Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ đề7 - Đại học BKHN

Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

A. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I . Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và
chọn động cơ điện:
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:
P
ct
=
η
t
P
Trong đó: P
ct
là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW).
P
t
là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW).
η là hiệu suất truyền động.
- Hiệu suất truyền động: η = η
ol
2
. η
br
. η
d
η
tg
η
k
…

Trong đó:
η
ol
=0,97: là hiệu suất của một cặp ổ lăn.
η
br
=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng
η
d
=0,95 là hiệu suất của bộ truyền đai
η
tg
=0,8 là hiệu suất của ổ tang
η
k
=0,98 là hiệu suất của nối trục
Thay số: η = 0,97
2
.0,97. 0,95. 0,8 .0,98 = 0,67
- tính p
t
: Trường hợp tảI trọng không đổi
P
t
= P
lv
+Xác định P
lv
: khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở puli.
F =3000(N)

V
d
=1,3 (m/s)

1
1
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy


⇒
P
lv
=
9,3
1000
3,1.3000
1000
.
==
VF
(kw)
⇒ P
ct
=
67,0
9,3
=
η
t
P

= 5,82(kw)
- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.
n
lv
=
280.14,3
3,1.1000.60
.
.1000.60
=
D
V
d
π
=88,72(v/p)
Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ
- Tỉ số truyền bánh răng 1 cấp : u = 4
-Bộ truyền đai thang: i
đ
= 4
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv
. u
t
=n
lv
.u.i

đ
=88,72.4.4 = 1 419,52
Trong đó: n
sb
là số vòng quay đồng bộ
n
lv
là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang
u
t
là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
- Thay số n
sb
= 1419,52 (v/p) ; chọn n
db
= 1500(v / p)
- Chọn quy cách động cơ:
Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau:
P
đc
>P
ct.
; n
đc
≈ n
sb
;
dn
kmm
T

T
T
T
<
.
Theo bảng phụ lục p1.2/1/ sách tt thiết kế CTM với P
ct
=5,65 (KW)
và n
đb
=1500 v/hp ta chọn được động cơ có :
Ký hiệu Dk52 – 4
Công suất động cơ P
đc
=7 kw
Vận tốc quay n
dc
=1440
Tỷ số
dn
k
T
T
= 1,5;
max
dn
T
T
= 2
So với điều kiện trên ta có: P

đc
=7> P
ct
=5,82
2
2
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

n
đc
= 1440 ≈ n
sb
= 1419,52 [v/ph].
dn
k
T
T
= 1,5 >
=
T
T
mm
1
II. Xác định tỉ số truyền động U
t
của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền
cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn ,
số vòng quay trên các trục:
- Xác định tỷ số truyền u
t

của hệ thống dẫn động
u
t
=
lv
dc
n
n
Trong đó: n
dc
là số vòng quay của động cơ.
n
lv
là số vòng quay của trục tang.
Thay số u
t
=
72,88
1440
= 16,23
- Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền
u
t
=u
n
.u
h
Chọn u

n
theo tiêu chuẩn u
n
= 4
→
u
h
=
n
t
u
u
= 4,06
Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp với u
h
= 4,06
- Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục:
- Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có :
+Trục I
Với P
ct
= 5,82 kw
P
1
= P
ct
.
( )
kw
o

d
36,597,0.95,0.82,5η.η
1
==

n
1
=n
dc
/u
d
= 1440/4= 360(v/p)
( )
Nmm
n
p
T
56
1
1
6
1
10.42,1
360
36,5
.10.55.9.10.55,9 ===⇒
+Trục II
P
( )
kwP

o
05,597,0.97,0.36,5η.η.
1br2
1
===
3
3
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

n
( )
pv
u
n
/9,88
06,4
360
1
1
2
===
( )
NmmT
56
2
10 42,5
9,88
05,5
.10.55,9 ==⇒
- Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau:

Trục
Thông số
Động cơ 1 2
Công suất P
( )
kw
lv
5,82 5,36 5,05
Tỷ số truyền U 2,02 4,06
Số vòng quay n
( )
p/v
1440 360 88,9
Mô men xoắn
T(Nmm)
1,42.10
5
5,05.10
5
B. Thiết kế các bộ truyền.
I. Chọn vật liệu:
- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất
hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1
chọn
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có
HB = 241→285 lấy giá trị HB =245 ;

( )
Mpa850
1b

=σ
;
( )
Mpa580
1ch
=σ

Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng
nhỏ hơn từ 10→15HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có
HB = 192→240 lấy giá trị HB =230 ;

=
2b
σ
750Mpa ;
=
2ch
σ
450Mpa
II. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì :
70HB2
0
limH
+=σ
;
1,1S
H
=
;

HB8,1
0
limF
=
σ
;
75,1S
F
=
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245 ; độ rắn bánh lớn HB
2
=230

( )
Mpa56070245.270HB2
1
0
1limH
=+=+=
σ
4
4
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

( )
Mpa441245.8,1HB.8,1
1
0

1limF
===
σ
( )
Mpa53070230.270HB2
2
0
2limH
=+=+=
σ
( )
Mpa414230.8,1HB.8,1
2
0
2limF
===
σ
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo 6-5 N
4,2
HB0H
H30
=
thay số
N
64,2
1Ho
10.26,16245.30
==
; N

64,2
2Ho
10.97,13230.30
==
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N
6
Fo
10.4
=
với tất cả các loại thép
- Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh :
N
HE
= N
FE
= 60.C.n. t
Σ
Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay.
n là số vòng quay trong một phút.
t
Σ
là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Thay số N
HE2
= 60.1.721,8.88,9.14000 = 8,83.10
7
>N
HO2
lấy

K
HL2
=1
Tương tự N
HE1
>N
HO1
⇒ K
HL1
=1
N
HE3
>N
HO3
⇒ K
HL3
=1
N
HE4
>N
HO4
⇒ K
HL4
=1
áp dụng công thức 6-1a tập 1 :
[ ]
H
HL
0
limHH

S
K
.σσ =

Sơ bộ xác định chọn :
Z
r
.Z
V
.K
xh
=1 ;
[ ]
( )
Mpa509
1,1
1
.560
1
H
==σ
;
[ ]
)Mpa(8,481
1,1
1
.530
2
H
==σ

;
-Tính N
FE
=60.C.n.t
I
N
FE2
= >N
FO
⇒ K
FL2
= 1
Tương tự ta có : K
FL1
= K
FL3
= K
FL4
= 1
5
5
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Theo 6-2a
[ ]
F
FL.FC
0
limFF
S

KK
.σσ =
Sơ bộ xác định được

[ ]
( )
[ ]
( )
Mpa
Mpa
F
F
6,236
75,1
1
.1.414σ
252
75.1
1
.1.441σ
2
1
==
==
-ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[ ]
( )
[ ]
( )
[ ]

( )
[ ]
( )
Mpa360450.8,0.8,0
Mpa464580.8,0.8,0
Mpa1260450.8,2.8,2
Mpa1624580.8,2.8,2
4,2ch
4,2max
2F
3,1ch
3,1max
1F
4,2ch
4,2max
H
3,1ch
3,1max
H
===
===
===
===
σσ
σσ
σσ
σσ
III. Tính bộ truyền bánh răng
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
a

( )
[ ]
3
1
2
β1
1
ψ σ
.
.1
baH
H
aw
u
KT
uk +=
Trong đó
K
a
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng 6-5 tập 1 được k
( )
3
1
5.49 Mpa
a
=
T
1
Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T

1
= 1,42.10
5
Nmm
Theo bảng 6-6 chọn
3,0
ba
=
ψ
( ) ( )
80,0105.4.3,0.53,01.ψ.53,0ψ =+=+=→ u
babd
Theo bảng 6-7 sơ đồ 3
βH
K
⇒
=1,03
Thay vào trên
a
w
( ) ( )
mm4,199
3,0.05,4.8,481
03,1.10.42,1
.106.4.5.49
3
2
5
=+=

2. Xác định thông số ăn khớp , mô đun
Theo 6-17 m
( ) ( )
4,199.02,001,002,001,0 →=→=
w
a
=
6
6
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy


988,3994,1 →=⇒ m
theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 3
27,26
)106.4(3
4,199.2
)1.(
2
11
1
=
+
=
+
=⇒
um
a
Z
ω

- Xác định số răng bánh
nhỏ : β = 0 Theo công thức 6-19 tập 1
Lấy tròn Z
1
=26 răng
Theo 6-20 Z
2
=u
2
.Z
1
= 4.06.26 = 105,56 làm tròn Z
2
= 106 răng
Tính lại khoảng cánh trục :
198
2
)10626(3
2
)(
211
1
=
+
=
+
=
zzm
a
ω

Chọn a
w
=200
Tỷ số truyền thực u
08,4
26
106
1
2
===
Z
Z
m
Kiểm tra lại :

%4%49,0%100.
06.4
06.408,4
1
1
<=
−
=
−
u
uu
m
⇒ thoả mãn đk TST
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33 tập 1

( )
2
11
11
ε

1 2
σ
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
Trong đó :
Z
M
là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z
( )
3
1
M
Mpa274=
Z
H
hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
Z
tw

H
α2sin
2
=

76,1
20.2sin
.2
==⇒
H
Z
Do đó Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức
(6.36).
7
7
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Z
3
4
ε
a
ε
−
=
với
73,1
11

.2,388,1ε
21
α
=












+−=
ZZ

87,0
3
73,14
ε
=
−
=⇒ Z
d
w1
=2.a
w

/(u +1) = 2.200/(106/26+1) = 78,8 mm
K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
HvHHH
K.K.K
αβ
=
Trong đó
K
β
H
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
Tra bảng 6-7 tập 1
03,1
β
=→
H
K
K
α
H
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
Theo bảng (6.13) .Chọn cấp chính xác chính xác 8 theo 6.14 K
α
H
=1
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K
αβ
ν
HH2
3wwH
HV
K.K.T.2
d.b.
1 +=
với
m
w
0HH
u
a
.v.g.δν =
Vận tốc vòng
V=
60000
n.d.
11w
π


( )
s
m
V 48,1
60000
360.8,78.14,3

==→
Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1
56;006,0δ
0
==→
g
H
( )
mmab
wbaw
H
60200.3,0.ψ
49,3
06,4
200
.48,1.56.006,0ν
===
==

06,1
1.03,1.10.42,1.2
8,78.60.49,3
1
5
=+=→
HV
K

Thay vào 6-33
8

8
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

( )
( )
Mpa
H
5,417
8,78.06,4.60
106,4.06,1.1.03,1.10.42,1.2
.87,0.73,1.274σ
2
5
=
+
=
Xác định chính xác ứng suất cho phép :
Theo 6-1
[ ] [ ]
XHRVHH
K.Z.Z.σσ =
= 481,8.0,89.0,95.1 = 407,4 Mpa

Cấp chính xác động học là 8 chọn mức chinh xác tiếp xúc là 8
Khi đó gia công đạt độ nhám
R
( )
95,0Zm25,15,2
Ra
=⇒→= μ

.Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,89
Đường kính đỉnh răng d
1K700d;700
XH2a1a
=⇒<<
Như vạy với a
w
=190
⇒ σ
h
<[σ
H
] = 407,4
Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc
%4%3,2%100
4,407
4,4075,417
%4%100
][
][
<=
−
⇒<
−
h
hh

σ
σσ
4. Kiểm
nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6-43
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
σ
1
1βε1
1
=

Trong đó:
T
1
Mô men xoắn trên bánh chủ động T
1
= 1,42.10
5
(N.mm)
m Mô đun m=3 (mm)
b
w
Chiều rộng vành răng b

( )
mm
w
60=
d
w1
Đường kính vòng lăn bánh chủ động d
w1
= 78,8 mm
Y
ε
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
α
ε
ε
1
=
với
α
ε
hệ số trùng khớp ngang
57,0
74,1
1
74,1ε
εα
==⇒= Y
Y
β

Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do
10β
β
=→=
Y
Y
21
,
FF
Y
Hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2
Ta có Z
v1
=Z
1
= 26 ,Z
v2
=Z
2
=106
Tra bảng 6-18 được
6,3,90,3
21
==
FF
YY
K
F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn K
FVFFF

K.K.K
αβ
=
9
9
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Trong đó:
K
F
β

= 1,252 . Tra bảng 6-7 với
bd
ψ
=0,83
K
F
α

= 1,27 tra bảng 6.14
K
FV
= 1 +
αβ
ν
FF2
3wwF
K.K.T2
d.b.

với
m
w
FF
u
a
Vg δν
0
=

Trong đó:
016,0δ
=
F
;
64,2ν =
; g
0
=56
31,9
06,4
200
48,1.56.016,0ν ==⇒
F
→K
FV
=1+
1,1
27,1.252,1.10.42,1.2
8,78.60.31,9

5
=
K
F
=1,1.1,252.1,27= 1,75
Thay vào 6.43 ta có

( )
Mpa
F
89,77
3.8,78.60
9,3.1.57,0.75,1.10.42,1.2
5
1
==
σ

( )
Mpa
Y
Y
F
F
FF
9,71
9,3
6,3
.89,77
1

1
12
===
σσ

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
[σ]
’
= [σ]
tk
.Y
R
.Y
S
.K
XF
Y
R
=1 ; Y
S
=1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016
K
XF
=1 vì d < 400mm
 [σ]
1
= 176,41.1,002.1= 180,3 (Mpa)
 [σ]
2
= 165,6.1,1.1,002 = 169,2(Mpa)

Như vậy độ bền uốn thoả mãn
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 K
qt
=
3,1
T
T
max
=

( )
[ ]
max
max
σ5223,171,457σσ
HqtHH
MpaK <===

[ ]
)(464σ1,1093,1.89,83.σσ
max
11max1
mpaK
FqtFF
=<===

[ ]
)(360σ47,933,1.9,71.σσ
max

22max2
mpaK
FqtFF
=<===
10
10
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

6. Các thông số và kích thước bộ truyền.
Khoảng cách trục a
w
=200 mm
Mô đun pháp m=3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
=60 mm
Tỉ số truyền thực u
m
=4,08
Góc nghiêng của răng
β = 0
Số răng bánh răng Z
1
=26; Z
2
=106
Hệ số dịch chỉnh X
1
= 0; Z
2

= 0
Đường kính vòng chia d
1
=78 mm; d
2
= 318mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
=84 mm; d
a2
=324mm
Đường kính đáy răng d
f1
=70,5mm;d
f2
=316 mm
V.Tính toán truyền động đai.
Theo đầu đề thiết kế cơ cấu máy , bộ truyền dẫn động từ động cơ đến hộp giảm
tốc là truyền động đai thang do đó ta phải tính toán thiết kế bộ truyền đai thang.
1. chọn loại đai và tiết diện đai .
Dựa theo đặc điểm công suất của cơ cấu, P
ct
= 5,82 (KW), và số vòng quay bánh
đai nhỏ là n = 1440 ( vg/ph ) ta chọn loai đai hình thang thường À
Các thông số của đai thường loại À:
b
t
= 11 (mm), b = 13(mm), h = 8 (mm), y
o
= 2,8 (mm)

b
b
y
40°
h
t
o
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
Hình 1. đai hình thang thường.
Diện tích tiết diện đai
A = 81 (mm
2
), đường kính bánh đai nhỏ d
1
=
100÷200 (mm),
Chiều dài đai l = 560 ÷ 4000 (mm)
11
11
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

2.1. Đường kính bánh đai nhỏ.
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
theo bảng 4.13 trang 59 sách tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn d
1
= 100 (mm).
Xác định vận tốc đai từ đường kính bánh đai d
1

.
60000
n.d.
v
11
π
=
(m/s) (5-1)
trong đó:
n
1
– là số vòng quay của động cơ, n
1
= n
dc
= 1440 (v/ph)
do đó (5-1) ⇔
==
60000
1440.100.14,3
v
7,536(m/s)
Đường kính bánh đai lớn d
2
được tính từ đường kính bánh đai nhỏ d
1
theo công
thức:
d
2

= d
1
.u.(1-ε) (5-2)
ở đây: u = 4, ε - là hệ số trượt, chọn ε = 0,01
d
2
= 100.4.(1- 0,01) = 396 (mm)
lấy d
2
theo dãy tiêu chuẩn d
2
= 400 (mm), từ các giá trị d
2
, d
1
đã tính được suy ra tỉ số
truyền u theo (5-2):
( ) ( )
=
−
=
ε−
=
01,01.100
400
1.d
d
u
1
2

m
4,04
sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ ⇒ có thể giữ nguyên các
thông số đã chọn.
Số vòng quay thực tế của bánh đai lớn là:
===
04,4
1440
1
2
m
tt
u
n
n
356,4 (v/ph)
2.2. Khoảng cách trục a.
Khoảng cách trục a được chọn theo bảng 4.14 trang 60 sách tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí tập 1 dựa vào tỉ số truyền u và d
2
.
12
12
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Theo bảng 4.14 với u ≈ 4 ⇒ a/d
2
= 0,95 ⇒ a = 0,95.d
2
= 380 (mm)

Kiểm tra trị số a đã tính ở trên theo điều kiện:
)dd.(2ah)dd.(55,0
2121
+≤≤++
( ) ( )
1000a281
400100.2a6400100.55,0
≤≤⇔
+≤≤++⇔
Vậy khoảng cách trục đã chọn thoả mãn điều kiện đề ra
2.3. Chiều dài đai.
Chiều dài đai l được xác định theo a từ công thức:
( ) ( )
a.4
dd
2
dd.
a.2l
2
1221
−
+
+π
+=
(5-3)
( ) ( )
380.4
100400
2
400100.14,3

380.2l
2
−
+
+
+=
= 1604,21 (mm)
Chọn l = 1600 (mm) theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13.
Kiểm nghiệm giá trị l đã tính được ở công thức (5-3) theo điều kiện về tuổi thọ
của đai.
107,4
6,1
536,7
10
max
<==⇔=≤= ii
l
v
i
Vậy đai thoả mãn điều kiện về tuổi thọ.
Từ chiều dài đai l = 1600 (mm) tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công
thức:
4
.8
a
22
∆−λ+λ
=
(5-4)
Trong đó:

( ) ( )
=+−=+
π
−=λ 400100.
2
14,3
1600dd.
2
l
21
815
13
13
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

2
100400
2
dd
12
−
=
−
=∆
= 150
thay các giá trị này vào công thức (5-4), ta được:
( ) ( )
≈
−+
=

4
150.8815815
a
22
378(mm)
2.4. Góc ôm (α
1
).
Góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức:
( )
( )
≈
−
−=
−
−=α
378
57.100400
180
a
57.dd
180
12
1





135°
α
1
thoả mãn điều kiện α
1
> 120°
3. Xác định số đai .
Số đai z được tính theo công thức:
[ ]
zul0
d1
C.C.C.C.P
K.P
z
α
=
(5-5)
trong đó:
P
1
– là công suất trên trục bánh đai chủ động, P
1
= 5,82 (KW)
[P
0
] - là công suất cho phép, tra bảng 4.19 trang 62 sách tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí tập 1 ta được [P
0
] = 1,85 (KW).
K

d
– là hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7 trang 55 sách tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí tập 1 → K
d
= 1,1.
C
α
- là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
, tra bảng 4.15 trang 61 sách tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 → C
α
= 0,875 với α
1
= 135°.
C
l
–là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, với tỉ số
l/l
0
= 1600/1320 = 1,2 → theo bảng 4.16 cho giá trị C
l
= 1,04.
C
u
– là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 trang 61 ta có C
u
=
1,14.
14

14
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

C
z
– là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,
tra bảng 4.18 với z’ =
[ ]
⇒== 15,3
85,1
82,5
0
1
P
P
. C
z
= 0,95
Thay các giá trị vừa tra được vào công thức (5-5):
==
95,0.14,1.04,1.875,0.85,1
1,1.82,5
z
3,51 ⇒ lấy z = 4
từ số đai z = 4, xác định chiều rộng bánh đai theo công thức:
B = (z-1).t + 2.e
Với t = 15, e= 10 (theo bảng 4.21 trang 63 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
tập 1) ⇒ B = (2-1).15 + 2.10= 35 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai.
d

a
= d + 2.h
0
= 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm)
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng trên một đai F
0
được tính theo công thức:
v
d1
0
F
z.C.v
K.P.780
F +=
α
(5-6)
F
v
– là lực căng do lực ly tâm sinh ra, điều chỉnh định kì lực căng.
F
v
= q
m
. v
2
(5-7)
Trong đó: q
m
– là khối lượng một mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 trang 64 sách tính

toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 → q
m
= 0,105 (kg/m)
(5-7)⇔ F
v
= 0,105. (7,536)
2
= 5,96 (N)
thay các số liệu vào công thức (5-6), ta có:
96,5
4.875,0.536,7
1,1.82,5.780
0
+=F
= 195,28 (N)
lực tác dụng lên trục:
F
r
= 2.F
0
.z.sin(α
1
/2) = 2.195,28.4.sin(135/2) = 1 443,3 (N)
15
15
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Sau khi đã xác định được các kích thước của bộ truyền ta liệt kê các giá trị này
trên bảng 4.
Bảng 4. Các thông số và kích thước của bộ truyền.

Thông số Công thức tính hoặc bảng Giá trị
Tiết diện đai Kí hiệu đai À
đường kính bánh đai nhỏ bảng 4.13 100 (mm)
đường kính bánh đai lớn
d
2
= d
1
.u.(1 - ε)
396 (mm)
Vận tốc đai
v = π.d
1
. n
1
/60000
7,536 (m/s)
Trị số tiêu chuẩn của d
2
bảng 4.21 400 (mm)
Tỉ số truyền thực tế
u = d
2
/d
1
.(1 - ε)
4,04
Sai lệch tỉ số truyền
∆u = ((u
t

- u)/u).100%
1%
Khoảng cách trục sơ bộ a = 0,95. d
2
380 (mm)
Khoảng cách trục chính xác
a =
4/).8(
22
∆−λ+λ
378 (mm)
Chiều dài tính toán
l = 2a+π.(d
1
+d
2
)/2+(d
2
-d
1
)
2
/4a
1604,2(mm)
Chiều dài tiêu chuẩn Bảng 4.13 1600(mm)
Số vòng chạy của đai i = v/l 4,7(1/s)
Góc ôm trên bánh đai nhỏ
α
1
= 180° - (d

2
– d
1
).57°/a 135°
Các hệ số K
d
tra bảng 4.7 1,1
C
α
tra bảng 4.15
0,875
C
l
tra bảng 4.16 1,04
C
u
tra bảng 4.17 1,14
C
z
tra bảng 4.18 0,99
Công suất cho phép
[P
0
] tra bảng 4.19
1,85(KW)
Số đai cần thiết
z = P
1
.K
d

/([P
0
].C
α
.C
l
.C
u
.C
z
)
3,51
Số đai chọn Chọn theo số nguyên 2
Chiều rộng bánh đai B = (z-1).t + 2.e 35(mm)
đường kính ngoài bánh đai d
a1
= d
1
+ 2.h
0
106,6 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.h
0
406,6 (mm)
Lực căng ban đầu
F

0
= 780.P
1
.K
d
/(v.C
α
.z) + F
v
195,28 (N)
Lực tác dụng lên trục
F
r
= 2.F
0
.z.sin(α
1
/2)
1443,3(N)
C. Thiết kế trục
i . Chọn vật liệu
Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền
chuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp .Đồng thời , trục còn tiếp nhận
đồng thời cả mômem uốn và mô men xoắn .
16
16
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác
hình học cao . Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn

định dao động
Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật
liệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công . từ đó ta chọn vật liệu chế tạo
các trục là thép 45 có : σ
b
= 600 Mpa , [τ] = 15 - 30 (Mpa)
I- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục .
d
K
=
3
].[2,0
τ
k
T
.
Trong đó: d
k
- Đường kính trục thứ k.
[τ]- Mômen xoắn cho phép chọn [τ] = 17 Mpa.
T
k
- Mômen xoắn trên trục thứ k.
T
I
= 1.42.10
5
[N.mm].
T
II

= 5,05.10
5
[N.mm].
⇒d
sb1
=
3
].[2,0
τ
I
T
=
3
5
17.2,0
10.42,1
= 34,70[mm].
⇒d
sb2
=
3
].[2,0
τ
II
T
=
3
5
17.2,0
10.05,5

= 52,96 [mm] .
Vậy ta chọn : d
sb1
= 35 [mm] .
chọn : d
sb2
= 55 [mm].
tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: b
o1
= 21mm, b
o2
= 29mm,
1-xác định chiều rộng các may ơ.
+ chiều rộng may ơ bánh đai :
l
m12
= (1,2 1,5).d
sb1
= (1,2 1,5).35 [mm]
Chọn l
m22
= l
m23
= 45 [mm].
+ chiều rộng may ơ bánh răng :
l
m13
= (1,2 1,5).d
sb1
= (1,2 1,5).35 [mm]

Chọn l
m22
= l
m23
= 45 [mm].
17
17
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

l
m22
= (1,2 1,5).d
sb2
= (1,2 1,5).55 [mm].
Chọn l
m22
= 70 [mm].
+ Chiều rộng may ơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi nên ta có:
l
m23
= (1,4 2,5).d
sb2
= (1,4 2,5).55 [mm].
Chọn l
m 23
= 80 [mm]

2-Xác định chiều dài giữa các ổ.
Ta có :
k

1
–khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của
hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay .Tra bảng 10.3/1/ chọn k
1
= 12
[mm].
k
2
– khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp . Tra bảng
10.3/1/ được k
2
= 10 [mm].
k
3
- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ, .Tra bảng
10.3/1/ được k
3
= 15 [mm].
h- Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy h
n
= 15 [mm] .
- Xác định chiều dài giữa các ổ
-Trục 1
l
( )
n3012m12c
hkbl.5,0 +++=
trong đó b
1o
là chiều rộng ổ b

( )
mm
o
21
1
=
l
c12
là khoảng cách công xôn
l
( ) ( )
121212
6315152145.5,0
cc
llmm −=→=+++=
= 63(mm)

2101313
)(5,0 kkbll
m
+++=
Trong đó
l
13m
Chiều dài may ơ của bánh răng côn trên trục 1
l
m13
= 45 mm
theo trên b
01

= 21 mm

( )
mml 551012)2145.(5,0
13
=+++=⇒
18
18
l12
l13 l11
b02
l22
l21
l23
lm23
lm22
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy


-Trục II.

( )
( )
( )
( ) ( )
mmhkblll
mmkkbll
nm
m
22815152980.5,0144.5,0

)(7210122970.5,0.5,0
302232123
21022222
=++++=++++=
=+++=+++=
Do đó khoảng cách giữ các gối đỡ là :
l
11
= l
21
= 2l
22
= 2.72 = 144 mm
IV.xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
Chọn hệ trục toạ độ xyz:
l
m13
19
19
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết
lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực
Lực vòng
t
F
có phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều
ω

đối với bánh chủ đông.

Lực hướng tâm F
R
có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánh
a.Lực tác dụng lên bộ truyền đai
F
r d
= 1443,3 (N)
 F
x12
 = F
t d
cos60 =721,65 N
 F
y12
 = -F
t d
sin60 =1249,93 N
b. Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng
F
( )
2
5
1
1
1
66,3592
05,79
10.42,1.2
.2
t

w
t
FN
d
T
====
( )
0
62,130720.66,3592.
21
2
0
11
==
====
aa
rtr
FF
FNtgtgFF
α
Cuối cùng lực từ khớp nối tác dụng lên trục :
F
r
= (0,2…0,3).2T
2
/D
t
= 2330,8 N
Trong đó D
t

= 130 mm - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục
vòng đàn hồi. Làm tăng ưs và biến dạng do lực vòng gây nên .Ngươc chiều lực
vòng.
Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I :
Hình I
a. Trục 1
- dựa vào sơ đồ hình vẽ II để xác định phản lực tại các gối tựa 0 và 1 và phản
lực tổng Fl
t
:
ΣX = 0
⇒F
x12
- F
X10
+ F
t
– F
x11
= 0
ΣM
oy
= 0
⇒ F
x12
.l
12
-F
t1
.l

13
+ F
x11
.l
11
=0

F
X11
=-( F
x12
.l
12
-F
t1
.l
13
)/l
11
= 1744,3(N)

F
x10
= F
x12
+ F
t
- F
x11
= 3098,3 (N)

ΣY = 0
⇒ F
y12
- F
r
+ F
y10
–F
y11
= 0
ΣM
0x
= 0
⇒ F
y11
.l
11
+ F
r
l
13
+ F
y12
.l
12
= 0
20
20
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

F
Y11
= -(F
r
.l
13
+ F
y12
l
12
)/l
11
=-969,5(N)
F
Y10
= F
r
+ F
y11
– F
y 12
=-383,6(N)
2 2
t x y
Fl Fl Fl= +
Fl
t10
= 3121,9N)
Fl
t11

= 1995,6 (N)

Hình II
-Tính mô men uốn tổng M
j
và mô men tương đương M
đt
tại các tiết diện
thứ j trên chiều dài trục theo công thức :
M
J
=
2
xj
2
yj
MM +
; M
tđj
=
2
j
2
j
T.75,0M
+

Thay số :
( )
( )

( )
).(161390.75,0
).(104517
)(122976.75,0
0
00.75,0.75,0
)(0
152941.75,0
90928
2
2
1313
13
2
12
12
22
11
2
1111
11
2
10
2
1010
2
0
2
010
mmNTMM

mmNM
NmmTM
M
NmmTMM
NmmM
NmmTMM
NmmMMM
td
td
td
td
xy
=+=
=
==
=
=+=+=
=
=+=
=+=
-Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức :
[ ]
3
tdj
j
.1,0
M
d
σ
=

trong đó :
[ ]
σ
là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10-5
[ ]
( )
Mpa50=→
σ

=⇒
o
d
1
31,3 mm
lấy d
10
= 35 mm

0
11
=
d
mm
lấy d
11
= 35 mm

=
12
d

29,1
lấy d
12
= 32 mm
21
21
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy


=
13
d
31,8 mm
lấy d
13
= 38 mm
b. Trục II.
Dựa vào sơ đồ hình vẽ để xác định phản lực tại các gối tựa


Hình III
Chọn F
x23
= F
r
= 2330,8 N
ΣX = 0
⇒ - F
X23
– F

21
+ F
t2
– F
X20
= 0
ΣM
oy
= 0
⇒ F
x21
.l
21
+ F
x 23
.l
23
- F
t2
.l
22
= 0
F
X21
=-( F
x 23
.l
23
- F
t2

.l
22
)/l
21
= -1894,1 (N)
F
X20
=- F
X23
– F
21
+ F
t2
= 3156 (N)
ΣY = 0 ⇒ - F
r 2
– F
Y21
-F
Y20
= 0
ΣM
0x
= 0 ⇒ F
r2
.l
22
+ F
Y21
.l

21
= 0
F
Y21
= - F
r2
.l
22
/ l
21
=-653,8 (N)
F
Y20
= - F
r 2
– F
Y21
= - 653,8(N)
Fl
t20
= 3223,0 (N)
Fl
t21
= 2003,8 (N)

Tính mô men uốn tổng M
J
và mô men tương đương M
tđJ
tại các tiết diện j trên

chiều dài trục .
( )
( )
( )
( )
)(8,437342.75,0
).(0
0,495095.75,0
8,232056
3,479167.75,0
195787
)(0
)(0
2
23
23
2
12
2
1222
2
22
2
2222
2
21
2
2121
2
21

2
2121
12
20
NmmTM
mmNM
NmmTMM
NmmMMM
NmmTMM
NmmMMM
NmmM
NmmM
td
td
xy
td
xy
td
==
=
=+=
=+=
=+=
=+=
=
=
 đường kính trục tại các tiết diện :
[ ]
σ
=48 là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

22
22
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy

d
20
= 0 (mm)
d
21
=46,4 (mm)
d
22
= 46,9 (mm)
d
23
= 44,9 (mm)
Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta chọn :
d
20
= 50 (mm)
d
22
= 52 (mm)
d
23
= 48 (mm)
d
21
= 50 (mm)
III. Tính mối ghép then .

- Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường
kính trục và chiều dài may ơ . Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp
giảm tốc nên ta dùng then bằng
Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục
*Trục 1
+Với d
12
= 32 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có
b = 10(mm) ; h= 8(mm) ; t
1
=5 mm;
Chiều dài then l
t
=(0,8 0,9 )l
m12
= (0,8…0,9). (1,2…1,5)d
lấy l
t
= 28 mm
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

( )
[ ]
d
1t
d
thl.d
T.2
σσ
≤

−
=
;
τ
[ ]
c
t
c
bld
T
τ
≤=

.2
Trong đó
[ ]
d
σ
ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1
[ ]
( )
Mpa100
d
=
σ
[ ]
c
τ
ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì

[ ]
( ) ( )
[ ]
( )
Mpa30lÊy30 2090 60
3
1
cc
===
ττ

Thay vào
23
23
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy


[ ]
( )
( )
[ ]
[ ]
( )
[ ]
5
5
2.1,4.10
96,6
35.28. 8 5
2.1,42.10

28,9
35.28.10
d d
c c
Mpa
Mpa
σ σ
τ τ
= = <
−
= = <
Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
+Với d
13
= 38(mm) tra bảng 9-1a tập 1 có
b = 10(mm) ; h= 8(mm) ; t
1
= 5 mm ;
Chiều dài then l
t
=(0,8 0,9 )l
m13
= (0,8…0,9). (1,2…1,5)d
lấy l
t
= 40 mm
Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt

( )
[ ]

d
t
d
thld
T
σσ
≤
−
=
1
.
.2
;
τ
[ ]
c
t
c
bld
T
τ
≤=

.2
Trong đó
[ ]
d
σ
ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1
[ ]

( )
Mpa
d
100=σ
[ ]
c
τ
ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì
[ ]
( ) ( )
[ ]
( )
MpalÊy
cc
3030209060
3
1
=τ==τ
Thay vào
[ ]
( )
( )
[ ]
[ ]
( )
[ ]
5
5
2.1,42.10

62,28
38.40. 8 5
2.1,42.10
18,68
38.40.10
d d
c c
Mpa
Mpa
σ σ
τ τ
= = <
−
= = <
Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
*Trục 2
Với d
22
= 52 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có
b =16(mm) ; h= 17(mm) ; t
1
=6mm ;
Chiều dài then l
1
=(0,8 0,9 )l
m12
= (0,8…0,9). (1,2…1,5)d
lấy l
1
= 56 mm

Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt
24
24
Đồ án TKHTDDCK GVHD:Th.s Nguyễn Quang Huy


( )
[ ]
d
t
d
thld
T
σσ
≤
−
=
1
.
.2
;
τ
[ ]
c
t
c
bld
T
τ
≤=

.2
Trong đó
[ ]
d
σ
ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1
[ ]
( )
Mpa
d
100=σ
[ ]
c
τ
ứng suất cắt cho phép
Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì
[ ]
( ) ( )
[ ]
( )
Mpa30lÊy30 2090 60
3
1
cc
===
ττ
Thay vào
[ ]
( )

( )
[ ]
[ ]
( )
[ ]
2.505000
31,5
52.56. 17 6
2.505000
21,67
52.56.16
d d
c c
Mpa
Mpa
σ σ
τ τ
= = <
−
= = <
Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn
Với d
( )
23
48 mm
=
tra bảng 9-1a có
b=14mm ; h =9mm ; t
5,5 ;mm=

Chiều dài

( ) ( )
( )
22
0,8 0,9 0,8 0,9 (1,2 1,5)
63
t m
t
l l d
l mm
= =
=

Với
[ ]
( )
[ ]
( ) ( )
100 ; 30 ; 505000
d c
Mpa Mpa T Nmm
σ τ
= = =


[ ]
( )
( )
[ ]

[ ]
( )
[ ]
2.505000
95,42
48.63. 9 5,5
2.505000
23,86
48.63.14
d d
c c
Mpa
Mpa
σ σ
τ τ
= = <
−
= = <

Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn
IV. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
25
25