thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN
CHI TIẾTMÁY
ĐỀ TÀI : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG
TẢI.

Trang

1


TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
CHƯƠNG 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ
TRUYỀN…………………………………………………………………… 4
I.
II.
III.

Chọn động cơ. ………………………………………………………. 4
Phân phối tỷ số truyền. ………………………………………………. 5
Xác định các thông số và lực tác dụng. ………………………………. 6

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY:
I.
II.

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang………………………………… 8
Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng hai căp côntrụ…………... ………………………………………………………. 12

A. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng…………………………… 14
B. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…………………………….19
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC………………………………24
I.

II.

Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và giá tri lực tác dụng.
1. Giá tri lực tác dụng. …………………………………………….25
2. Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền. …………………………. 27
3. Bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc………………………………….28
Tính toán thiết kế trục….………………………………………………29
1. Thiết kế trục I ….………………………………………………..29
2. Thiết kế trục II….………………………………………………..35
3. Thiết kế trục III….……………………………………………….41

CHƯƠNG 4: CHỌN THEN….…………………………………………………46
I. Chọn then trên trục I…….…………………………………………………47
II. Chọn then trên trục II...….…………………………………………………48
III.Chọn then trên trục III.….………………………………….………………49
CHƯƠNG 5: CHỌN Ổ LĂN.………………………………….………………..53
I.
II.
III.

Trục I………………..………………………………….……………….53
Trục II...……………..………………………………….……………….56
Trục III..……………..………………………………….……………….58

CHƯƠNG 6: NỐI TRỤC ĐÀN HỒI………………………….………………...61

CHƯƠNG 7: THIẾT KẾ VÕ HỘP………………………….…………………62
2


I.
II.

Võ Hộp Giảm Tốc……..………………………………….………………..62
Các chi tiết phụ…………..………………………………….…………...…65

CHƯƠNG 8: CHỌN DẦU BÔI TRƠN………………………….…………...…69
CHƯƠNG 9: BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP. ………………….…………...…69

TÀI LIỆU THAM KHẢO:

1. TRỊNH CHẤT –LÊ VĂN UYỂN.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
(Tập 1 và 2). Nhà Xuất Bản Giáo Dục Việt Nam. (TL1).

2. NGUYỄN HỮU LỘC-CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY.Nhà Xuất Bản Đại Học Quốc Gia TP Hồ
Chí Minh. (TL2)

3. TRẦN HỮU QUẾ-ĐẶNG VĂN CỪ-NGUYỄN VĂN TUẤN.VẼ KĨ THUẬT CƠ
KHÍ.Nhà Xuất Bản Giáo Dục.(Tập 1 và Tập 2).(TL5)

 Các trang web:
 doantotnghiep.vn
 thietkemay.com…
CHƯƠNG 2: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐÔNG CƠ
3

VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN.
I.

Xác định công suất của động cơ.

a) Công suất làm việc của trục băng tải:
Plv==8,075(Kw).

(TL1-CT2.11)

b) Công suất tương đương của trục băng tải.

= =

(TL2-CT3.10)

= =6,98 (KW)
c) Hiệu suất toàn bộ hệ thống dẫn động băng tải.
η= (TL1-CT2.11).
TRA BẢNG 3.3 TL2 ta có:
• = 0,96: Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở).
• =0,96: : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn (che kín).
• = 0,97: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ (che kín).
• = 0,99: Hiệu suất của cặp ổ lăn.
• = 0,99: Hiệu suất của khớp nối.

Suy ra: η =0,96. 0,96.0,97.= 0,85.
d) Công suất cần thiết của động cơ điện;

Pct=
==8,21 (KW)

(TL2-CT3.11)

e) Số vòng quay trục tang băng tải khi làm việc;
nlv===36,3 (vòng/phút)
V: vận tốc băng tải , D : đường kính băng tải ,
f) Số vòng quay sơ bộ của động cơ.

nsb= nlv.ut

(TL1-CT2.18)
• Ut : tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.
• mà Ut=Uh. Uđ
Uh =8: tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn- trụ.
Uđ =3,25: tỷ số truyền của bộ truyền đai.
Tra bảng 2.4 TL1 ta được :Uh= 8, Uđ= 3,25
Suy ra : nsb =36,3.8.3,25=943,8(vòng/phút)

Chọn động cơ thỏa điều kiện:

4


Dựa vào bảng P1.3[TL1] ta chọn động cơ : 4A160S6Y3 có công suất
Pđc=11 (KW) và số vòng quay đồng bộ nđb=1000 (vòng/phút).
Thông số kĩ thuật của động cơ : 4A160S6Y3
(bảng P1.3TL1)
Kiểu động cơ

4A160S6Y3
II.

Công suất Vận tốc quay
KW

Vòng/phút

11

970

η%
cosφ
0,86

Phân phối tỉ số truyền của động cơ.
Tỉ số truyền chung:
uch= =26,72

Chọn uđ=3,25 ,ta có:

86

2,0

1,2

(TL1-CT3.23)với uch=uđ.uh

Uh=8,22

mà: uh=u1.u2 (u1,u2 là tỉ số truyền của cấp nhanh (bánh răng côn)
và cấp chậm (bánh răng trụ).
- Đối với hợp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp ta chọn:
Kbe=0,3, Ψbd2=1,2, [K01]=[K02], Ck=1,1.
λk ===12,9
λk. Ck3 =12,9.1,13=17,1.
Theo hình 3.21-TL1với Uh=8,22:
tìm được u1=2,7 suy ra u2 ==3,04.
Ta tính lại uđ===3,25.
III.

Xác định các thông số và lực tác dụng:
a) Số vòng quay trên các trục
nđc=970(vòng/phút)

( CT Trang49-TL1)

Số vòng quay trên trục I:

nI = = 298

(vòng/phút).

Số vòng quay trên trục II:

nII = =

= 110 (vòng/phút).

Số vòng quay trên trục III:

nIII = =

= 36 (vòng/phút).
5


a) Công suất trên các trục.

( CT Trang49-TL1)

=6,98 (KW)
Công suất trên trục III:
Công suất trên trục II:
Công suất trên trục I:

PIII = = =7,12 (kW)
PII = = = 7,41 (kW)
PI =
= = 7,8 (kW)

Công suất trên trục Động cơ:

Pđc = =

=8,21 (kW )

TRA BẢNG 3.3 TL2 ta có:= 0,96,=0,96,= 0,97,= 0,99,

= 0,99.
b) Momen xoắn trên các trục.

T = 9,55.N.MM) , =1,2,3.

- Ti: Mômen xoắn trên các trục.
- Pi: công suất trên các trục.
- ni: Số vòng trên các trục.
 Trục động cơ:
Tđc =9,55.=9,55.=108298,97 (N.mm).
 Trục I:
TI = 9,55.=9,55.=249966,44(N.mm).
 Trục II:
TII = 9,55.=9,55.=643322,73 (N.mm).
 Trục III:
TIII = 9,55.=9,55.=1888777,78 (N.mm).
 Trục công tác :
Tct=9,55.9,55.=1836336,09 (N.mm).
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng thông số sau:
Trục

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục III

Công suất (kW)

8,21

7,8

7,41

7,12

6,98

Số vòng quay

970

298

110

36

36

Thông số

6

Trục công

tác


(vòng/phút)
Tỉ số truyền
Momen xoắn
(N.mm)

3,25
108298,9
7

2,7
249966,4
4

3,04
643322,7
3

1

1888777,78 1836336,09

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY.
I.

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang.

1. Chọn loại đai và tiết diện đai:

=8,21(kW),=970(vòng/phút),= 3,25.
Theo hình 4.22-TL2 với công suất =8,21(kW) và số vòng quay=970 (vòng/phút) ta chọn
đai loại B.
Ta chọn loại đai B với := 14mm; = 17mm; h=10,5mm; =4mm;
A = 138,= 140-280mm.
2. Thông số của bộ truyền đai:
a) Đường kính bánh đai nhỏ:
= 1,2= 1,2.140 = 168mm

( bảng 4.3-TL2)

()

Ta chọn đường kính tiêu chuẩn : = 180 mm (Theo bảng 4.13 TL1)
b) Vận tốc của đai:
= = = 9,14(m/s)
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: =25 (m/s)
c) Đường kính bánh đai lớn:
= .(1 –) =3,25.180.(1- 0,01) = 579,15mm (TL1- CT4.2)
với là hệ số trượt tương đối. ()
Ta chọn đường kính tiêu chuẩn =560mm

(TL1-bảng 4.21)

d) Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:
ut = = = 3,14.
Sai lệch so với giá trị chọn trước là :
∆u= ( ut) / =(3,25-3,14)/3,14=3,38% <4%.(thỏa điều kiện)
7

e) Xác định khoảng cách trục a :
Ta có: 2(+)0,55(+)+ h
(TL1-CT 4.14)
 2(180+560)0,55(180+560)+ 10,5
417,5
Ta chọn sơ bộ a = d2=560 khi =3.

(bảng 4.11-TL1)

f) Chiều dài tính toán đai L.
L = 2a + +

(CT4.4 -TL2)

=2.560+ + = 2346,26 (mm)
Ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn:L=2500(mm)=2,5(m)

(bảng 4.3-TL2)

g) Số vòng chạy của đai trong một giây:
i = = = 3,656 <[i]=10 s-1 nên điều kiện được thỏa.
h) Xác định lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn:
a=
(CT4.5a- TL2)
Trong đó: k= L – = 2500 – = 1337,6 (mm)
= = = 190 (mm)
640,6 (mm).
ậy chọn a = 641(mm) thỏa điều kiện ban đầu.
i) Góc ôm đai bánh nhỏ:

=– . =–. =
(CT4.2-TL2)
Vì =thỏa điều kiện không trượt trơn.

3. Xác định số đai z:
Z

(CT4.54 -TL2)






P1=8,21 : công suất trên trục bánh đai chủ động.
=3,8: công suất cho phép xác định theo hình 4.21b-TL2.
= 1,24(1- =0,91 là hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai.
=1,14 (vì u>2,5): là hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền .
= = 1,018
là hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L.

=2240mm :chiều dài thực nghiệm
8

(hình4.21b TL2)


 là hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không điều của tải trọng giữa
cấc dây đaita chọn sơ bộ 1.
 = 0,85 là hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng. (CT4.8.TL2)

 = 1- 0,05(0,01- 1)= 1 – 0,05(0,01.- 1) = 1,008

là hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc.
 z = 2,39
Lấy z = 3đai.

4. Chiều rộng bánh đai.
Ta có: B = (z – 1)t + 2e

(CT4.17- TL1)

Với : t = 19(mm), e = 12,5(mm )

(bảng 4.21- TL1)

B = (3 – 1)19 + 2.12,5 = 63(mm)

5. Đường kính ngoài bánh đai.
Bánh dẩn:= d1 + 2 = 180 + 2.4,2 = 188,4mm (CT4.18 -TL1)
Bánh bị dẩn := d2 + 2 = 560+ 2.4,2 = 568,2mm
ta có h0=4,2 tra bảng 4.21-TL1.

6.Lực căng đai ban đầu F0
F0=A.=3.138.1,5=621 (N)
Với đai thang
 Lực căng mỗi dây đai: = 207 N
 Lực vòng có ích:
= = = 898,25N.
 Lực vòng trên mỗi dây đai là: =299,42 N.
 Lực tác dụng lên trục và ổ :

= 3..sin(2) =3.621.Sin(/2) =1781,6N
(CT 4.25.TL2)
 Lực căng đai phụ Fv
Fv==0,178.9,142 =14,87N

(CT4.20.TL1)
9


tra bảng 4.22 TL2 qm=0,178 đai B

6. Ứng suất lơn nhất lớn nhất trong dây đai:
==

(CT4.28-TL2)
= +0,5. + 1200.. + 100 =7,13(MPa)
 =:ứng suất do lưc căng ban đầu gây nên.
 =: ứng suất có ích sinh ra trong đai.
 ==:ứng suất do lực căng phụ gây nên.

là khối lượng trên 1 mét chiều dài đai (bảng 4.22- TL1).
 = 0,178Kg/m.
 100:ứng suất uốn sinh ra trong đai.
7. Tuổi thọ đai:
= = = 2448,42 giờ

(CT4.37-TL2)

Trong đó: = 9MPa:giới hạn mỏi của đai thang,MPa.
• i= 3,656số vòng chạy của đai trong một giây.

• m = 8:chỉ số mũ của đường cong mỏi đối với đai thang.
II.

Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh
răng hai căp côn-trụ:
1. Chọn vật liệu:
T1=249966,44 Nmm

T2=643322,73 Nmm

P1= 7,8 kW

P2= 7,41 kW

nI=298vòng/phút

nII=110vòng/phút.

u1=2,7
u2 =3,04
= 6.300.2.8 = 28800 giờ
Chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB350 do hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ hai cấp
làm việc ở công suất trung bình:
- Bánh dẫn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241÷285;
có = 850MPa, =580 MPa =>Chọn độ rắn =285 MPa.
- Bánh bị dẩn: Thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB192÷240;
= 750 MPa, =450 MPa=>Chọn độ rắn =240 MPa.

2. Xác định số chu kì làm việc cơ sở.
=30= 30.=2,34. (chu kì) (CT6.5 TL1)

=30= 30.=1,55. (chu kì)
10


= = 4. (chu kỳ) ; số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở đối với tất cả các loại thép.

3. Số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng thay đổi:
=

(CT6.7- TL1)
=(chu kì).

 = = =12,6. (chu kì)
Theo công thức ta có:
=

(CT6.8 -TL1) ==24,9.(chu kì)

 = = =9,2.(chu kì).
Vì , , ,
nên ta có hệ số tuổi thọ: == = = 1.
Trong đó :
• , lần lược là mômen xoắn,số vòng quay, và tổng số giờ làm việc ở chế độ I
của bánh răng côn.
• c=1 là số lần ăn khớp của răng trong mỏi vòng quay của bánh răng.
• =6 tra bảng 6.4TL1.

4. Chọn giới hạn mỏi tiếp xúc và mỏi uốn:
Ta có := 2HB + 70 :giới hạn mỏi tiếp xúc.
-

= 1,8HB. giới hạn mỏi uốn.
= 2 + 70 = 2.285 + 70 = 640MPa
= 2 + 70 = 2.260 + 70 = 550MPa.
= 1,8= 1,8.285 = 513MPa.
= 1,8= 1,8.240 = 432MPa

(Tra bảng 6.13- TL2).
.

5. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Ta có: = .(6.33 TL2). Với =1,1 tra bảng 6.2-TL1
= . =640.0,9.

= 523,6MPa

= . =550.0,9. = 450MPa
Ta chọn = 450 MPa làm ứng suất cho phép khi tính toán.

6. Ứng suất uốn cho phép.
Ta có: = .

(CT6.2a TL1)
11


Với số an toàn bảng 6.13-TL2
= . = 513. = 293,1MPa
= 1:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải,vì quay một chiều.
= . = 432. = 246,9MPa

Ứng suất cho phép khi tính toán :

A. Tính






-

= =246,9MPa

bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

a) Chọn hệ số chiều rộng vành răng: Ψbe=0,285.
Giả sử trục bánh răng côn nằm trên ổ bi đở chặn, sơ đồ I, HB<350 tra bảng chọn sơ
bộ hệ số tải trọng tính: K=1,14. (Theo bảng 6.18-TL2) với T1=249966,44Nmm.
b) Đường kính vòng chia ngoài:
de1=
(CT6.116a-TL2)
=95.=135,88 (mm)
Theo bảng 6.19-TL2 với de1=135,88 và u1=2,7 ta chọn số răng Z1p=22 răng. Theo
độ rắng ta chọn Z1= 1,6.Z1p=1,6.22=35,2 nên chọn Z1= 35 răng.
Z2=u1.Z1=2,7.35=94,5 ,ta chọn Z2=94 răng
Môđun vòng chia ngoài:
(CT6.95a-TL2)
de1=me.Z1 => me= de1/ Z1=135,88/35=3,88
Chọn me=4(mm)
Tính lại tỉ số truyền U1=Z2/Z1=94/35=2,68

Sai lệch ∆u=[(2,7-2,68).100]/2.7= 0,74% nằm trong khoảng cho phép (<2÷3%).
Góc mặt côn chia xác định theo công thức 6.99-TL2:
δ1 = arctg(1/u)= arctg(1/2,68)=20,46 o
δ2=90 o -20,46o
=69,54 o
c) Tính lại các kích thước của bộ truyền bánh răng côn:
Đường kính vòng chia ngoài:
(CT6.95a-TL2)
de1=me.Z1=4.35=140(mm), de2=me.Z2=4.94=376(mm),
Đường kính vòng chia trung bình: (CT6.106-TL2)
dm1= de1(1-0,5 Ψbe)=140.(1-0,5.0,285)=120,05 (mm)
dm2= de2(1-0,5 Ψbe)=376.(1-0,5.0,285)=322,42 (mm)
Chiều dài côn ngoài:
Re=0,5. me.=0,5.4.=200,6 (mm)
Chiều rộng vành răng:b1= Re. Ψbe=200,61.0,285=57,17 (mm)

- Chiều cao răng ngoài he=2,2. me = 2,2.4= 8,8mm
12


- Chiều cao đầu răng ngoài:

me =4mm

=4mm

- Chiều cao chân răng ngoài :hfe1 = he - hae1 =8,8 -4 =4,4mm

hfe2 = he - hae2 =8,8 -4 =4,4mm
- Đường kính đỉnh răng

ngoài:

=140+2.4.cos20,46 =148mm
= 376 + 2.4 = 384 mm



-

-

d) Môđun vòng trung bình:
mm= me. (1-0,5 Ψbe)=3,43 (mm)
dm1= mm. z2=3,43.94=322,42 (mm)
môđun vòng ngoài:
(CT6.56-TL1)
mte= mm /(1-0,5 Ψbe)=3,43/(1-0,5.0,285)=2,94(mm)
Theo bảng 6.8TL1 chọn mte =3 theo giá tri tiêu chuẩn.
vận tốc vòng theo đường kính vòng chia trung bình:
v===1,87(m/s)
theo bảng 6.3-TL2 : chọn cấp chính xác bộ truyền là 9 với vgh=2,5(m/s)
Chọn hệ số dịch chỉnh:
X1=-X2=0
e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
=ZMZHZϵ.
(CT6.58-TL1)
1/3
 ZM=274Mpa theo bảng 6.5 TL1.
 theo bảng 6.12 TL1: X1+X2=0 => ZH=1,76.
 CT 6.59a-TL1 Zϵ=/3 =/3=0,865

hệ số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1)
1,754
 KHβ. KHα.K Hv
• Bánh răng côn răng thẳng => KHα=1.
• KHβ=1,14: hệ số tải trọng tính.
vH= δH.v.go.
(CT6.64-TL1).
=0,006.1,87.73.
=10,52
Tra bảng 6.15 và 6.16- TL1 => δH=0,006, go=73
13


 K Hv=1+ vH.b.
=1+ 10,52.57,17.120,05/(2.249966,44.1,14.1)=0,127
 1,14.1.0,127=0,145.
 =ZM.ZH.Zϵ.
=274.1,76.0,865.
= 234,5 MPa
 <[]

f) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
=2T1.K F .Y ϵ.Y β.Y F1/(0,85.b. mm.)

-

(CT6.65-TL1).

T1= Nmm:mô men xoắn trên bánh chủ động
m=3,43mm: mô men pháp trung bình

b=57,17mm:chiều rộng vành răng.
Ψbe=0,285:=> Ψbe.u1/(2- Ψbe)=0,285.2,68/(2-0,285)=0,445
tra bảng 6.21 TL1 => K Fβ=1,29.
V F= δF.v.go. (CT6.64-TL1).
=0,016.1,87.73.
=28,04 m/s
• Với δF=0,016 tra bảng 6.15-TL1, go=73 bảng 6.16-TL1, Bánh răng côn
răng thẳng => KHα=1.

 K Fv=1+ vF.b.
= 1 +28,04.57,17.73.120,05/(2.24996,44.1,29.1)
=0,298
 KFβ. KFα.K Fv = 1,29.1.0,298=0,384
Với răng thẳng Y β=1, 1,754 số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1)
 Y ϵ=1/1,754=0.57
- zv1=Z1/cos δ1=35/cos20,46=37,36
- zv2=Z2/cos δ2=94/cos69,54=268,9
- X1 =0,03144, X2=-0,03144
 Y F1=3,47 +13,2/ zv1 -27,9x1/ zv1 +0,092X12(CT6.60-TL1)
=3,47 +13,2/37,36
14


=3,82
 Y F2=3,47 +13,2/ zv2 -27,9x2/ zv2 +0,092X22=3,47 +13,2/268,9 =3,52
 =2T1.K F .Y ϵ.Y β.Y F1/(0,85.b. mm.)
2.249966,44. 0,384.0,57.1. 3,82/(0,85.57,17.3,43.120,05)
20,89 (MPa)
 =. Y F2/ Y F 20,89.3,52/3,82 19,25 MPa
j) Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Kqt=Tmax/T=2
=.=234,5.=331,6 MPa < 450 MPa
Theo CT6.49-TL1:
= Kqt=20,89.2=41,78 MPa < = 293,1MPa
= Kqt=19,25.2=38,5 MPa < = 246,9 MPa
- Tính lại giá trị úng suất uốn tại chân răng theo CT6.118-TL2:
= Y F1.Ft1. K F/(0,85.b. mm)= 3,82. 4164,37. 0,384/(0,85.57,17.3,43)
36,65 MPa <= 293,1MPa
= Y F2.Ft2. K F/(0,85.b. mm)= 3,52. 4164,37. 0,384/(0,85.57,17.3,43)
33,77 MPa< = 246,9MP

15


Thông số hình học

Kết quả tính toán

Mômen xoắn,Nmm

249966,44

Tỉ số truyền u

2,7

Số vòng quay, vòng/phút

298

Khoảng cách trục,mm

200,6

Số răng z

Z1=35

Mômen,mm

Z2=94
4

Góc nghiêng răng , độ

β=0

Đường kính vòng đỉnh,mm

de1= 140
de2=376

Chiều rộng vành răng,mm

b1=57,17

Vận tốc vòng,m/s

1,87

B.

Thiết kế bộ truyền cấp chậm
bánh răng trụ răng nghiêng

T2=643322,73 Nmm
P2= 7,41 kW
16


1.

-


2.

nII=110vòng/phút.
u2 =3,04
Chọn vật liệu: chọn vật liệu cấp chậm giống như đối với cấp nhanh, thép C45
tôi cải thiện:
Chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB350 do hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ hai cấp
làm việc ở công suất trung bình:
Bánh dẫn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241÷285;
có = 850MPa, =580 MPa =>Chọn độ rắn =285 MPa.
Bánh bị dẩn: Thép 40 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB192÷240;
= 750 MPa, =450 MPa=>Chọn độ rắn =240 MPa.
= 523,6 MPa , = 450MPa
=0,45.(+)=0,45.( 523,6+450)=438,12 MPa.
=450 MPa. Nên ta chọn 450 MPa.

Tính khoảng cách trục :
( CT6.90-TL2)

=
=245,48 mm
Với :
= 43MPa1/3 hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
răng nghiêng, Tra bảng 6.5-TK1 .
-

Theo bảng 6.7TL1
=>

=1,08

- T2=643322,73 Nmm
- 450 MPa
aw=250 mm.
3. Môđun răng
m=(0,01÷0,02). aw =(0,01÷0,02).250=2,5÷5mm
bảng 6.8 TL1 ta chọn m =4mm
4. Chọn số răng
Theo điều kiện thì :8o20o
2. aw. cos20o / [m .(u2+1)] ≤2. aw. cos8o / [m.(u2+1)]
2. 250.. cos20o / [4 .(3,04+1)] ≤≤2. 250. Cos8o / [4 .(3,04+1)]

29,07≤≤30,63
17



5.
-

Ta chọn z1 =30 răng
Z2=z1.u2=30.3,04=91,2 => chọn z2 =91 răng.
Tính lại tỉ số truyền u2=z2/z1=91/30=3,03
Sai lệch ∆u=[(3,04-3,03).100]/3.04= 0,33% nên nằm tronh khoảng cho phép.
Góc nghiêng răng: =14,7 o
Thông số hình học của bánh răng trụ răng nghiêng:
Đường kính vòng chia :

- Đường kính vòng đỉnh :

- Đường kính vòng đáy:

-

Bề rộng răng: chọn

+5=105 mm.
- Vận tốc vòng bánh răng:
 Theo bảng 6.3.TL2 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh=6m/s
Chọn hệ số dịch chỉnh:
X1=-X2=0

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

(CT6.33-TL1)

Với : ZM=274Mpa1/3 theo bảng 6.5 TL1.
18


Theo bảng 6.12 TL1: X1+X2=0 => ZH=1,71.
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
ϵα=[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2 )].cosβ hệ số trùng khớp ngang (CT6.60-TL1)
=[1,88-3,2(1/30+1/91 )].cos14,7
= 1,68

-

là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61-TL1

+
=1,08( tính ở trên)
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw1=

(mm)

Vận tốc vòng :
V < 4m/s
tra bảng 6.13-TL1 chọn cấp chính xác động học là 9


= 1,13,

.

-

(CT6.23TL2)
Với
Tra bảng 6.15 và 6.16- TL1 => δH=0,006, go=82

-

m/s

19


Thay số :
=

MPa < =438,12 MPa
=> điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
(CT6.43-TL1)
(CT6.44-TL1)
- T2 =643322,73 Nmm mô men xoắn trên bánh chủ động.
- Theo bảng 6.7TL1

Tra bảng 6.14 và 6.15 -TL1 cấp chính xác 9 =>
,
-

=100mm: chiều rộng vành răng,mm

-

124,07 mm: đường kính vòng lăn bánh chủ động

=>
Ta có
- Số răng tương đương :
Zv1 =Z1/cos3

=30/cos314,7 =33,15

Zv2 =Z2/cos3

=91/cos314,7 = 100,55
20


tra bảng 6.18TL1 ta có :
= -x2 =0
 Ứng suất uốn :

với Zv1 = 33 ,Zv2 =100 và hệ số dịch chỉnh x1



 độ bền uốn được thỏa mãn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ta có hệ số quá tải : kqt=Tmax/T=2

Theo CT6.49[1]/108:

Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải.
Thông số hình học

Kế quả

Khoảng cách trục

aw = 250mm

Môđun pháp

m = 4 mm

Chiều rộng vành răng

bw2 = 100 mm
bw1 =105 mm

Tỉ số truyền

u2 = 3,03 m/s
β = 14,7 0

Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng

Z1 = 30 , Z2 = 91

Hệ số dịch chỉnh

x1 = x2 = 0

Đường kính chia

d1 = 124,07mm ; d2 = 376mm

Đường kính đỉnh răng

da1 = 132,06mm; da2 = 384mm

Đường kính đáy răng

df1 = 114,06mm; df2 = 366mm

21


CHƯƠNG III:Tính toán thiết kế trục
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện.
• Tính sơ bộ đường kính trục

Ta có :

(CT10.9-TL1)

- T là momen xoắn, Nmm, T1=249966,44Nmm, T2=643322,73Nmm,
T3=1888777,78Nmm.

- [τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa [τ]=(15÷30)
Chọn [τ] = 15 Mpa.
- Trục 1:
chọn d1= 45(mm)

(mm)

Tra bảng 10.2TL1, chiều rộng ổ lăn b01 = 25(mm)

- Trục 2 :
Chọn d2 = 60(mm)
Tra bảng 10.2TL1 chọn chiều rộng ổ lăn b02 = 31(mm)

22


- Trục 3 :
Chọn d3 = 90(mm)
Tra bảng 10.2TL1 chọn b03 = 41(mm)
• Khoảng cách giữa các gói đỡ và điểm đặt:
- Chiều dài mayơ bánh đai : (CT10.10TL1)
lm12 =(1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).45 =54…67,5(mm)
Chọn lm12 = 60mm
- Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:
lm13=(1,2…1,4).d1 =(1,2…1,4).45=54…63(mm)
Chọn lm13 = 55 mm
- Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:
l

=(1,2…1,4).d =(1,2…1,4).60 =72…84 (mm)

Chọn l
= 75mm
- Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng nhỏ:
lm22=(1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).60 = 72…90(mm)
Chọn lm22 = 80mm
- Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn:
lm32 =(1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).90 = 108…135 (mm)
Chọn lm32 = 120mm
- Chiều rộng mayơ nửa khớp nối, đối với nói trục vòng đàn hồi :
l

= (1,4…2,5). d3= (1,4…2,5).90 =126…225 (mm)

Chọn lm33 = 130mm.
Tra bảng 10.3TL1 => k1 = 8 là
; k2 = 5, k3 =10, hn=15
• Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục:
Trục 1:
Theo bảng 10.4 TL1 ta có:
- l11
Chọn l11 = 120mm.
- lc12 là khoảng cách côngsôn.

mm

23


CT.10.14-TL1

hn = 15 mm là chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
 lc12 = 0,5(55+25)+ 15 +10=65mm
 l12 = -lc12 = -65(mm)
- l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5(b01 – b13.cosδ1)
với b13 = bw =57,17(mm) là chiều rộng vành răng côn
=> l13 = 120 +8 +5+ 55 + 0,5(25 – 57,17cos20,46) = 174mm
Trục 2:

-

-

Trục 3:

I.

-l32=0.5(lm32+b03)+20=0.5(120+41)+20=101mm
l33=l31+lc33=220+110,5=331mm

Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền đai

 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền đai
= 3..sin(2) =3.621.Sin(/2) =1781,6N (CT 4.25.TL2)
 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn:
(CT6.102÷6.104-TL2)
- Lực vòng bánh dẫn: Ft1=2.T1/ dm1=2. 249966,44/120,05=4164,37 (N)
- Lực hướng tâm bánh dẫn Fr1= Ft1. tgα.cos
=4164,37.tg20.cos20,46=1420,09(N)
- Lực dọc trục bánh dẫn:Fa1= Ft1. tgα.sin δ1=4164,37.tg20.sin20,46
24

=529,82 (N)
Với bánh bị dẫn lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó:
Fa2= Fr1, Fr2= Fa1, Ft2= Ft1.
 Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

II.

SƠ ĐỒ ĐẶT LỰC

III.

BẨN VẼ PHÁT THẢO

25