Đề tài thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 1 .

BỘ CÔNG THƯƠNG.
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM.

KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
o0o




ĐỒ ÁN MÔN HỌC:

Tháng 10 năm 2008
Giáo viên hướng dẫn: ???

Sinh viên thực hiện:

1. NGUYỄN VĂN CHIẾN (0605266)
2. NGUYỄN VĂN CHIẾN
3. KJ
4. LI ?
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 2 .

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 3 .

CHƯƠNG 1
TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI

Khi ta thiết kế hệ thống dẫn động băng tải phải đảm bảo yêu cầu công suất trên
trục là 9 kw số vòng quay trên trục thùng trộn là 63 vòng/phút, thời gian phục vụ
là 5 năm, quay một chiều, làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm
việc 300 ngày, mộ
t ca 8 giờ).


1. Công suất trên trục động cơ P =9 kW
2. Số vòng quay trên trục thùng trộn 63 vòng/phút
3. Thời gian phục vụ 5 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300
ngày , một ca 8 giờ).

Chế độ tải trọng cho như hình sau:



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 4 .

Các số liệu ban đầu:

























1. Động cơ điện

2. Khớp nối
3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền xích
5. Băng tải

Nhiệm vụ đề tài:

1. Lập sơ đồ động để tính toán thiết kế
2. Lập bảng thuyết minh tính toán
3. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc


¾ T
1
= T
¾ T
2
= 0,9T
¾ t
1
= 1
¾ t
2
= 45
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 5 .

Để thỏa mãn yêu cầu trên ta sử dụng hộp giảm tốc đồng trục làm giảm vận tốc từ
động cơ vào trục thùng trộn. Hộp giảm tốc này có đặc điểm là đường tâm của
trục và và trục ra là trùng nhau. Do đó có thể giảm bớt chiều dài hộp giảm tốc,
giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn gàng. Tuy nhiên khi sử dụng hộp giảm tốc đồng
tr
ục ta nên chú ý đến một số khuyết điểm của nó:


9 Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp
chậm lớn hơn cấp nhanh trong khi khoảng cách của hai trục bằng nhau.
9 Phải bố trí các ổ của các trục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức
tạp kết cấu gối đỡ và gây khó khăn cho việc bôi trơn các ổ này.
9
Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo
trục đủ bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục.

CHƯƠNG 2
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
2.1 Chọn động cơ điện
2.1.1 Ý nghĩa của việc chọn động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫ
n động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là
giai đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng
hộp giảm tốc và động cơ biệt lập, việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất
nhiều đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài
hộp. Do đó việc chọn động cơ có ý ngh

ĩa kinh tế và kỹ thuật lớn. Nếu chọn đúng
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 6 .

động cơ thì động cơ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu truyền động của
máy, phù hợp với môi trường bên ngoài, vận hành được an toàn và ổn định. Nếu
chọn công suất động cơ nhỏ hơn công suất phụ tải yêu cầu thì động cơ luôn làm
việc quá tải, nhiệt độ tăng quá nhiệt độ phát nóng cho phép. Động cơ chóng
hỏng. Nhưng nếu chọn công suất động cơ quá lớ
n thì sẽ làm tăng vốn đầu tư,
khuôn khổ cồng kềnh, động cơ luôn làm việc non tải, hiệu suất động cơ sẽ thấp.
khi chọn động cơ điện sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thỏa mãn ba điều kiện:
+ Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép
+ Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn
+ Có mômen mở máy
đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ
tải khi mới khởi động.
2.1.2 Chọn loại và kiểu động cơ
Hiện nay trong công nghiệp thường sử dụng hai loại động cơ đó là:
+ Động cơ một chiều
+ Động cơ xoay chiều
Thông thường động cơ xoay chiều thường được sử dụng rộng rãi trong công
nghiệp vì có sức bền làm việc cao, moment khở
i động lớn. Bên cạnh đó động cơ
một chiều có thể điều chỉnh êm tốc độ trong phạm vi rộng, động cơ bảo đảm
khởi động êm, hãm và đổi chiều dễ dàng. Nhưng giá thành đắt, khối lượng sữa

chữa lớn và mau hỏng hơn động cơ xoay chiều và phải tăng thêm vốn đầu tư để
đặt các thiết bị chỉnh lưu.
T
ừ những ưu điểm trên ta chọn động cơ điện xoay chiều
2.2 Tính toán và phân phối tỷ số truyền
2.2.1 Chọn động cơ điện
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 7 .

Nếu gọi
td
P là công suất trên trục ( tải trọng tương đương mà máy phải làm
việc khi quay),
Là trường hợp tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:


)(28.8
847.09
4511
45.9.011.1
99
22
2
1
2
2

1
2
2
2
kw
t
t
T
T
=
=
+
+
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
∑
∑




η
là công suất chung(Hiệu suất chung η của hệ thống), N
ct
là công suất cần thiế,

Ta có:

td
ct
P
P
η
=

[2.1]
Hiệu suất chung η của hệ thống:

24
12 3 4
η
ηη η η
=

1
η
= 0.97- hiệu suất bộ truyền xích
2
η
= 0.98- hiệu suất bộ truyền bánh răng
3
η
= 0.99- hiệu suất của một cặp ổ lăn
4
η
= 0.98- hiệu suất của khớp nối đàn hồi

thay vào ta có


()()
877,098,0.99,0.98,0.97,0
42
==
η


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 8 .


Suy ra hiệu suất chung η của hệ thống:


8777,0=
η



)(44,9
877,0
28,8
kw

P
P
td
ct
===
η


Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống:
• Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
Tra vào BảNG2.4 trang 21( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tác
giả TRịNH CHấT –LÊ VĂN UYểN).
Theo bảng ta nên chọn tỉ số truyền
như sau:
o Đai thẳng: 2
=
xich
U
o Hộp giảm tốc hai cấp:
10
=
hop
U


Nên tỉ số truỵền sơ bộ của hệ thống là:


202.10.
=

=
=
hopxixhsb
UUU

Vận tốc sơ bộ của động cơ là:

)/(126063.30. phutvongnUV
sbsb
===


Î Với số liệu ta tính được


)(44,9 kwP
ct
=


)/(1260 phutvongV
sb
=

Ta tiến hành chọn động cơ
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 9 .

Cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn )(44,9 kwP
ct
= .Trong
tiêu chuẩn có nhiều loại động cơ điện thõa mãn điều kiện này.
Tra vào
BảNG P1.3 trang 236 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tác giả
TRịNH CHấT –LÊ VĂN UYểN)


nên ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha mang số hiệu 4A132M2Y3
có các thông số kỹ thuật sau:

o Công suất:
)(0,11 kwP
ct
=
o Vận tốc:

)/(2907 phutvongV
sb
=


Chọn sơ bộ loại động cơ công suất định mức
)(0,11 kwP
ct
=
, có số vòng quay
là

(
)
sb
V 2907 v ng / ph t . òú=
Nếu chọn động cơ điện có số vòng quay lớn
Ví dụ:
ta chọn 4A160S2Y3

o Công suất:

15,0( )
ct
Pkw=
o Vận tốc:

2930( / )
sb
V vong phut=

thì tỷ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc tăng khuôn khổ, kích thước của
máy và giá thành của thiết bị cũng tăng theo (trừ động cơ điện). Nhưng động cơ
có số vòng quay lớn thì giá thành hạ hơn và ngược lại. Nếu chọn số vòng quay
thấp thì tỷ số truyền động chung nhỏ do đó khuôn khổ của máy giảm và giá
thành hạ. Vì vậy cần tiế
n hành tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng
quay sao cho giá thành của hệ thống dẫn động băng tải là nhỏ nhất. Đây là một
việc làm rất cần thiết trong đời sống kinh tế hiện nay.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3

GVHD: Trang 10 .

Vậy ta chọn được: động cơ không đồng bộ 3 pha mang số hiệu 4A132M2Y3
)(0,11 kwP
ct
=

(
)
sb
V 2907 v ng / ph t . òú=




Đang làm tới đây:







Ở đây ta chọn động cơ A02-42-4 công suất động cơ P
dc
= 5,5kw, có số vòng
quay là n

dc
= 1450vg/ph.


2.2.2 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền động chung
1450
27,88
52
n
dc
iiii
x
nh ch
n
t
====
[2.2]
Trong đó n
dc
số vòng quay của động cơ
n
t
=52 số vòng quay của thùng trộn
i
nh
tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp nhanh
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3

GVHD: Trang 11 .


i
ch
tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng cấp chậm

i
x
tỷ số truyền của bộ truyền xích
Ta chọn
i
x
= 4 theo bảng 3.2 [1]
27,88
6,97
4
i
uii
nh ch
i
x
⇒= = = =
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng
phương pháp ngâm dầu ta lấy:
2,64ii u
nh ch
===

Thử lại số vòng quay của trục thùng trộn:
1450
52 /
2,64.2,64.4
nvgph==
đúng với
yêu cầu đặt ra.
2.3 Kiểm tra điều kiện mở máy và quá tải của động cơ đã chọn
- Mômen định mức của động cơ
5,5
dmdc
9550 9550 36,22
dmdc
n1450
dc
p
TNm===

Trong đó

dmdc
p
công suất định mức của động cơ

n
dc
số vòng quay của động cơ.
- Mômen mở máy của động cơ
1, 4 50, 08
dmdc

TT Nm
mm
==

- Mômen lớn nhất trên trục động cơ
2,2 79,684
ax
dmdc
TT Nm
m
==

- Mômen nhỏ nhất trên trục động cơ
0,5 18,11
min dcdm
TT Nm==

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 12 .

- Mômen cho phép của động cơ
0,81 64,54
max
cp
TT Nm==
- Mômen cản của động cơ
9550 29,76

p
lv
TNm
can
n
dc
η
==

- Mômen quá tải cực đại của động cơ
1, 4 41, 66
ax qt
TT
can
m
==

Như vậy ta có:
5,5w 4,5w
dmdc
T 29,76 50,08
can
41,66 64,54
ax qt
pkNk
ct
Nm T Nm
mm
TNmTNm
cp

m
=>=
=<=
=<=

Kết Luận: Động cơ đã chọn thỏa mãn các điều kiện làm việc của hệ thống.
Đảm bảo vận hành hệ thống dẫn động thùng trộn tốt.
2.4 Xác định các thông số động học và lực học trên các trục
2.4.1 Tính toán tốc độ quay của trục

1450( / )
1450( / )
1
4
1450
1
549,24( / )
2
2,64
549,24
2
208,04( / )
3
2,64
nvgph
dc
n
dc
nvgph
n

nvgph
i
nh
n
nvgph
i
ch
η
=
==
== =
== =

Trong đó
n
dc
số vòng quay của động cơ
1
n
số vòng quay của trục 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 13 .

n
2
số vòng quay của trục 2
n

3
số vòng quay của trục 3

2.4.2 Tính công suất trên các trục
-Công suất danh nghĩa trên trục động cơ
4,5 w
dc ct
pN k==

-Công suất danh nghĩa trên trục 1
134
4,5.0,995 4,48 w
dc
pp k
η
η
== =

-Công suất danh nghĩa trên trục 2
2123
4,48.0,995.0,97 4,32 wpp k
η
η
== =

-Công suất danh nghĩa trên trục 3
3223
4,32.0,995.0,97 4,17 wpp k
η
η

== =

2.4.3 Tính mômen xoắn trên các trục
1
1
1
2
2
2
3
3
3
4,5
9550 9550 29,64
1450
4,48
9550 9550 29,50
1450
4,32
9550 9550 75,11
549,24
4,17
9550 9550 191,05
208,44
ct
dc
dc
N
TNm
n

p
TNm
n
p
TNm
n
p
TNm
n
== =
== =
== =
== =









ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 14 .

Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục tính được của hệ thống



Trục

Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(vg/ph)
Công suất
(kw)
Mômen xoắn
(Nm)
Trục động cơ

1



2,64

1450 4,5 29,64
Trục 1


1450 4,48 29,50
Trục 2


549,24 4,32 75,11
Thôn
g
số
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 15 .

Trục 3



2,64


208,44 4,17 191,05

CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG XÍCH
3.1 Tìm hiểu và chọn truyền động xích
Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn sang trục bị dẫn nhờ sự
ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích. So với bộ truyền đai bộ
truyền xích cơ những ưu điểm sau:
-
Không có hiện tượng trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá
tải đột ngột
-
Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn
-
Kích thứơc bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và
số vòng quay.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 16 .

- Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh
xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và

đo đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
Tuy nhiên bộ truyền xích có những nhược điểm là do sự phân bố của các
nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn mà theo hình đa giác, do đó
khi vào và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với nhau và bản lề xích bị
mòn gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ số truyền tức thời thay
đổi, vận tốc tức thời của xích và bánh xích thay đổi, cần phải bôi trơn thường
xuyên và phải có bộ phận điều chỉnh xích.
Có 3 loại xích chính là xích ống, xích ống con lăn và xích răng.
Xích ống đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,
nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống đối với
các bộ truyền không quan trọng mặc khác yêu cầu khối lượng nhỏ.
Xích ống con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống chỉ
khác ngoài ống lắp thêm thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt
giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa. Kết quả là độ
bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chê tạo không phức tạp bằng xích
răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rải.
Xích răng có khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá
thành đắt hơn xích con lăn.
Từ những ưu điểm trên và do bộ truyền tải không lớn nên ta chon xích
ống con lăn.
3.2 Chọn số răng đĩa xích

-
Chọn số răng của đĩa xích dẫn
1
29 2 29 2.4 21
x
zi=− =− =

-

Tính số răng đĩa xích bị dẫn
21
4.21 84
x
zzi== =

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 17 .

3.3 Xác định bước xích
-
Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích
theo công thức (5.22) [1]
0da dcblv
kkkkkkk=
(3.1)
Trong đó
K
d
=1 hệ số tải trọng động
K
a
=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục
K
0
=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền
K

dc
=1,25 hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng
xích (không có bộ phận căng xích)
K
b
=1 hệ số xét đến bôi trơn (nhỏ giọt)
K
lv
=1 hệ số xét đến chế độ làm việc (1 ca)
1.1.1.1,25.1,25.1 1,56k⇒= =

-
Tính công suất tính toán
-
Theo công thức (5.25) [1]
3
X
kk k p
z
n
p
t
K
= (3.2)
Chọn xích một dãy nên K
x
=1
Trong đó
K
z

hệ số răng đĩa xích
K
n
hệ số vòng quay
P
3
=4.17kw công suất cần truyền
25 25
1,19
21
1
400
01
1, 92
208,44
3
k
z
z
n
k
n
n
===
== =

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3

GVHD: Trang 18 .

3
1,56.1,19.1,92.4,17 14,86
x
kk k p
z
n
p
kw
t
k
== =
Dựa vào bảng 5.4 [1] theo cột n
01
=400vg/ph ta chọn bước xích p
c
=25,4, đường
kính chốt d
o
=7,95mm, chiều dài ống b
o
=22,61 và [p]=19.
Dựa vào bảng 5.2 số vòng quay tới hạn ứng với bước xích 25,4mm là
n
th
=800vg/ph, nên điều kiện n<n
th
được thỏa.
-

Xác định vận tốc trung bình của xích
Theo công thức 5-10 [1]
3
208,44.21.25,4
1, 85 /
60000 60000
c
nzp
vms== =
Trong đó
n số vòng quay của đĩa xích
z số răng của đĩa xích
p
c
bước xích
-
Lực vòng có ích
1000 1000.4,17
2254
1, 85
t
p
F
N
v
== =

-
Tính toán kiểm nghiệm bước xích theo công thức 5-26 [1]
3

3
3
13 o
4,17.1,56
600 600 23,11
[p ] 21.208,44.26
c
pk
p
zn
≥= =

Theo bảng 5.3 [1] ta chọn [p
o
]=26
Do p
c
=25,4 nên diều kiện bài toán được thỏa
-
chọn khoảng cách trục sơ bộ
a=(30-50)p
c
=40.25,4=1016
Số mắc xích theo công thức 5-8 [1]
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 19 .

2
12 12
2
2
22
2.1016 21 84 84 21 25,4
135
25,4 2 2.3,14 1016
c
c
azz zz p
X
pa
π
+−
⎛⎞
=+ +
⎜⎟
⎝⎠
+−
⎛⎞
=++ =
⎜⎟
⎝⎠

Chiều dài xích
L=p
c
X=25,4.135=3429mm
Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức 5-9 [1]

22
12 12 12
2
2
0,25 8
222
21 84 21 84 84 21
0,25.25,4 135 135 8
2 2 2.3,14
1016
c
zz zz zz
apX X
mm
π
⎡⎤
++−
⎛⎞⎛⎞
⎢⎥
=−+−−
⎜⎟⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠⎝⎠
⎣⎦
⎡⎤
++−
⎛⎞
⎛⎞
⎢⎥
=−+−−

⎜⎟
⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠
⎝⎠
⎣⎦
=

Ta chọn a=1012mm (vì giảm khoảng cách trục (0,002-0,004)a)
- Số lần va đâp xích trong 1giây

13
21.208,44
11,48 [i]=20
15 15.135
zn
u
X
== = ≤
Tra bảng 5.6 [1] với bước xích p
c
=25,4 ta chọn [i]=20

3.4 Kiểm nghiệm độ bền xích
Theo công thức 5-28 [1]
1
50000
21,84 [s]
2254 25,81 8,90
vo

Q
s
FFF
== =≥
++ + +

Trong đó
Q=50000N tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.1
[s] hệ số an toàn cho phép dựa vào số vòng quay và bước xích ta
chọn [s]= (76-8,9)
F
1
=F
t
=2254N lực trên nhánh căng
F
v
lực căng do lực ly tâm gây nên theo công thức 5-16 [1]
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 20 .

22
2,6.1,85 8,90
vm
Fqv N== =
q
m

=2,6(kg/m) khối lượng của một mét xích tra theo bảng 5.1 [1]
F
0
lực căng ban đầu của xích theo công thức 5-17 [1]
1.1012.2,6.9,81 25,81
ofm
FKaqg N== =

3.5 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
- Đường kính vòng chia theo công thức 5-1 [1]
1
1
2
2
25,4.21
170
3,14
25,4.84
679
3,14
c
c
pz
dmm
pz
dmm
π
π
== =
== =

-
Đường kính vòng đỉnh theo công thức 5-7 [1]
11
22
0,7 188
0,7 697
ac
ac
dd p mm
dd p mm
=+ =
=+ =

-
Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 1 theo công thức 5-28 [3]
1d 1
1
dd
().
0,47 [ ]
k
rt vd
H
H
kFk F E
A
σ
σ
+

=≤

F
vd1
lực va đập trên m( ở đây m=1) dãy xích theo công thức 5-19 [3]
73
13
13.10 . 4,44
vd c
FnpN
−
==
K
r1
hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. Chọn k
r1
=0.372
K
d
=1 hệ số tải trọng động
K
đ
=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

Z 15 20 30 40 50 60
K
r
0,59 0,48 0,36 0,29 0,24 0.22

E=2,1.10

5
Mpa môđun đàn hồi
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 21 .

A diện tích hình chiếu của bản lề. theo bảng 5.1 [1] với bước xích
25,4 ta chọn A=180mm
[
σ
] ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 [3]
5
1
1
0,372(2254.1 4,44).2,1.10
0,47 465
180.1
465 [ ]=600
H
H
M
pa
Mpa Mpa
σ
σσ
+
==
=<

Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 sẽ đạt được ứng
suất cho phép [
σ
]=600Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1
- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2 theo công thức 5-28 [3]
2d 2
2
dd
().
0,47 [ ]
k
rt vd
H
H
kFk F E
A
σ
σ
+
=≤

Trong đó
K
r2
=0,22

73
24
13.10 . 1,36

vd c
FnpN
−
==

5
2
0,22.(2254.1 1,36).2,1.10
0,47 358
180.1
H
N
σ
+
⇒= =
2
358 [ ]=600
H
M
pa Mpa
σ
σ
=<

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 ứng suất cho phép cho
phép
- Xác định lực tác dụng lên trục theo công thức 5-20 [3]
1,05.2254 2366,7
xt
FkF N== =

Các đại lượng Các thông số
Khoảng cách trục A=1012mm
Số răng đĩa dẫn Z
1
=21
Số răng đĩa bị dẫn Z
2
=84
Tỷ số truyền I
x
=4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 22 .

Số mắt của xích X=135
Đường kính vòng chia của xích
- đĩa dẫn: d
1
=170
- đĩa bị dẫn d
2
=679
Đường kính vòng đỉnh của xích
- đĩa dẫn: d
1a
=188

- đĩa bị dẫn d
2a
=697
Bước xích P
c
=25,4










CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1 Tính chọn vật liệu cho cấp nhanh và chậm.
Nguyên tắc chọn vật liệu để thiết kế bộ truyền bánh răng cho hộp giảm tốc
là: chọn vật liệu đảm bảo cho răng không bị gãy do quá tải đột ngột dưới tác
dụng của tải trọng va đập, răng không bị tróc vì mỏi do ứng suất tiếp xúc thay
đổi gây ra.
Thép nhiệt luyện là loại vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng. Ngoài ra còn dùng
gang và chất d
ẻo.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3

GVHD: Trang 23 .

Đối với các bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi
cải thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng. Độ rắn của bề
mặt răng HB<350.
Đối với các bộ truyền chịu tải trọng lớn và yêu cầu kích thước nhỏ gọn thì
dùng thép cácbon hoặc thép hợp kim nhiệt luyện để đạt độ rắn bề mặt HB>350.
Đối với các bộ truy
ền bánh răng hở, làm việc với vận tốc thấp, không có
yêu cầu kích thước phải nhỏ gọn, có thể dùng vật liệu gang.
Chất dẻo thường được dùng trong các bộ truyền bánh răng chịu tải trọng
nhỏ, yêu cầu làm việc ít kêu và cần giảm tải trọng động.
Dựa vào sơ đồ tải trọng và điều kiện làm việc của bộ truyền không phải
làm việc d
ưới tải trọng lớn và cũng không có điều kiện gì đặc biệt. Ta tiến hành
chọn vật liệu theo các hàm mục tiêu.
-
Bền điều
-
Kích thước nhỏ nhất
- Giá thành rẻ nhất
-
Thuận lợi cho việc gia công cơ khí.
Từ những điều kiện trên ta tiến hành chọn vật liệu cho bánh dẫn và bị dẫn
ta chọn thép 45 - tôi cải thiện với các số liệu cho ở bảng sau.
Tên Vật liệu
b
σ
(Mpa)
ch

σ
(Mpa)
HB
Bánh dẫn
Thép 45 - tôi cải thiện
S=100
850 650 270
Bánh bị dẫn
Thép 45 - tôi cải thiện
100<s<=300

750 500 260

Ta có HB
1
=270, HB
2
=260 thỏa mản HB
1
= HB
2
+(10-15)
4.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 24 .

4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo công thức 6-33 [1]
0,9
0lim
k
H
L
H
H
s
H
σσ
⎡⎤
=
⎣⎦

Trong đó
0lim
H
σ
giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở

k
H
L
hệ số tuổi thọ.

s
H
=1,1 hệ số an toàn có giá trị tra theo bảng 6.13 [1]
- Giới hạn mỏi tiếp xúc:

270
0lim
HB
H
σ
=
+

Theo bảng 6.13 [1]
+ Đối với bánh dẫn:
1
270610
0lim1
H
BMpa
H
σ
=
+=

+ Đối với bánh bị dẫn:
2
270590
0lim2
H
BMpa
H
σ
=
+=

- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]
6
N
H
O
K
HL
N
H
E
=

Trong đó
2,4
30.NHB
H
O
=
số chu kỳ làm việc cơ sở

3
60
ax
T
i
Nc nt
ii
HE
T

m
⎛⎞
=
∑
⎜⎟
⎝⎠
số chu kỳ làm việc tương đương theo
công thức 6-49 và 6-50 [1]
2,4 7
1
30. 2,05.10
1
NHB
H
O
==
(chu kỳ)
2,4 7
2
30. 1,87.10
2
NHB
H
O
==
(chu kỳ)
6
= 5.10
12
NN

FO FO
=
(chu kỳ)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: PHƯƠNG ÁN 3



GVHD: Trang 25 .

33 8
33 8
60.300.8.7.1450.(1 .0,76 0,9 .0,24) 13,7.10
1
60.300.8.7.549,24.(1 .0,76 0,9 .0,24) 5,2.10
2
N
HE
N
H
E
=+=
=+=

Vì
1
N
H
O
<
1

N
H
E
;
2
N
H
O
<
2
N
H
E
nên
1K
H
L
=

Thay thế các giá trị vừa tìm được vào công thức xác định ứng suất tiếp xúc cho
phép ta có các giá trị ứng suất đối với bánh dẫn và bị dẫn là
1
2
0,9.1
610 499
1,1
0,9.1
590 483
1,1
M

pa
H
M
pa
H
σ
σ
⎡⎤
==
⎣⎦
⎡⎤
==
⎣⎦

Để tính sức bền ta tính ứng suất tiếp cho phép là
min
0,45.(499 483) 442Mpa
HH
σσ
⎡⎤ ⎡⎤
=+=<
⎣⎦ ⎣⎦

Ta chọn
H
σ
⎡⎤
⎣⎦
=483Mpa

4.2.1 Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 6-47 [1]
[]
0lim
F
k
FL
F
S
L
σσ
=
Trong đó
0lim
F
σ
giới hạn mỏi uốn

k
FL
hệ số tuổi thọ

S
L
=1,75 hệ số an toàn trung bình tra theo bảng 6.13(TL1)
Theo bảng 6.13 [1] giới hạn mỏi được tính theo công thức
1, 8
0lim
H
B

F
σ
=

- Giới hạn mỏi của bánh dẫn
1,8.270 486
0lim1
M
pa
F
σ
=
=

- Giới hạn mỏi của bánh bị dẫn
1,8.260 468
0lim2
M
pa
F
σ
=
=

- Hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức 6-48 [1]