Đồ án thiết kế máy thiết kế hộp giảm tốc để dẫn động băng tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Chương 1: CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1 . Phương án 1 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền xích
Hình 1.1. Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền xích
-Ưu điểm : Kết cấu đơn giản. Sử dụng bộ truyền xích thì không có hiện tượng
trượt khi chuyển động, hiệu xuất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căng
xích, có thế làm việc khi có tải đột ngột. Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truyền đai nếu có
cùng công suất. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40. Có nhều ưu điểm nên ngày nay
vẫn còn được sử dụng rộng rãi.
-Nhược điểm : Bánh răng bố trí không đối xứng trên trục nên tải trọng phân bố
không đều trên các ố. Kích thước thường to hơn các loại hộp giảm tốc khác khi thực
hiện cùg chức năng. Mắt xích dễ bị mòn, gây tải trọng động phụ, ồn khi làm việc.
1.2. Phương án 2 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền đai
-Ưu điểm : Sử dụng bộ truyền đai nên có thể giữ động cơ xa hộp giảm tốc, làm
việc êm không ồn, có thể truyền với vận tốc lớn. Kết cấu vận hành đơn giản. Tỉ số
truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40.
- Nhược điểm : Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền
lớn, tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và0 lớn, tuổi
thọ thấp.
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 1
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Hình 1.2. Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền đai
1.2 . Phương án 3 : Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử đụng bộ truyền đai
Hình 1.3. Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử đụng bộ truyền đai
-Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên
sự tập trung ứng suất ít, mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm còn một nửa.
Kích thước chiều dài giảm, trọng lượng cũng giảm. Sử dụng truyền xich nên không có
hiện tượng trượt như truyền đai, hiệu suất cao.
-Nhược điểm : Có bề rộng lớn, cấu tạo các bộ phận phức tạp, số lượng chi tiết

tăng. Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết, có ổ đỡ bên trong vỏ hộp, trục trung gian
lớn. Mắt xích dễ bị mòn và ồn khi làm việc.
1.4. Phương án 4 : Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền xích
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 2
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Hình 1.4. Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền xích
-Ưu điểm : Kích thước chiều dài nhỏ, giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc.
Làm việc êm không ồn
-Nhược điểm : Khả năng tải nhanh chưa dùng hết, hạn chế chọn phương án,
kết cấu ổ phức tạp có ổ đỡ bên trong vỏ hộp, khó bôi trơn, kích thươc chiều rộng
hộp giảm tốc lớn. Có thể trượt do truyền động bằng đai, tỉ số truyền thay đổi.
1.5. Phương án 5 :Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền xích
Hình1.5. Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền xích
-Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều, sử dụng hết khả năng tải, bánh răng bố trí
đổi xứng nên sự tập trung ứng suất giảm mômen xoắn trên các trục trung gian giảm.
Không có hiện tượng trượt như bộ truyền đai.
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 3
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
-Nhược điểm : Có bề rộng lớn, cấu tạo các bộ phận phức tạp, số lượng các chi
tiết và khối lượng gia công tăng. Làm việc ồn do có truyền động bằng xích, mắt xích
dễ bị mòn.
1.6. Phương án 6 : Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền đai
Hình 1.6. Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền đai
-Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên
sự tập trung ứng suất ít, mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm, làm viện không
ồn, có thể truyền vận tốc lớn.
-Nhược điểm : Có bề rộng hộp giảm tốc lớn, cấu tạo phức tạp, số lượng chitiết
tăng. Dễ bị trượt do truyền động bằng đai nên tỉ số truyền thay đổi, tuổi thọ thấp.

1.7. Phương án 7 :Hộp giảm tốc hai 2 cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử
dụng bộ truyền đai
-Ưu điểm : Truyền được momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao
nhau. Sử dụng bộ truyền ngoài bằng đai nên làm việc êm hơn. Với tỉ sổ truyền của hộp
giảm tốc là 8-15.
-Nhược điểm:Giá thành chế tạo đắt, lắp ghép khó khăn, khối lượng và kích
thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ.
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 4
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Hình1.7. Hộp giảm tốc hai 2 cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền đai
1.8. Phương án 8 :Hộp giảm tốc hai 2cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử
dụng bộ truyền xích
Hình 1.8. Hộp giảm tốc hai 2cấp sử dụng bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền xích
-Ưu điểm : Truyền được momen xoắn và chuyến động quay giữa các trục giao
nhau. Có truyền động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và có
thế làm việc được khi có quá tải. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8-15.
-Nhược điểm : Giá thành chế tạo đắt, lắp ghép khó khăn, khối lượng và kích
thước
lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ. Sử dụng truyền xích nên mắt xích dế bị
mòn , ồn khi làm việc.
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 5
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 6
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Chương 2 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1. Xác định công suất trên trục động cơ

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức :
η
lv
P
ct
P =
Trong đó :
ct
P
: Công suất cn thiết trên trục động cơ

lv
P
: Công suất trên trục máy công tác :
7,068
1000
4712.1.5
1000
F.v
lv
P ===
kW
(Trong đó F=4712N là lực kéo băng tải , V=1.5 m/s là vận tốc băng tải)
ƞ : Hiệu suất truyền động :
ƞ= ƞ
1
(ƞ
2
)
2

(ƞ
3
)
4
ƞ
4
ƞ
1
= 0,94 hiệu suất bộ truyền đai
ƞ
2
= 0,97 hiệu suất bộ truyền bánh răng
ƞ
3
= 0,99 hiệu suất của cặp ổ lăn
ƞ
4
= 1 hiệu suất khớp nối
ƞ=0,94.(0,97)
2
.(0.99)
4
.1= 0,85
Vậy công suất trên trục động cơ điện là :
8,95kW
0.85
7,608
η
lv
P

ct
P ===
2.1.2. Xác định số vòng quay của động cơ
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 7
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Số vòng quay của trục máy công tác :
76,43vg/ph
π.375
60000.1.5
πD
60000v
lv
n ===
Trong đó : v=1.5 m/s là vận tốc băng tải D=375mm là đường kính tang.
Tỉ số truyền toàn bộ u
t
của hệ thống dẫn động được tính theo công thức :
h
.u
d
u
t
u
=
Trong đó : u
d
là tỉ số truyền của truyền động đai thang u
h
là tỉ số truyền của hộp

giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.
Tra bảng 2.4 (Trang 21, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của :
d
u
=3,15 tỉ số truyền sơ bộ của đai thang
h
u
=12 tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp
Suy ra :
d
.u
h
u
t
u
=
=12.3,15=37,8
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
t
.u
lv
n
sb
n
=
=37,8.76,43=2889,05 (vg/ph)
2.1.3. Chọn động cơ
Để thuận tiện cho việc tìm kiếm sữa chữa ,bảo dưỡng và giá thành sản phẩm
hợp lí ta chọn loại động cơ điện loại 4A.

Từ
ct
P
=8,95 kW và
sb
n
=2889,05 vp/ph. Tra bảng P1.2 (Trang 235, Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta
chọn động cơ 4A132M2Y3 có các thông số sau :
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 8
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Công suất 11 kW , vận tốc quay 2907 vp/ph,
1,6
dn
T
k
T
=
, hệ số công suất
9,0cos =
ϕ
1.2.Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền
t
u
của hệ dẫn động được tính theo công thức :
38,03
76,43
2907

lv
n
đc
n
t
u ===
Ta lại có :
d
.u
h
u
h
.u
n
u
t
u ==
Ta có
3,15
d
u
=

12,07
3,15
38,03
d
u
t
u

h
u ===⇒
Tra bảng 3.1(Trang 43, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh
4,32
1
u
=
nên tỉ số
truyền cấp chậm sẽ được tính theo công thức :
2.79
4,32
12,07
1
u
h
u
2
u ===
2.3. Tính các thông số trên các trục
2.3.1. Số vòng quay trên các trục
Tốc độ quay của động cơ :
)2907(vp/ph
dc
n
=
Tốc độ quay của trục I :
ph)922,86(vp/
3.15
2907

d
u
dc
n
1
n ===
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 9
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Tốc độ quay của trục II :
ph)213,63(vp/
4,32
922,86
1
u
1
n
2
n ===
Tốc độ quay của trục III :
)
h75,76(vp/p
2.82
213,63
2
u
2
n
3
n ===

Tốc độ quay của trục công tác :
h)75,76(vp/p
3
n
ct
n
==
2.3.2. Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác :
ct
P
=8.95 kW
Công suất trên trục III :
9,04(kW)
1.0.99
8.95
4
η
3
η
ct
P
3
P ===

Công suất trên trục II :
9,41(kW)
0,97.0,99
9,04
3

η
2
η
3
P
2
P ===
Công suất trên trục I :
9,79(kW)
0,97.0,99
9,41
3
η
2
η
2
P
1
P ===
Công suất trên trục động cơ :
10,52(kW)
0,94.0,99
9,79
3
η
1
η
1
P
dc

P ===
2.3.3. Mômen xoắn trên các trục
i
n
i
P
6
9.55.10
i
T =
Mômen xoắn trên trục I :
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 10
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
/mm)101309,5(N
922,86
9,79
.
6
9,55.10
1
n
1
P
.
6
9.55.10
1
T ===
Mômen xoắn trên trục II :

N/mm)420659.55(
213,63
9,41
.
6
9,55.10
2
n
2
P
.
6
9,55.10
2
T ===
Mômen xoắn trên trục III :
(N/mm)1139545,94
75,76
9,04
.
6
9,55.10
3
n
3
P
.
6
9,55.10
3

T ===
Mômen xoắn trên trục động cơ :

/mm)34560,03(N
2907
10,52
.
6
9,55.10
dc
n
dc
P
.
6
9,55.10
dc
T ===
Mômen xoắn trên trục công tác :
(N/mm)1128200,90
75,76
8,95
.
6
9,55.10
ct
n
ct
P
.

6
9,55.10
ct
T ===
2.4. Bảng kết quả tính toán
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất P ,kW 10,52 9,79 9,41 9,04 8,95
Tỉ số truyền u 3,15 4,32 2,79 1
Số vòng quay n
,vp/ph
2907 922,86 213,63 75,76 75,76
Mômen xoắn T,
Nmm
34560,03 101309,5 420659,55 1139545,94 1128200,9
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 11
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Chương 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
3.1. Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai cn phải xác định được loại đai, kích thước đai và bánh
đai, khoảng cách trục a, chiều dài đai l và lực tác dụng lên trục.
Do công suất động cơ
10,52P
dc
=
kW và
3,15
d

u
=
nên ta có thể chon đai
thang.
Ta nên chon loại đai làm bằng vải cao su vì ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và nhiệt
độ lại có sức bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có
vận tốc cao, công suất truyền động vừa và nhỏ.
3.2. Xác định các thông số của bộ truyền
3.2.1.Đường kính
Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức :
205,21(mm)169,37
3
34560,036,3)(5,2
3
dc
T6,4).(5,2
1
d ÷=÷=÷=
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 12
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Xác định vận tốc đai :
40(m/s) 27,38(m/s)
60000
π.180.2907
60000
1
n
1
πd

v 〈===
⇒
thỏa mãn điều kiện
Chọn d
1
theo tiêu chuẩn ta được d
1
=180(mm)
Đường kính đai lớn được tính theo công thức :
578,57(mm)
0.021
3,15.180
ε1
u
1
d
2
d =
−
=
−
=
Chọn d
2
theo tiêu chuẩn ta được d
2
=560(mm)
Xét tỉ số truyền thực tế ta có :
3,17
0,02)180.(1

560
ε).(1
1
d
2
d
t
u =
−
=
−
=
Sai lệch tỉ số truyền :
4% 0.63%.100
u
u
t
u
Δu 〈=
−
=
thỏa mãn điều kiện
3.2.2 .Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai
Dựa theo bảng 4.14 (Trang 60, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của
PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn khoảng cách trục sơ bộ dựa vào tỉ số
truyền u và đường kính bánh đai d
2
1
2
d

a
=
(u
d
=3,15)
⇒
560(mm)
2
da ==
Kiểm tra điều kiện :
)
2
d
1
2(dah)
2
d
1
0,55(d +≤≤++
560)2(180a8560)0,55(180 +≤≤++⇔
1480415
≤≤⇔
a
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 13
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Thỏa mãn điều kiện
Chiều dài đai l được xác định theo khoảng cách trục đã chọn a theo công thức :
)2346,26(mm
4.560

2
180)(560
2
560180
π2.560
4a
2
.)
1
d
2
(d
2
2
d
1
d
π2al =
−
+
+
+=
−
+
+
+=
Tra bảng 4.13 (Trang 59, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn l theo tiêu chuẩn l=2800(mm)
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ :
10

max
i 9,79
2.8
27,38
l
v
i =〈===
Từ giá trị l đã chọn này , ta xác định lại khoảng cách trục theo công thức :
4
2
8Δ
2
λλ
a
−+
=
trong đó :
1638,2
2
560180
πl
2
2
d
1
d
πlλ =
+
−=
+

−=
190
2
180560
2
1
d
2
d
Δ =
−
=
−
=

)(44,796
4
)190.(8)2,1638(2.1638
22
mma =
−+
=⇒
Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ :
o
120
o
152
o
.57
796,44

180560
o
180
o
.57
a
1
d
2
d
o
180
1
α 〉=
−
−=
−
−=
3.3. Xác định số đai
3.3.1.Xác định số đai
Số đai z được tính theo công thức :
)
Z
C
u
C
l
C
α
]C

0
([P
d
K
dc
P
z =
trong đó :
d
K

hệ số tải trọng động ,tra bảng
( )
I
55
4.7
ta có
1,1
d
K
=
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 14
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
α
C
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
1
α
, được tính theo công thức :

0,93)
o
152
o
0,0025(1801)
1
α
o
0,0025(1801
α
C
=−−=−−=
1
C
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền , với
1,65
1700
2800
0
l
l
==
, tra bảng :
4.16 (Trang 61, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất –
TS. Lê Văn Uyển) chọn
12,1C
1
=
u
C

: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 (Trang 61, Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển)
chọn
1,14
u
C =
[ ]
0
P
: công suất cho phép ,với v=27,38(m/s)
180mm
1
d =
,tra bảng 4.20
(Trang 62, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS.
Lê Văn Uyển) chọn
[ ]
7,88
0
P =
z
C
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai. Ta có tỉ số
[ ]
1,34
7,88
10,52
0
P

dc
P
==
tra bảng 4.18 (Trang 61, Tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn
1
z
C =
Đo đó
24,1
1.14,1.12,1.93,0.88,7
1,1.52,10
==z

Vậy chọn z=2
3.3.2.Xác định chiều rộng và đường kính ngoài của bánh đai
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 15
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Từ bảng 4.21(Trang 63, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn tiết diện đai loại B với các thông số sau :
Kí hiệu tiết diện
đai
H

0
H
t e
A 12,5 3,3 15 10
Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức :

2e1)t(zB +−=
tra bảng trên ta có :
t=15 , e=10
( )
mm352.101).15(2B =+−=⇒
Đường kính ngoài của bánh đai được tính theo công thức :
o
2hd
a
d +=
tra bảng có 4.21 (Trang 63, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển)
4,2
o
h =

188,4(mm)2.4,2180
a
d =+=⇒
3.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
Lực căng trên 1 đai được tính theo công thức :
v
F
z
α
vC
d
K
1
780P

o
F +=
trong đó :
2
v
m
q
v
F
=
lực căng do lực li tâm sinh ra với v=27,38(mm) ,
0,178
m
q =
133,44(N)
2
38)0,178.(27,
v
F ==⇒
Vậy
487,82(N)133,44
9327,38.1.0,
,52780.1,1.10
o
F =+=
Lựu tác dụng lên trục được tính theo công thức :
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 16
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
946,85(N)

2
o
152
.sin2.487,92.1
2
1
α
.z.sin
o
2F
r
F ===
















3.5. Bảng kết quả tính toán :
Thông số Giá trị

Đường kính bánh đai nhỏ
1
d
(mm)
180
Đường kính bánh đai lớn
2
d
(mm)
360
Chiều rộng bánh đai B (mm) 35
Chiều dài đai l (mm) 2800
Số đai z 2
Khoảng cách trục a (mm) 796,44
Lực tác dụng lên trục
r
F
(N)
946,85
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 17
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Chương 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
4.1. Chọn vật liệu
Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh răng
có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ. Đồng thời để tăng khả năng
chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn từ 10
đến 15 đơn vị.
Tra bảng 6.1(Trang 92, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn :

-Bánh răng nhỏ :Thép 45 tôi cải thiện có các thông số sau :Độ rắn HB
192 240(chọn HB =220) ,giới hạn bền
750MPa
b
σ =
,giới hạn chảy
450MPa
ch
σ =
-Bánh răng lớn :Thép 45 thường hóa có các thông số sau : Độ rắn HB
170 217(chọn HB =210) ,giới hạn bền
600MPa
b
σ =
, giới hạn chảy
340MPa
ch
σ =
4.2. Xác định ứng suất cho phép
4.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức sau :
[ ]
H
S
HL
.K
Hlim
o
σ
H

σ =
(*)
Trong đó :
o
Hlim
σ
là ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 6.2(Trang 94, Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta
có:
-Với bánh răng nhỏ
510MPa702.220702HB
o
Hlim1
σ
=+=+=
-Với bánh răng lớn
490MPa702.210702HB
o
Hlim2
σ =+=+=
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 18
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
H
S
- hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2 (Trang 94, Tính toán thiết
kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn :
1,1
H
S =

HL
K
- là hệ số tuổi thọ được xác định theo công thức :
H
m
HE
N
HO
N
HL
K =
Với
H
m
- bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350 nên
6
H
m =
HO
N
- số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
HB
2.4
30H
HO
N =
Ta có :
6
12,56.10
2.4

30.220
HO1
N ==

6
11,23.10
2,4
30.210
HO2
N ==
HE
N
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, được tính theo công thức :
i
t
i
n
3
)
max
T
i
T
(60c
HE
N
∑
=
Trong đó : c là số ln ăn khớp, T
i

, n
i
, t
i
ln lượt là mômen xoắn, số vòng quay
và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
6
391.10)
8
5,4
3
0,6
8
2,6
.
3
6.15000.(160.1.922,8
HE1
N =+=

6
90,52.10)
8
5,4
3
0,6
8
2,6
.
3

3.15000.(160.1.213,6
HE2
N =+=
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 19
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
1
HL2
K
HO2
N
HE2
N
1
HL1
K
HO1
N
HE1
N
=⇒>⇒
=⇒>⇒
Thay vào (*) ta được :
[ ]
[ ]
445,45Mpa
1,1
490.1
2
H

σ
463,64Mpa
1,1
510.1
1
H
σ
==
==
[ ]
445,45Mpa
H
σ =⇒
(vì
bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên
[ ] [ ] [ ]
}
2
H
σ,
1
H
σmin{
H
σ
=
4.2.2. Xác định ứng suất uốn
Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức sau :
[ ]
F

S
FL
K
FC
K
o
Flim
σ
F
σ =

Do trục quay 1 chiều nên K
FC
=1
Tra bảng 6.2(Trang 94, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) với thép 45 thường hóa, thép 45 tôi cải thiện ta có
S
F
=1,75
378(Mpa)1,8.210
2
1,8HB
o
Flim2
σ
396(Mpa)1,8.220
1
1,8HB
o
Flim1

σ
===⇒
===⇒
K
FL
– hệ số tuổi thọ được tính theo công thức :
F
m
FE
N
FO
N
FL
K =
m
F
- bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn m
F
=6
N
FO
– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, N
FO
=4.10
6
đối với tất
cả các loại thép
N
FE
số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, được tính theo công thức :

i
t
i
n
F
m
max
T
i
T
60c
FE
N
∑
=








SVTH: Trn Hồng Thái Trang 20
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
6
68,54.10)
8
5,4

6
0,6
8
2,6
.
6
3.15000.(160.1.213,6
FE2
N
6
296.10)
8
5,4
6
0,6
8
2,6
.
6
6.15000.(160.1.922,8
FE1
N
=+=
=+=
1
FL2
K
FO2
N
FE2

N
1
FL1
K
FO1
N
FE1
N
=⇒>⇒
=⇒>⇒
Vậy
[ ]
[ ]
216(Mpa).1.1
1,75
378
2
F
σ
)226.29(Mpa.1.1
1,75
396
1
F
σ
==
==
4.2.3. Xác định ứng suất quá tải cho phép
[ ] [ ]
[ ] [ ]

360Mpa0,8.450
max
F
σ
ch
0,8σ
max
F
σ
1260Mpa2,8.450
max
H
σ
ch
2,8σ
max
H
σ
==⇒=
==⇒=
4.3. Tính toán cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
4.3.1. Xác định khoảng cách trục
Khoảng cách trục a
w
được tính theo công thức :
[ ]
3
ba
uψ
2

H
σ
Hβ
K
1
T
1)(u
a
K
w
a +=
Trong đó :
K
a
- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng . Tra bảng 6.5(Trang 96,
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn
Uyển) ta chọn K
a
=49,5
Tra bảng 6.6(Trang 97, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn
0,3
ba
ψ
=
0,854,32)0,53.0,3(11)(u
ba
0,53ψ
bd
ψ =+=+=

SVTH: Trn Hồng Thái Trang 21
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Tra bảng 6.7(Trang 98, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) chọn
1,05
Hβ
K
=
Với T
1
=101309,5 u
1
=4,32 ta có:
196,2
3
.4,32.0,3
2
(445,45)
,05101309,5.1
1)49,5(4,32
w
a =+=

Ta chọn a
w
=195 (mm)
Môđun được tính theo công thức :
3,9)mm(1,95
w

0,02)a(0,01m ÷=÷=
Tra bảng 6.8(Trang 99, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn môdun pháp m
n
=2,5
Số răng bánh nhỏ được tính theo công thức :
30
1)2,5.(4,32
2.195
1)
1
m(u
w
2a
1
z =
+
=
+
=
Số răng bánh lớn z
2
=uz
1
=4,32.30=130
Ta tính lại khoảng cách trục theo công thức : a
w
=m(z
1
+z

2
)/2=200mm
- Xác định hệ số dịch chỉnh.
Tính hệ số dịch tâm y
0130)0,5(30
2,5
200
)
2
z
1
0,5(z
m
w
a
y =+−=+−=

0
y
k
=⇒
Hệ số dịch chỉnh của 2 bánh răng x
1
=x
2
=0
- Góc ăn khớp :
0,93
2.200
o

s20160.2,5.co
w
2a
mcosα
t
z
tw
cosα ===
Vậy
0
20α =
4.3.2. Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
4.3.2.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 22
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
w1
2
ud
w
1)/b(u
H
K
1
2T
ε
Z
H
Z
M

Z
H
σ +=
Trong đó :
Z
M -
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, Tra bảng
6.5(Trang 96, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất –
TS. Lê Văn Uyển) ta có Z
M
=274Mpa
1/3
Z
H
-hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
1,76
tw
sin2α
b
2cosβ
H
Z ==
ε
Z
-
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác định như sau :
3
α
ε(4
ε

Z
−
=
trong đó
α
ε
được tính như sau :
1,75
cosβ
)
2
1/z
1
3,2(1/z1,88
α
ε =
+−
=

0,87
ε
Z =⇒
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d
w
:
75,19(mm)12.200/4,321)/(u
w
2a
w1
d

=+=+=
Chiều rộng bánh răng b
w
:
60(mm)200.0,3
w
a
ba
ψ
w
b ===
K
H
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
Hv
K
Hα
K
Hβ
K
H
K
=
với
1,05
Hβ
K =
Vận tốc vành răng :
3,63(m/s)
60000

2,86π.75,19.92
60000
1
n
w1
πd
v ===
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 23
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
Với v=3,63(m/s) Tra bảng 6.13(Trang 106, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn cấp chính xác 8, Tra
bảng 6.14(Trang 107, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh
Chất – TS. Lê Văn Uyển) với vận tốc v<5m/s ta chọn được
9
1,0
Hα
K =
Ta có :
v
H
= δ
H
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,004.56.3,63.
32,4/200

=5,53
K
Hv
= 1+ v
H
.b
w
.d
w1
/(2T
1
.K
Hβ
.K
Hα
)
= 1+ 5,53.60.75,19/(2.101309,5.1,05.1,09)=1,107
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,05.1,09.1,107 = 1,29=1,27
Vậy :
)
2
w1

ud
w
1)/(b(u
H
.K
1
2T
ε
Z
M
Z
H
Z
H
σ +=
=
2
)19,75.32,4.60/()132,4.(27,1.5,101309.2,87.274.1,76.0
+
= 412,4 MPa < [σ
H
] = 445,45 Mpa
Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
4.3.2.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ta có :
m)
w1
d
w
/(b

F1
.Y
β
Y
ε
Y
F
K
1
2T
F1
σ =
(*)
Theo bảng 6.7 (Trang 98, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta chọn K
Fβ
= 1,12. Tra bảng 6.14(Trang 107, Tính
toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS. TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển)
với cấp chính xác 8 và v < 5m/s , K
Fα
= 1,27
Ta có :
ν
F
= δ
F
.g
o
.v.
/ua

w
= 0,011.56.3,63.
32,4/200
= 15,2
K
Fv
= 1+ v
F
.b
w
.d
w1
/(2T
1
.K
Fβ
.K
Fα
)
= 1+ 15,2.75,19.60/(2.101309,5.1,12.1,27) = 1,24
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 24
Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải Vận Chuyển Xi Măng GVHD : Đ Thế
Cn
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K

Fv
= 1,24.1,27.1,12 = 1,76
Với Ɛ
α
= 1,75, Y
Ɛ
= 1/ Ɛ
α
= 0,57
Với β = 0 , Y
β
= 1
Tra bảng 6.18(Trang 109, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 của PGS.
TS Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển) ta được Y
F1
= 3,8, Y
F2
= 3,63
Với m = 2,5 mm, Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; Y
R
= 1 ; K
xF
= 1
Do đó :
[σ
F1
] = [σ
F1

]. Y
S.
Y
R.
K
xF
= 226,29. 1,022 .1 = 231,27 MPa
Tương tự tính được [σ
F2
] = 220,775 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (*)
σ
F1
= 2.101309,5.1,76.0,57.1.3,8/(60.75,19.2,5) = 68,49 MPa <
1
][
F
σ
σ
F2
= σ
F1.
Y
F2/
Y
F1
= 68,49.3,63/3.8 = 65,43 MPa <
2
][
F

σ
4.3.2.3. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với K
qt
= T
max
/T =1,4
σ
H1max
= σ
H
.
Kqt
= 445,45.1,4 = 623,63 MPa < [σ
H
]
max
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 226,29.1,4 =316,8 MPa < [σ
F1
]
max
σ
F2max
= σ

F2
.K
qt
= 216.1,4 =302,4 MPa < [σ
F2
]
max
4.3.3. Các thông số và kích thước của bộ truyền
Khoảng cách truc a
w1
= 200mm
Môđun pháp m = 2,5mm
Chiều rộng bánh răng b
w
= 60mm
Tỉ số truyền u
m
= 4,32
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng bánh răng Z
1
= 30 ; Z
2
= 130
Hệ số dịch chỉnh răng x
1
= x
2
= 0
Đường kính vòng chia d

1
= 75 ; d
2
= 325mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
= 80mm ; d
a2
= 330 mm
SVTH: Trn Hồng Thái Trang 25