đồ án thiết kế trục động cơ

PH N I:TNH TON H DN NG .
I. Chọn động cơ
Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u điểm
sau:
- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất
- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù
hợp.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
- Công suất cần thiết P
ct
:

P
ct
=

lv
P

P
lv
=
==
1000
7,1.3500
1000
.vF
5,95( KW )
- Hiệu suất hệ dẫn động :
-Theo sơ đồ đề bài thì : =
m

ổ lăn
.
k
bánh răng
.
khớp nối
.

ai
.
m : Số cặp ổ lăn (m = 3);
k : Số cặp bánh răng (k = 1),
Tra bảng 2.3 (trang 19), ta đợc các hiệu suất:
Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn :
ol
= 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín),
Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng:
br
= 0,97 (bánh răng đợc
che kín),
Hiệu suất làm việc của khớp nối :
k
= 0.99 (chọn khớp nối mềm),
Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai :
đ
= 0,95
Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền :
= (0,99)
3
. 0,97.0.99. 0,95 = 0,885

Công suất cần thiết P
ct
:

P
ct
=

lv
P
=
73,6
885.0
95,5
=
(kw)

B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc.
*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là u
sb
.Theo bảng 2.4 truyền
động bánh răng trụ nghiêng hộp giảm tốc 1 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài):
u
sb
= u
sbh
. u
đ
= 4.5 = 20

+ Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=
475.14,3
7,1.60000
.
.60000
=
D
v
=68,35(v/ph)
Trong đó : v : vận tốc băng tải
D: Đờng kính băng tải .
+ Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sbđc
:
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 68,35.20 = 1367 ( v/ph )
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ (số vòng quay của từ trờng) đợc xác
định theo công thức : n
đb
=

p
f.60

Trong đó f =50 Hz, p - số cặp cực từ (chọn p = 2)
n
đb
=
p
f.60
=
2
50.60
= 1500 (v/ph)
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
P
đc


P
ct

n
đc
n
đb

và
T
T
T

T
mm
dn
K

Ta có :
kWP
td
5,7=
;
)/(1500 phvgn
db
=
;
4,1=
T
Tmm

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 234 ).
Ta chọn đợc kiểu động cơ là : K160S4
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :
Bng 1.1. Bng c trng c-in ca ng c
Kiu
ng c
Cụng
sut
Vn tc quay
Vũng/phút

% Cos

dn
k
I
I
dn
k
T
T
Khi
lng
d
(mm
)
Kw Mã
lc
50Hz 60Hz
K160S4 7.5 10 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 92 (kg) 38

2,2=
dn
k
T
T
>
4,1=
T
Tmm
Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
PHN II:PHN PHI T S TRUYN.

Ta đã biết :

nghsbc
uuu =
Tỷ số truyền chung :

21,21
35,68
1450
===
lv
dc
c
n
n
u
Ta có: Chọn: u
br
=5
u
ng
= u
đ
+ u
kl
(u
kl
=1) u
ng
= u

đ
u
ng
= u


=
br
c
u
u
=
5
12,12
=4,3
Vậy : u
h
= u
br
=5 ; u
ng
= u
đ
=4,3
PHN III: TNH TON CC THễNG S,CễNG SUT,Mễ MEM V S
VềNG QUAY TRấN CC TRC.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn
động.
Công suất, số vòng quay :
P

lv
=5,95(kW) ; n
lv
=68,35 (v/ph)
95,5==
lvIII
PP
(kW)
07,6
99,0.99,0
95,5
===
klol
lv
II
P
P

(kW)
32,6
97,0.99,0
07,6
. ===
brol
II
I
P
P

(kW)

71,6
95,0.99,0
32,6
===
ol
I
c
P
P

(kW)
n
I
=
=
d
dc
u
n

=
3,4
1450
337,20 (v/ph)
n
II
=
44,67
5

20,337
==
br
I
u
n
(v/ph)
n
III
=
44,67
1
44,67
==
kl
II
u
n
(v/ph)
Mô men T
đc
= 9,55. 10
6
.
55,49396
1450
5,7
.10.55,9
6
==

dc
dc
n
P
(N. mm).
T
I
= 9,55. 10
6
.
69,178991
20,337
32,6
.10.55,9
6
==
I
I
n
P
(N. mm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
64,859556
44,67
07,6
.10.55,9

6
==
II
II
n
P
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
76,842563
44,67
95,5
.10.55,9
6
==
III
III
n
P
N. mm.


Trục
Thông số
Trục
động
cơ

I II III
U
đ
=4,3 U
br
=5 U
kl
= 1
P (kW) 7,5 6,32 6,07 5,95
N(v/ph) 1450 337,20 67,44 67,44
T(N.mm) 49396,55 178991,69 89556,64 82563,76
Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:
PH N IV : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY.
i. TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC.
1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng.
do không có yêu cầu gì đặc biệt ta chon vật liệu cho hai bánh răng nh nhau.
Theo bảng 2.1 chon:
Chọn vật liệu nhóm I
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 MPa. Chọn HB
1
= 270 (HB)
s <= 60 mm
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có:

b2

= 750 MPa ;
ch 2
= 450 MPa. Chọn HB
2
= 230 (HB)
s <= 100 mm
1.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

[ ]
HLxHVR
H
o
H
H
KKZZ
S








=
lim


;

[ ]
FLFCxFSR
F
o
F
F
KKKYY
S








=
lim


Vì bộ truyền quay một chiều nên. K
FC
= 1.
Vì là tính sơ bộ nên chọn sơ bộ:
Z
R
Z
V
K
xH

= 1
Y
R
Y
S
K
xF
= 1
Với S
H
là hệ số an toàn,S
F
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập
trung ứng suất theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì S
H
= 1,1 ,S
F
= 1,75
Z
R
Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc.
Z
V
Hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc vòng.
K
XH
Hệ số kể đến kích thớc bánh răng.
N
FO1
= N

FO2
=4.10
6
số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
Theo bảng 6.2 ta có:

[ ]
HHLHH
SK

=
lim



limH

= 2.HB + 70


H lim1
= 610 MPa;


H lim2
= 530 MPa;
[ ]
F
FL
o

F
F
S
K.
lim


=
HB
F
8,1
0
lim
=

486270.8,1
0
1lim
==
F

Mpa
414230.8,1
0
2lim
==
F

Mpa
Hệ số tuổi thọ K

HL
,K
FL
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

K
FL
=
F
m
FEFO
NN
với m
H
= m
F
=6 (bậc của đờng cong mỏi).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
= 30. H
4,2
HB
;

74,2
1
10.05,2270.30
==
HO
N
;
74,2
2
10.39,1230.30 ==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.
tncNN
iFEHE
== 60
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.

n
i
, t
i
: Lần lợt là số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
11 FEHE
NN =
7

1
10.5,7622000.2,337.2.60 ==
HE
N
7
2
10.8,1722000.44,67.2.60 ==
HE
N
ta có :
11 HOHE
NN >
nên thay
11 HOHE
NN =


22 HOHE
NN >
nên thay
22 HOHE
NN =
Ta
có
11 FOFE
NN >
nên thay
11 FOFE
NN =

22 FOFE
NN >
nên thay
22 FOFE
NN =
Suy ra K
HL1
=1, K
FL1
=1, K
HL2
=1, K
FL2
=1
[
H
]
1
=
5,554
1,1
1.610
=
MPa; [
H
]
2
=
8,481
1,1

1.530
=
MPa;
Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên :

[ ]
[ ] [ ]
2
21
HH
H


+
=
= 517,75 MPa < 1,25
[ ]
min
H

=602,25 MPa
Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện.
Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên K
FC
=1

[ ]
71,277
75,1
1.486.

1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K


(MPa).
[ ]
5,236
75,1
1.414
.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F
S
K

(MPa)
ứng suất quá tải cho phép ,theo (6.10) và (6.11) ,ta có
[ ]
max
H

=2,8.
2chay

=2,8.450=1260 (MPa).
[ ]
max
1F

=0,8.
1chay

= 0,8.580=464 (Mpa)
[ ]
max
2F

=0,8.
2chay

= 0,8.450=360 (Mpa)
1.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15 a) :
a
w1

= K
a
(u
br
+1)
[ ]
3
2
1

.
babrH
H
u
KT


Với: T
1
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T
1
=178991,69N.mm
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng ;
Hệ số
ba
= b
w
/a

w
;
T
1
=178991,69N.mm
K
a
=43(răng nghiêng)
( ) ( )
9,015.3,0.5,01.5,03,0 =+=+==
brbabdba
u

Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta đợc K
H

=1,02 ; [
H
]=517,75 MPa
Thay số ta định đợc khoảng cách trục :
a
w
= 43.(5+1).
499,137
9,0.5.75,517
02,1.69,178991
3
2
=
mm

Chọn a
w
= 140mm (Theo dãy 2 tiêu chuẩn SVE229-75.)
1.3. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun : m
n
= (0,01 ữ 0,02). a
w
= (0,01 ữ 0,02).198 = 1,4ữ2,8
Chọn môđun m
n
= 2
* Tính số răng của bánh răng: chọn sơ bộ = 10


cos = 0,9848 ;
Số răng Z
1
=
)1.(
cos.2
+um
a
w

=
96,22
)15.(2
984,0.140.2
=

+
( răng )
chọn số răng của bánh dẫn Z
1
= 22( răng )
Z
2
= u
br
Z
1
= 5.33= 110( răng )
Tỷ số truyền thực tế: u
t
=
22
110
= 5
Tính chính xác góc nghiêng :
cosβ =
95,0
138.2
)11022.(2
.2
.
=
+
=
w
t

a
Zm
⇒ β = 16
°
57’.
- §êng kÝnh chia : d
1
=
31,46
95,0
22.2
cos
.
1
==
β
Zm
mm. Ch n dọ
1
=47mm
d
2
=
231
95,0
110.2
cos
.
2
==

β
Zm
mm
- §êng kÝnh l¨n : d
w1
= 2.a
w1
/ (u
brt
+ 1) = 2.140 / 6 = 46 mm,
d
w2
= u
2
. d
w1
= 5.46 =230 mm;
1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải
thỏa mãn điều kiện
σ
H
=
brtw
w
brH
HM
ubd
uKT
ZZZ

)1.( 2
.
1
2
1
+
ε
≤ [σ
H
] = 517,75 (MPa).
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K
H
= K
H
β
.K
HV
. K

H
α
.
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w1
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Xác định ứng xuất tiếp xúc:
Bánh răng nhỏ:
- Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; Z
M
= 274 Mpa
1/3
Vì bánh răng là thép
tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).
Theo (6.35):
với α
tw
=arctg(tg20
o
/cosβ)=arctg(tg20
0
/0,95)=20,96
(tgβ
b
=cosφ

t
.tgβ=cos(20, 96)tg(16,57)=0,27

Vậy β
b
=
'3115
0
theo TCVN 1065-71 α=20
0
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z
H
=
68,1
)96,20.2sin(
95,0.2
2sin
cos2
==

tw
α
β

- b
w
: Chiều rộng vành răng.

b
w
= 0,3.a
w
= 0,3.140= 42(mm ).
ε
α
= [1,88 – 3,2 (1/Z
1
+1/Z
2
)].cosβ = [1,88 – 3,2 (1/22+1/110)].0,95 = 1,70
v=π.d
w1
.n
1
/60000
v=3,14.46.337,20/60000= 0,81 m/s
Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,81 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được
cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : K
H
α
= 1,13.
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Z
ε
=
94,0
1

=
α
ε
.
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K
H
= K
H
β
.K
HV
. K
H
α
.
Còn







===
=+=+=
62,05/138.81,0.73.002,0
00,1
13,1.03,1.69,178991.2

46.41.81,0
1
2

1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oHH
HH
Hv
ω
αβ
ωω
δν
ν
Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒ δ
H
= 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒ g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒ K
H
β

= 1,01
⇒ K
H
= K
H
β
.K
HV
. K
H
α
=1,03.1,13.1,025= 1,193
Thay số : σ
H
=
18,433
5.41.230
)15.(193,1.69,178991.2
94,0.68,1.274
2
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z

V
K
xH
.
Với v =0,81 m/s ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
=1,25÷0,63 µm. Do đó Z
R
= 1 với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
⇒ [σ
H
] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa.
Nhận thấy rằng σ
H
< [σ
H
] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện
bền do tiếp xúc.
1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng σ
F
phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σ

F
] hay:
Điều kiện bền uốn cho răng:
σ
F1
=
1
11

2
wnw
FF
dmb
YYYKT
βε
≤ [σ
F1
]
σ
F2
=
1
21
.
F
FF
Y
Y
σ
≤ [σ

F2
]
Trong đó: T
1
- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T
1
= 178991,69 Nmm;
m
nw
- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng
m
nw
= m
tw
= 2(mm);
b
w
-Chiều rộng vành răng, b
W
= 42 (mm);
d
w1
-Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, d
w1
= 46 (mm);
z
vn1
=
β
3

1
cos
z
(3.59)
z
vn2
=
β
3
2
cos
z
(3.60)
⇒ z
vn1
=
)57,16(cos
22
03
= 24,98
⇒ z
vn2
=
) 57,16(cos
110
03
= 124,92
⇒ Lấy z
v1
=25 ,z

v2
=125 .Nội suy ta có kết quả.
⇒ Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài
liệu [1], ta có: Y
F1
= 3,90 ; Y
F2
= 3,60;
Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 (khi ε
α
= 1,70 và HB2≤320, HB1-HB2≤70)
Y
ε
=
α
ε
1
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε
α
là hệ số trùng khớp ngang, ta có
ε
α
= 1,70
⇒ Y
ε
=

1,70
1
=0,58
Y
β
-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,
Y
β
=1- ε
α
/140 =1- 1,70/140 =0,98
K
F
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với: K
F
= K
F
β
. K
F
α
. K
Fv
(3.61)
Trong đó:
K
F
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,

theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: K
F
β
= 1,03;
K
F
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]
K
F
α
= 1,37;
K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công
thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
K
Fv
= 1 +
αβ
FF
mF
KKT
dbv
2

1
1
(3.62)

Với v
F
= δ
F
. g
0
. v.
u
ud
w
)1(
1
+
(3.63)
Trong đó:
δ
F
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài
liệu [1], ta chọn δ
F
= 0,006;
g
0
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 -
tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g
0
= 73;
v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 0,81 (m/s)
d
m1

- Đường kính của bánh răng nhỏ, d
w1
= 46(mm)
u - tỷ số truyền thực tế, u
brt
= 5;
b - Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm) ;
T
1
- Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T
1
= 178991,69(Nmm);
⇒ v
F
= 0,006. 73. 0,81.
5
)15.( 46 +
= 2,63
Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:
K
Fv
= 1 +
37,1.03,1.69,178991.2
46.42.63,2
= 1,01
T cụng thc (3 -61), ta tớnh c:
K
F
= 1,03. 1,37. 1,01 = 1,43
Kt hp cỏc kt qu trờn, thay vo cụng thc (3.39) v (3.40), ta cú:

F1
=
46.41.2
90,3.0,58.43,1.69,178991.2
= 30,68 (Mpa)

F2
=
9,3
6,3.68,30
= 28,32 (Mpa)
T ú ta thy rng:

F1
=30,68 Mpa < [
F1
] = 277,71 Mpa;

F2
= 28,32 Mpa < [
F2
] = 236, 5 Mpa.
Nh vy iu kin bn mi un c m bo.
1.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
ứng suất quá tải cho phép :
[
H
]
max

= 2,8
ch2
= 2,8. 450 = 1260 MPa;
[
F1
]
max
= 0,8
ch1
= 0,8. 580 = 464 Mpa.
[
F2
]
max
= 0,8
ch2
= 0,8. 450 = 360 MPa;
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.

H1max
=
H
.
6134,1.75,517 ==
qt
K

MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F1max
=
F1
. K
qt
=277,1 . 1,4 = 387,94 Mpa.

F2max
=
F2
. K
qt
= 236,5. 1,4 = 330,96 MPa
vì
F1max
< [
F1
]
max
,
F2max
< [
F2
]

max
nên răng thoả mãn
Kết luận: với vật liệu trên thì bộ truyền cấp chậm thoả mãn các yêu cầu kĩ thuật.
1.7. Thụng s c bn ca b truyn
- Khong cỏch trc: a
w
= 140 (mm).
- Mụun phỏp bỏnh rng: m
n
=2 (mm.)
- Chiu rng bỏnh rng: b
w
= 42 (mm).
- S rng bỏnh rng: Z
1
= 22 v Z
2
= 110
- Gúc nghiờng ca rng: = 16,57
0
.
- Gúc prụfin gc : = 20

.
- Gúc n khp:
t
=
t

= arctg(tg/cos) = 20,96

0
.
- ng kớnh chia : d
1
= d
w1
=46 mm
d
2
= d
w1
.u =46.5 = 230 mm
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2.m = 46+2. 2=50 (mm).
d
a2
= d
2
+ 2.m = 230 +2.2 =237 (mm).
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
–2,5.m=46 - 2,5.2 = 41 (mm).
d
f2
= d

2
- 2,5.m=230 -2,5.2 =225 (mm).
1.8.Lùc t¸c dông nªn bé truyÒn
Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ
+Lực vòng:
F
t1
= =
46
69,178991.2
=7782,25 N
+ Lực hướng chiều trục F
z1
:
F
z1
=F
x1
. tgα
tw
. cosβ (IV -18)
⇒ F
z1
=7782,25. Tg20,96
0
. cos15,67
0
=2870,30 N
+Lực hướng kính:F

y1
:
F
y
=F
x1
. tgβ (IV -19)
⇒ F
y
=7782,25. tg 15,67=2183,09 N
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:
+Lực vòng:
F
t1=
F
t2
=5705 N
+Lực hướng chiều trục F
z2
:
F
z1
= F
z2
=2870,30 N
+Lực hướng kính:F
y2

F
y2

= F
y1
= 2183,09 N
1
1
.
.2
w
d
T
1.9.Lập bảng thông số
STT Thông số Kí hiệu Giá trị
1 Khoảng cách trục a
w
140 mm
2 Tỷ số truyền u 5
3 Chiều rộng răng b
w
42 mm
4 Môđun pháp m 2 mm
5 Góc nghiêng răng
β
15,67
0
7 Số răng Z Z
1
= 22
Z
2
= 110

8 Đường kính vòng lăn d
w
d
w1
= 46 mm
d
w2
= 230 mm
9 Đường kính vòng đỉnh d
a
d
a1
= 50 mm
d
a2
= 237 mm
10 Đường kính vòng đáy d
f
d
f1
= 41 mm
d
f2
=225 mm
II.tÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép .( Bé truyÒn ®ai thang)
2.1Chọn tiết diện đai.
Dùa vµo c«ng suet cÇn truyÒn P
lv
= 5,95 vµ sè vßng quay cua b¸nh ®ai nhá :n=n
dc

=1450.
Chọn tiết diện đai A với các thông số:
Ký
hiệu
Kích thước tiết diện, mm
Diện tích
tiết diện A,
mm
2
Đường kính bánh
đai nhỏ d
1
, mm
Chiều dài giới hạn
l, mm
b
t
b h y
o
A 11 13 8 2,8 81
100 ÷ 200 560 ÷ 4000
Mặt cắt của đai thang

13
11
8
2,8
40
0

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ
Chọn d
1
= 120mm
Kiểm tra vận tốc đai
max
11
)/(62,10
60000
1450.315.
60000

vsm
nd
v <===
ππ
với v
max
= 25 m/s → thoả mãn điều kiện.
Theo (4.2) tài liệu [1]
→ ε = 0,02
• Chọn đường kính bánh đai lớn là:
chọn : ε=0,02
d
2
= 4,3 . d
1
.(1 - ε) = 5.140(1 - 0,02) =505(mm)

Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d
2
= 500 mm
- Vậy tỉ số truyền thực tế:
25,4
)02,01(120
500
)1(
1
2
=
−
=
−
=
ε
d
d
u
t
Sai số tỉ số truyền là:
%4%6,1%100.
3,4
3,425,4
%100. <=
−
=
−
=∆

u
uu
u
t
Thỏa mãn điều kiện
• Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai
Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và
đường kính bánh đai d
2
:
Chän a=d
2
=500mm
Kiểm tra điều kiện a:
0,55(d
1
+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2(d
1
+ d
2
)`
2(d
1
+ d
2
) = 2 (120 + 500) = 620mm
→ thỏa mãn điều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]

Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:
mm
a
dd
ddal
2046
500.4
)120500(
)500120.(.5,0500.2
.4
)(
).(.5,0.2
2
2
12
21
=
−
+++=
−
+++=
π
π
Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn
l = 2000 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo (4.15) tài liệu [1] ghh
max
31,5
0,2

62,10
i
l
v
i <===
với i
max
= 10 vòng/giây
- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2000 mm
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
mm
ddddlddl
a )(32,475
8
)(8)](2[)(2
2
12
2
1212
=
−−+−++−
=⇒
ππ
Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
)(
57
180
121
dd
a

o
o
−−=
α
o
o
o
43,134)140710(
34,672
57
180
1
=−−=
α
→ α
1
> α
min
= 120
o
→ thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
zu.lo
d1
C.C.C.C . ][P
K.P
z
α
=

Trong đó:
+ C
α

: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] → C
α

= 1-0,0025(180-
1
α
) = 0,88với α = 131,67
o
+ C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
85,0
1700
2000
==
o
l
l
Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] → C
l
= 0,975
+ K
đ
: hệ số tải trọng tĩnh

Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] → K
đ
= 1,0
+ C
u
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → C
u
= 1,14 với u = 4,25
+ [P
o
] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [P
o
] = 1,94 kW
với v = 10,62 m/s và d
1
= 120 mm
→
86,3
94,1
32,6
][
1
==
o
P
P
+ C
z

: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phâtrn bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → C
z
= 0,98
Do đó
29,3
975.0.14,1.02,1.88.0.94,1
0,1.32,6
==z
→ lấy z = 3
2.4.Chiều rộng của bánh đai
B = (z - 1) . t + 2e
Với z = 3, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
→ B = (3 - 1) . 15 + 2 . 10 =50 (mm)
• Đường kính ngoài của bánh đai (với h
o
= 4.2)
d
a
= d1 + 2h
o
= 120 + 2 . 3,3 = 126,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác định lực vũng
Theo (4.20) trang 64 tài liệu [1]
F
v
= q
m
. v

2
=0,105.
2
62,10
=11,84
+ q
m
: khối lượng 1 m chiều dài đai
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
q
m
= 0,105 kg/m
+ v: vận tốc vòng =10,62(m/s)
+ P
1
: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
v
d
o
F
zCv
KP
F
+=

780
1
α
)(66.18784,11

3.88,0.62,10
0,1.32,6.780
NF
o
=+=
Lực tác dụng lên trục
F
r
= 2F
o
. z . sin(
α
1
/2) = 2 . 187,66 . 3 . sin(134,43 /2)
→ F
r
= 1038 (N)
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1
n

1
1
25°
1
25°
O
2
d
2
2
2
n
2
Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc
B
t
d
d
a
ho
h
Hỡnh dỏng mt ct ai
Bng thng kờ
Thụng s Ký hiu ai thang
ng kớnh bỏnh ai nh
ng kớnh bỏnh ai ln
Chiu rng bỏnh ai
Chiu di ai
S ai
Lc tỏc dng lờn trc

d
1
, mm
d
2
, mm
B, mm
l, mm
z
F
r
, N
120
500
50
2000
3
1038
III. THIT K TRC V CHN KHP NI .
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45có
b
= 600 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12 20 Mpa
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
ng kớnh s b trc I

mm
T
d

sb
I
50,35
20.2,0
69,178991
2,0
33
1
===


ng kớnh s b trc II
mm
T
d
sb
II
18,28
20.2,0
64,89556
2,0
3
3
2
===

ng kớnh s b trc III
mm
T
d

sb
III
43,27
20.2,0
76,82563
2,0
3
3
3
===

Ch n s b :dI=35mm
dII=30mm
dIII=30mm
Theo b ng 10.2 trang 189 t i li u [1]ả à ệ
dI=35mm ta có :b01=21 (mm)
dII=30mm :b02=19 (mm)
dIII=30mm :b03=19 (mm)
3.Tính chọn khớp nối giữa trục II và trục của băng tải .
- Chọn kết cấu nối trục:
Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế
tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy….
Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T
2
= M
II
= 89556,64 Nmm = 89,556 Nm;
Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục sơ bộ
d = 28(mm)
- Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục

vòng đàn hồi như sau:
d
m
d
D
0
D
l
1
l
2
D
3
d
1
l
2
l
l
1
l
3
h
B
l
L
B
1
d
c

Hình5.1- Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi.
T,
Nm
d
mm
D
mm
d
m
mm
L
mm
l
mm
d
1
mm
D
0
mm
Z n
max
v/p
B
mm
B
1
mm
l
1

mm
D
3
mm
l
2
mm
125 28 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
T,
Nm
d
c
mm
d
1
mm
D
2
mm
L
mm
l
1
mm
l
2
mm
l
3

mm
H
mm
125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5
Chọn vòng đàn hồi bằng cao su.
- Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt:
Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2]
σ
d
=
30

2
ldDZ
kT
c
≤ [σ
d
] (III -1)
Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - Tài liệu [2],
với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8;
[σ
d
] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [σ
d
] = 3 MPa;
⇒ σ
d
=
28.14.90.4

64,89556.8,1.2
= 2,28(MPa) < [σ
d
] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện bền
dập của vòng đàn hồi cao su.
- Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:
σ
u
=
ZDd
lTk
c
1,0

0
3
0
≤ [σ
u
] (III -2)
Trong đó: l
0
= l
1
+
2
2
l
= 34 + 16 = 50 (mm)
[σ

u
] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [σ
u
] = (60…80) MPa;
⇒ σ
u
=
4.90.14.1,0
50.64,89556.8,1
3
= 70,31 (MPa) < [σ
u
]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của
chốt.
Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý.
- Tính lực khớp nối:
F
kn
= (0,2…0,3)F
'
t
(III -3)
Với F
'
t
- lực vòng trên khớp nối, F
'
t
=
t

I
D
T.2
(III -4)
Trong đó: T
I
- Mô men xoắn trên trục I, T
I
= 8023,32(Nmm);
D
t
- Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1, ta
có D
t
= 90 (mm);
⇒ F
'
t
=
90
64,89556.2
= 1990,14 (N)
Từ đó ta tính được: F
kn
= (0,2…0,3). 1990,14= (398,02…597,04) (N);
Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: F
kn
= 497,53 (N)
- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:
- Hình 6.2: Chiều quay của các trục

- Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc
• Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:
l
mki
= (1,2…1,5)d
k
(IV -2)
Trong đó: d
k
là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;
Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: l
m11
=(1,2…1,5). 35 = (42… 52,5) mm;
lấy: l
m11
= 42 (mm);

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức:
l
mki
= (1,2…1,5)d
k
(IV -3)
Trong đó d
k
là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng
⇒ Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:
l
m12

= (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; lấy l
m12
= 45 (mm);
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:
l
m21
= (1,2…1,4). 30 = (36…42) mm; lấy l
m32
= 50 (mm);
- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):
l
mki
= (1,4…2,5)d
k
(IV -4)
⇒ l
m22
= (1,4…2,5). 30 = (36…75) mm; lấy l
m22
= 40 (mm)
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta
có:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k
1
= (8…15) mm; lấy k
1
= 10 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k

2
= (5…15) mm; lấy k
2
= 8 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:
k
3
= (10…20) mm; lấy k
3
= 15 (mm);
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:
h
n
= (15…20) mm; lấy h
n
=20 (mm)
-Sử dụng các kí hiệu như sau
K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng
l
ki
:khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k
l
mki
:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k
l
cki
: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối
đỡ.
L

cki
=0,5(l
mki
+b
0
) +K
3
+h
n
-Trục I :
l
c12
=0,5(l
m11
+ b
o
) +K
3
+h
n
=0,5(42+21)+15+20
= 66 (mm)
theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có
l
12
=-l
c12
=-66(mm) ,chọn l
12
=66(mm)

l
13
=0,5(l
m12
+ b
o
)+K
1
+ K
2
=0,5(45+21)+10+5
=48(mm) chọn l
13
=48 (mm).
l
11
=2.l
13
=2.48=96(mm) .
-Trục II:
l
20
=K
3
+h
n
+l
m22
/2 =15+20+20=55(mm).
l

21
=l
11
=2.45 = 96(mm)
l
23
=0,5(l
m22
+b
o
)+K
1
+K
2
=0,5(40+19)+15+20
=64,5(mm) ,chọn l
23
=65(mm)