H
= 6 (m
H
:

bậc của đường cong mỏi).
+ N
HO
: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
= 30
4,2
HB
= 30* 230
2.4
=

1.4 10
7
+ Thời gian làm việc tính bằng giờ
T
Σ
=21*365*A**K
n
*K
ng
Trong đó A = 10 năm
K
n
= 0.5 : hệ số tuổi thọ
K
ng
= 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày
⇒ T
Σ
= 29346 (giờ)
+ Theo (6-7)-[1], ta có :
N
HE
=60*c*Σ(T
i
/T
max
)
3
*n
i

*t
i
C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp
n
i
: Vận tốc làm việc của trục thứ i
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 19 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
t
i
: Thời gian làm việc trong một chu kỳ
T
i
: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ
T
max
: Mômen lớn nhất trong một chu kỳ
Vậy:
N
HE
= 60*1*143.28*29346(1
2
*0.6+0.5
3
*0.2
+0.3
3
*0.2)
=15.9 10
7

+ N
HE1
> N
HO1
⇒ ta chọn N
HE 1
=1
Tương tự ta có: + N
HE2
>N
HO2
⇒ K
HL2
= 1
Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác đòng sơ bộ
{δ
H
} = δ
Hlim
.K
HL
/S
H
+{δ
H1
} = 560/1.1 = 509 (Mpa)
+ {δ
H2
} = 470/1.1 = 445 (MPa)
Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho

phép là: {δ
H
} = min({δ
H1
} ; {δ
H2
}) = 445 MPa
b) Ứng suất uốn khi quá tải
δ
f
=δ
Flim
.K
HL
.K
FC
/S
F
Theo (6-7)-[1], ta có:
N
FE
= 60 . C .
F
m
i
T
T
∑









max
.n
i
. t
i
Trong đó: n
i
: Vận tốc làm việc của trục thứ i
t
i
: Thời gian làm việc trong một chu kỳ
T
i
: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ
T
max
: Mômen lớn nhất trong một chu ky
m
F
= 6
⇒ N
FÉ1
= 60*1*29346*143.28(1
6

*0.6+0.5
6
*0.2+0.3
6
*0.2) =15.9 10
7
với N
FE1
> N
Feo
; ta chọn K
FL1
= 1
Tương tự ta có : N
FE2
> N
FEo
ta chọn K
FL2
= 1
Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn K
FC
= 0.8
Vậy với các số liệu như trên ta tính được :
{δ
F1
} = 201.6 MPa
{δ
F2
} = 189.1 MPa

c) Ứng suất uốn khi quá tải

[ ]
maxH
δ
= 2,8 .
2ch
δ
= 2,8 . 450 = 1260 Mpa
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 20 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc

[ ]
1maxF
δ
= 0,8 .
1ch
δ
= 0,8 . 580 = 464 Mpa

[ ]
2maxF
δ
= 0,8 .
2ch
δ
= 0,8 . 450 = 360 Mpa
III) xác đònh những thông số cơ bản của bộ truyền
1) Tính toán bộ tryền bánh răng cấp nhanh
a) Khoảng cách trục:

a
w
= k*a*(u
1
+1)
3
[ ]
baH
H
u
KT
ψδ
β
.
2
1

+ K
a
= 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng
thẳng (thép – thép).
+ T
1
= 48645 N.mm
+ [δ
H
] = 481,81 Mpa
+ Tỉ số truyền u = 6.7
+
ba

ψ
= 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1].
+ K
H
β
:hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
bd
ψ
= 0,5.
ba
ψ
(u+1) = 1.223
với
bd
ψ
= 1.223 ⇒ tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5 ⇒ K
H
β

= 1,2
a
w
= 49.5*(6.7+1)


3
2
3.0*7.6445
2.1*48645
= 201 (mm)

b.) Xác đònh cáa thông số ăn khớp:
Mô đun m = (0,01…0,12)a
w
= 2.01…4.02
chọn m = 3
Số răng Z
1
=
)1(
.2
+um
a
w
=
4.17
6.7*3
201*2
=
⇒ chọn Z
1
= 17
Z
2
= u.Z
1
= 6.7*17 = 113.9
⇒ chọn Z
2
=114
∗ Tính lại khoảng cách trục:

a
w
=
2
)(
21
ZZm +
=
)(5.196
2
)17114(*3
mm=
+
∗ Xác đònh hệ số dòch chỉnh :
y =
0(5.0
)21
=+− ZZ
m
a
w
Vậy đây là cặp bánh răng không dòch chỉnh ⇒ K
y
= 0, x
t
=0
+ Góc ăn khớp
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 21 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
cos

tw
α
=
w
a
ZZ
.2
21
+
m.cos
tw
α
⇒ cos
tw
α
= 0.93969;
tw
α
=20
0
+ Tính lại tỷ số truyền thực:
u
1
= 114/17 =6.7
c) kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc
ng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp xúc
theo (6-33)-[1]

H
δ

= Z
M
Z
H
Z
ε
1
2
1

)1( 2
w
w
H
dUb
uKT +

≤

[ ]
H
δ
Với :
Z
M
= 274 MPa
1/ 3
(bánh răng thẳng vật liệu thép_thép)
Z
M

: hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
α
β
2sin
cos.2
=
5,50sin
2
= 1.763
Z
ε
: hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng
β
=0

α
ε
=[1,88-3,2
)
14
1
17
1
( +
cos
β
α

] = 1.66
⇒ Z
ε
=
766.0
66.1
11
==
α
ε
Đường kính vòng lăn bánh răng :
d
w1
=
1
2
+u
a
w
=
)(51
167.6
5.196*2
mm=
+
Bề rộng răng:
b
w
=
ba

ϕ
x a
w
= 58.95
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H
= K
β
H
xK
α
H
K
HV
Với
K
H
α

= 1 (bánh răng thẳng)
K
H
β

=1.2
V =
60000

14.3
11
xnxd
w
= 2.56 ( m/s)
Với:
n
1
= 960
d
w1
= 51 ( mm )
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 22 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8
+ Tra bảng( 6.16)-[1]
⇒
g
o
= 56
+ Tra bảng (6.15)-[1] với HB
≤
350
⇒
H
δ
= 0.006

H
γ

=
H
δ
.g
o
.v.
u
a
w
= 0,006.56.2.56
7.6
5.196
= 4
K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
HV
= 1+
αβ
γ
HH
wwH
xKxKxT
xdxb
1
1
2
= 1+
11.1

09.1*2.1*48645*2
51*95.58*66.4
=

⇒
K = 1.2*1.09*1.11 =1.45
H
δ
=Z
M
xZ
H
xZ
ε
1
2
1
)1(2
w
w
H
xuxdb
uxKxT +
= 274.1,0.776
2
51*7.6*3.0*5.196
45.1*)17.6(*48645*2 +

= 386 (MPa)

⇒

H
δ
= 381 Mpa
Nhận xét: Vì chênh lệch δ
H
và S
H
quá lớn nên ta giảm chiều rộng
của bánh răng xuống : b
w
=φ
ba
. a
w
.
2
)
}{
(
H
H
δ
δ
=0.3*196.5*
2
)
445
386

(
=44.35 (mm)
Ta chọn chiều rộng của bánh răng là b
w
=45(mm)
d) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng
không vượt quá một giới hạn cho phép

1F
δ
=
xmxdb
xYxYxYxKT
ww
FF
1
11
.2
βε
≤

[ ]
1F
δ

2F
δ
=
1

21
F
FF
Y
xY
δ
≤

[ ]
2F
δ

Trong đó:
+ Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

+ Y
ε

=
α
ε
1
= (1/1.66) = 0.6
+ Y
F1,
Y
F2
: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

+ Z
V1
= Z
1
= 17 ; Z
V2
= Z
2
= 114 và hệ số dòch chỉnh x
Tra bảng (6.18)-[1]
⇒
Y
F1
= 4.22 và Y
F2
= 2.
Y
β
=1 bánh răng thẳng
Y
r
=1 bánh răng phay
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 23 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
+ K
F
= K
β
F
xK

α
F
xK
FV
với
bd
ψ
=0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5
⇒
k
F B
= 1.41
Tra bảng(6.15)-[1], δ
F
= 0.016
Tra bảng(6.16)-[1] , g
o
=56

u
a
xvxxg
w
FF 0
δγ
=⇒
= 0,016.56.2.56
7.6
5.196
=12.

αβ
γ
FF
wwF
FV
xKxKxT
xdxb
K
1
1
2
1+=⇒
=1+
27.1*41.1*48645*2
51*45*42.12
=1.164
Vậy
⇒
K
F
= 1.164*1.41*1.27 = 2.08

xmxdb
xYxYxYxKxT
ww
FF
F
1
11

1
2
βε
δ
=
=
3*51*45
26.4*1*6.0*084.2*48645*2
=75.25(Mpa)

1
21
2
F
FF
F
Y
xY
δ
δ
=
=
6.63
26.4
27.75*6.3
=
(Mpa)

1F
δ

⇒
<
[ ]
1F
δ
= 201.6 (Mpa) va ø δ
F 2
< {δ
F
}
2
= 189.1 (Mpa)
Trong đó : {δ
F
}
1
= {δ
F1
}*Y
r
*Y
s
* K
xF
= 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa)
{δ
F
}
2
= {δ

F2
}*Y
r
*Y
s
* K
xF
= 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa)
Với :
K
xF
= 1 ( do d
a
<400 mm).
Y
r
= 1 bánh răng phay
Y
s
= 1.08 – 0.06*ln3 = 1
{δ
F1
} = 201.6 (MPa) : ứng suất uôùn cho phép
{δ
F2
} = 189.1 (MPa ) : ứng suất uôùn cho phep
Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn
e) Kiểm ngiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải K
qt

=2.2
Với:
+ δ
H1 max
= δ
H1
qt
K

= 441.4*
2.2
= 654.7 (MPa)
+ δ
F1 max
= δ
F
*K
qt
= 156.7 (MPa)
và δ
H1 max
<{δ
H
}
max
= 2.8.δ
ch 1
= 1260 (MPa)
δ
F1 max

<{ δ
F
}
max
= 0.8.δ
ch
= 464 (MPA )
Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải
f) Các thông số của bộ truyền cấp nhanh
Khoảng cách trục a
w
= 196.5 mm
Mô đun m=3
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 24 -
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ Khí GVHD:TS Nguyễn Hữu Lộc
Chiều rộng vành răng b
w
=45 mm
Tỉ số truyền u=6.7
Số răng bánh răng Z
1
= 17 ,Z
2
=114
Hệ số dòch chỉnh x=0
Đường kính vòng chia d
1
=m.Z
1
= 51 mm ; d

2
=m.Z
2
= 342 mm
Đường kính đỉnh răng d
a 1
=d
1
+2.m= 57 mm ;
d
a 2
=d
2
+2.m= 348 mm
Đường kính đáy răng d
f 1
=d
1_
-2.5xm= 43.5 mm
d
f 2
=d
2
-2.5xm= 334.5 mm
2) Tính toán bộ truyền bánh răng chậm:
Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[
h
δ

]’=
2
1
( [
h
δ
]
1
+ [
h
δ
]
2
) =
2
1
( 509.091 + 481.818 )
=495.45(Mpa)
b) Ứng suất uốn cho phép :
[
F
δ
]
1
= 252 (Mpa )
[
F
δ
]
2

=236.572 (Mpa )
c) Ứng suất cho phép khi quá tải :
[
H
δ
]
max
= 1260 (Mpa )
[
F
δ
]
max1
= 464 (Mpa )
[
F
δ
]
max 2
=360 (Mpa )
d) Xác đònh những thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục
a
w
= k
a
( u + 1) x
[ ]
3
2

1
baH
H
xUx
xKT
ψδ
β
Với
k
a
= 49.5 ( vật liệu làm bánh răng thép –thép , răng thẳng )
T
2
= 309935 (Nmm )
{δ
H
} = 445 MPa

ba
ψ
= 0.4 (vò trí bánh răng không đối xứng )

bd
ψ
= 0.5 x
ba
ψ
( u + 1 ) = 0.5 x0.4 (4.64 +1 ) = 1.092

⇒

k
H
β
= 1.07( tra bảng (6.7)-[1], sơ đồ b với
bd
ψ
= 1.092 )
Đề tài :Thiết kế Tời đổi chiều trang - 25 -