Phân phối tỷ số truyền của động cơ

І. Chọn động cơ
1. Xác định công suất động cơ
- Công suất cần thiết được xác định:
η
t
ct
P
P
=
Trong đó: P
ct
: công suất cần thiết của trục động cơ (kw)

P
t
: công suất tính toán trên trục tang (kw)

η : hiệu suất truyền động
- Hiệu suất truyền động:
η = η
2
ol
. η
đ
. η
br
. η
ot
. η
kn
Trong đó: η

ol
: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
η
ot
: hiệu suất của 1 cặp ổ trượt
η
đ
: hiệu suất của bộ truyền đai
η
br
: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
η
kn
: hiệu suất của nối trục đàn hồi
Tra bảng 2.3 (TTTK) ta có:
η
ol
= 0,99 ; η
đ
= 0,96 ; η
br
= 0,98 ;
η
ot
= 0,99 ; η
kn
= 1
η = 0,99
2
. 0,96 . 0,98 . 0,99 . 1 = 0,91

Công suất trục tang P
t
:
1000
.vF
P
t
=
=
1000
42,0.14500
= 6,09 (kw)
69,6
91,0
09,6
===
η
t
ct
P
P
(kw)
2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:
u
t
= u
h
. u
n

Trong đó:
u
h
: tỷ số truyền của hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng)
u
n
: tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (đai dẹt)

Tra bảng 2.4 (TTTK) ta chọn :
u
h
=4 ; u
n
= 5
u
t
= 4.5 = 20
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv
. u
t
- Với n
lv
số vòng quay của trục tang
09,19
420.
42,0.60000

.
.60000
===
ππ
D
v
n
lv
(v/p)
Trong đó: v: vận tốc băng tải (m/s)
D: đường kính tang quay (mm)
n
sb
= 19,09.20 = 381,8 (v/p)
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
n
đb
= 750 (v/p)
3. Chọn quy cách động cơ
- Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện:
P
đc
≥ P
ct
n
đb
≈ n
sb

T

T
mm
≤
dn
k
T
T

Ta có: T
mm
=1,5T
1

T = T
1
+ T
2
=1,75T
1

86,0
75,1
5,1
1
1
==
T
T
T
T

mm

- Từ bảng P1.3 (TTTK) chọn động cơ 4A160S8Y3:
Công suất Vận tốc Cosφ η T
max
/T
dn
T
k
/T
dn
7.5 730 0,75 86 2,2 1,4
ІІ. Phân phối tỷ số truyền
1. Phân phối tỷ số truyền u
t
của hệ dẫn động
- Xác định tỷ số truyền của hệ:
23,38
09,19
730
===
lv
đc
t
n
n
u
- Phân phối tỷ số truyền: u
t
= u

h
. u
n
- Chọn u
h
theo tiêu chuẩn: u
h
= 5

64,7
5
23,38
===
h
t
đ
u
u
u
→ Phân phối tỷ số truyền như sau:
u
t
= 38,23 ; u
đ
= 7,64 ; u
h
= 5
2. Xác định mômen xoắn và số vòng quay trên các trục động cơ
+ Công suất trên các trục:
- Trục І:

21,6
99,0.99,0
09,6
1
===
olot
t
P
P
ηη
(kw)
- Trục ІІ:
4,6
1.98,0.99,0
21,6
1
2
===
knbrol
P
P
ηηη
(kw)
+ Số vòng quay trên các trục:
- Trục động cơ: n
đc
=730 (v/p)
- Trục
Ι

:
55,99
64,7
730
1
===
đ
đc
u
n
n
(v/p)
- Trục П:
91,19
5
55,99
1
2
===
h
u
n
n
(v/p)
+ Mômen xoắn trên các trục:
- Trục
Ι
:
56
1

1
6
1
10.95,5
55,99
21,6
.10.55,9.10.55,9
===
n
P
T
(N.mm)
- Trục П
66
2
2
6
2
10.06,3
91,19
4,6
.10.55,9.10.55,9
===
n
P
T
(N.mm)
- Trục động cơ:
466
10.75,8

730
69,6
.10.55,9.10.55,9
===
đc
đc
đc
n
P
T
(N.mm)
Trục
Thông
số
Động cơ Trục І Trục ІІ
Công suất (kw) 6,69 6,21 6,4
Tỷ số truyền U
đ
= 7,64 U
h
= 5
Số vòng quay (v/p) 730 99,55 19,91
Mômen xoắn (N.mm) 8,75.10
4
5,95.10
5
3,07.10
6
Ш. Thiết kế bộ truyền đai ngoài
1. Chọn loại đai

- Căn cứ theo yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền chọn đai thang thường
loại Б
- Tra bảng 4.13 (TTTK) chọn tiết diện đai b.h = 17.10,5
a, Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.13 (TTTK)
Chọn d
1
=200 (mm)
- Vận tốc đai:
64,7
60000
730.200.
==
π
V
(m/s)
b, Bánh đai lớn:
d
2
= d
1
.u
đ
.(1- ξ) =200.7,64.(1- 0,01) = 1512,72 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d
2
= 1500 (mm)
- Tỷ số truyền thực tế:

%4%91,0%100
64,7

64,757,7
%100.
57,7
)01,01.(200
1500
)1.(
1
2
≤−=
−
=
−
=∆
=
−
=
−
=
đ
đtt
tt
U
UU
U
d
d
U
ξ
c, Theo bảng 4.14 (TTTK) chọn sơ bộ khoảng cách trục
a = d

2
.0.9 = 1350 (mm)
d, Chiều dài đai
)(31,5683
1350.4
)2001500(
)2001500(
2
1350.2
4
)(
)(
2
2
2
2
12
12
mm
a
dd
ddal
=
−
+++=
−
+++=
π
π
Chọn đai theo tiêu chuẩn l = 5600 (mm)

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
1036,1
6,5
64,7
max
=≤===
i
l
v
i
- Tính góc ôm:
0000
12
00
1
1202,125
1350
2001500
.57180.57180 ≥=
−
−=
−
−=
a
dd
α
e, Xác định số đai:

lzu
đ

CCCCP
kP
Z
...].[
.
0
1
α
=
- Tra bảng 4.7 (TTTK) chọn k
đ
= 1,25 vì số ca làm việc là 2
→ k
đ
= 1,25 + 0,1 = 1,35
- Với α = 125,2° → C
α
= 0,835
- Với l/l
0
= 5600/2240 = 2,5 tra bảng 4.16 (TTTK) → C
l
= 1,2
- Với u = 7,64 > 3 tra bảng 4.17 (TTTK) → C
u
= 1,14
- Trả bảng 4.19 (TTTK) ta có: [P
0
] = 3,38
→

83,1
38,3
21.6
][
0
1
==
P
P
- Tra bảng 4.18 (TTTK) → C
z
= 0,95
→ Số dây đai:
28,2
2,1.95,0.14,1.835,0.38,3
35,1.21,6
==
Z
(đai)
Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 3
f, Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trụ:
v
đ
F
ZCv
kP
F
+=
..
..780

1
0
α
Mà : F
v
= q
m
.v
2
- Tra bảng 4.22 (TTTK), ta có: q
m
= 0,178
→ F
v
= 0,178.7,64
2
= 10,39 (N)
→
68,341
3.835,0.64,7
35,1.21,6.780
0
==
F
(N)
- Lực tác dụng lên trục:
F
r
= 2.F
0

.Z.sin(
2
α
)
= 2.328,41.3.sin
2
2,125
= 1749,4 (N)
2. Truyền động bánh răng
a, Chọn vật liệu
- Nhãn hiệu thép: 45
- Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện
- Kích thước: S ≤ 60
- Độ rắn: 241 ≤ HB ≤ 285
- Giới hạn bền: б
b
= 850 MPa
- Giới hạn chảy: б
ch
= 580 MPa
b, Tính ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 (TTTK) với thép 45 tôi cả thiện đạt độ rắn:
180 ≤ HB ≤ 350
б
Hlim
= 2HB + 70 ; S
F
= 1,75 ; S
H
= 1,1 ; б

Flim
= 1,8HB
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 280 (MPa)
- Độ rắn bánh lớn HB
2
= 250 (MPa)
63070280.2702
1
0
1lim
=+=+=
HB
H
σ
(MPa)
57070250.2702
2
0
2lim
=+=+=
HB
H
σ
(MPa)
5,5042280.8,18,1
1
0
1lim

===
HB
F
σ
(MPa)
450250.8,18,1
2
0
2lim
===
HB
F
σ
(MPa)
- Theo 6.5:
4,2
30
HBHO
HN
=
74.2
2
74.2
1
10.7,1230.30
10.4,2280.30
==
==
HO
HO

N
N
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất
- Theo 6.7:
ii
i
HE
tn
T
T
cN
3
max
..60
∑








=
→
∑
∑∑









=
i
ii
iHE
t
t
T
T
tncN .....60
3
max
11
Trong đó:
N
HE
: số chu kỳ thay đổ ứng suất tương đương
T
i
: mômen xoắn của trục i
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
n
i
: số vòng quay của trục i

→
[ ]
2
733
2
10.26,575,0..5625,01.35,0.1500.55,99.1.60
HOHE
NN
≥=+=
Do đó K
HL2
= 1
→
11 HOHE
NN
>
do đó K
HL1
= 1
K
HL
hệ số tuổi thọ
- Theo 6.1a sơ bộ xác định được:
[ ]
H
HLH
H
S
K.
lim

σ
σ
=
S
H
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

[ ]
72,527
1,1
1.630
1
==
H
σ
(MPa)

[ ]
18,518
1,1
1.570
2
==
H
σ
(MPa)

[ ]
[ ] [ ]
45,545

2
18,51872,572
2
21
=
+
=
+
=
HH
H
σσ
σ
(MPa)
- Theo 6.7:

[ ]
)(10.03,4
75,0.5625,01.35,0.1500.1.55,99.60..60
7
66
6
max
MPa
tn
T
T
cN
ii
i

FE
=
+=








=
∑
- Vì N
FE2
= 4,03.10
7
> N
FO
= 4.10
6
→K
FL2
=1
tương tự → K
FL1
= 1
- Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1

[ ]
288
75,1
1.1.5,504
1
==
F
σ
(MPa)
[ ]
14,257
75,1
1.1.450
2
==
F
σ
(MPa)
- Ứng suất quá tải cho phép:
[ ]
6,14125,504.8,2.8,2
1
max
===
chH
σσ
(MPa)
[ ]
464580.8,0.8,0
1

max
1
===
chF
σσ
(MPa)
[ ]
6,4035,504.8,0.8,0
2
max
2
===
chF
σσ
(MPa)
3. Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền
a, Khoảng cách trục
[ ]
3
1
2
1
..
.
).1.(
baH
H
aw
u
KT

uKa
ψσ
β
+=
Trong đó:
a
w
: khoảng cách trục (mm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
T
1
: mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)
[ ]
H
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép
U: tỷ số truyền
ba
ψ
: hệ số tra bảng 6.6 (TTTK)
K
Hβ
: hệ số kể đến sự phân bố k đều tải trọng treeb chiều rộng vành
răng tính về tiếp xúc
- Tra bảng 6.6 (TTTK) chọn ψ
ba
= 0,3
- Tra bảng 6.5 (TTTK) răng nghiêng chọn k

a
= 43:
ψ
bd
= 0,5.ψ
ba
.(u+1)
= 0,53.0,3.(5+1) = 0,954
- Tra bảng 6.7 (TTTK) chọn K
Hβ
= 1,05:
→
21,595
3,0.5.26,527
05,1.10.95,5
).15.(43
3
2
5
=+=
w
a
(mm)
Chọn a
w
= 300 (mm)
b, Xác định các thông số ăn khớp
- Mô đuyn răng:
m = (0,01÷0,02)a
w

= (0,01÷0,02).300 = (3÷6)
chọn m = 4
- Góc nghiêng β:
chọn sơ bộ β = 10
°
do đó cos β = 0,9848
- Số răng bánh nhỏ:
62,24
)15.(4
9848,0.300.2
)1.(
cos.
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Chọn Z
1
= 24 răng
- Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z

1
.u = 24.5 = 120 (răng)
- Tỷ số truyền thực tế:
5
24
120
1
2
===
Z
Z
u
m
→
96,0
300.2
)12024.(4
cos
=
+
=
β
β = 16,26 = 16°15’36’’
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
2
1
..
)1.(.2
...

ww
H
MHH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
Trong đó:
Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
b
w
: chiều rộng vành răng
d
w
: đường kính vòng lăn
T
1
: mô men xoắn trên trục chủ động (trục 1)
- Theo bảng 6.5 (TTTK):

Z
M
= 274 (MPa)
tanβ
b
= cosα.tanα
Với
83,20)
26,16cos
20tan
arctan()
cos
tan
arctan(
1
====
β
α
αα
tw
tanβ
b
= cos(20,83).tan(16,26) = 15,24
- Theo 6.34:
7,1
83,20.2sin
24,15cos.2
).2sin(
cos.2
===

m
b
H
Z
α
β
- Theo 6.37:
88,1
4.
24,15sin.90
.
sin
===
ππ
β
ε
β
m
b
w
- Theo 6.28b:
65,196,0.
120
1
24
1
2,388,1cos.
11
2,388,1
21

=












+−=














+−=
βε

α
ZZ
- Theo 6.28:
78,0
65,1
11
===
α
ε
ε
Z
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
100
15
300.2
1
.2
=
+
=
+
=
u
a
d
w
w
(mm)
- Ttheo 6.40:
52,0

60000
55,99.100.
60000
..
1
===
π
π
nd
v
w
(mm)
Với v = 0,52 (mm) theo bảng 6.13 (TTTK) dùng cấp chính xác 9
- Theo bảng 6.14 (TTTK) cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s)
Chọn k
Hα
= 1,13
- Theo 6.42:
u
a
vgv
w
HH
...
0
δ
=
Trong đó:
δ
H

: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15(TTTK) có δ
H
= 0,002
- g
0
: hệ số kể đến ảnh hưởng sai số của các bước răng
Tra bảng 6.16 (TTTK) có g
0
= 73
59,0
5
300
.52,0.73.002,0
==
H
v
(mm)
- Theo 6.41:
αβ
HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K
...2
..
1
1

+=
Trong đó:
K
Hβ
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chiều rộng vành
răng
K
Hα
: hệ sồ kể đến sự phân bố không đề tải trọng cho đôi răng không
đồng thời ăn khớp
1
11,1.13,1.10.95,5.2
100.90.52,0
1
5
=+=
Hv
K
- Theo 6.39:
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,11.1,13.1 = 1,25
→
67,511

100.5.90
)15.(25,1.10.95,5.2
.78,0.7,1.274
2
5
=
+
=
H
σ
(MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
với v = 0,52 (m/s) < 10 (m/s), Z
v
= 1 với cấp chính xác động học là 9
chọn cấp chính xác về ứng suất tiếp xúc là 8, cần gia công đạt độ
nhám R
a
= 2,5…1,5 (μm)
Do đó: Z
r
= 0,95 với d
a
< 700 (mm), K
XH
= 1
- Theo 6.1 và 6.1a:
[б
H
] = [б

H
].Z
v
.Z
R
.K
XH
Trong đó:
Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
v
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
→ [б
H
] = 545,45.1.0,95.1 = 518,17 (MPa)
б
H
= 511,67 (MPa) < [б
H
] = 518,17 (MPa)
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trong đó: b
w
: chiều rộng vành răng (mm)
d

w
: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
F1
: hệ số dạng răng của bánh 1
- Theo bảng 6.7 (TTTK) chọn K
Fβ
= 1,1
với v = 0,52 (m/s) cấp chính xác là 9
- Theo bảng 6.11 (TTTK) chọn K
Hα
= 1,37
- Theo 6.47:
76,1
5
300
.52,0.73.006,0...
0
===
u
a
vgv
w
FF

δ
(m/s)
δ
F
: tra bảng 6.15 (TTTK)
g
0
: tra bảng 6.16 (TTTK)
- Theo 6.46:

1
37,1.1,1.10.59,5.2
100.90.76,1
1
...2
.
1
5
1
=+=+=
αβ
FF
wwF
Fv
KKT
dbV
K
Do đó:
K
F

= K
Fβ
. K
Fα
. K
Fv
= 1,1.1,37.1 = 1,5
Với ε
α
= 1,65 →
6,0
65,1
11
===
α
ε
ε
Y
Β = 16,26 →
88,0
140
26,16
1
=−=
β
Y
- Số răng tương đương:
63,135
96,0
120

cos
126,27
96,0
24
cos
33
2
2
33
1
1
===
===
β
β
z
Z
z
Z
v
v

Chọn Z
v1
= 25 ; Z
v2
= 150
- Theo bảng 6.18 ta chọn được:
Y
F1

= 3,9 ; Y
F2
= 3,6
- Với m = 4 → Y
S
= 1,08 – 0,069.ln(4) = 0,984
Y
R
= 1 ; Y
XF
= 1
- Theo 6.2 và 6.2a:
[б
F1
] = [б
F
].Y
R
.Y
S
.K
XF
= 288,23.1.0,984.1 = 283,39 (MPa)
Tính tương tự ta được:
[б
F2
] = 253,02 (MPa)
1,102
4.100.90
9,3.88,0.6,0.5,1.10.59,5.2

5
1
==
F
σ
(MPa)
24,94
9,3
6,3
.1,102.
1
2
12
===
F
F
FF
Y
Y
σσ
(MPa)
б
F1
< [б
F1
] = 464 (MPa)
б
F2
< [б
F2

] = 403,6 (MPa)
e, Kiểm nghiệm răng quá tải
với
2,2
max
==
T
T
K
qt


58,7682,2.18,518.
max1
===
qtH
K
σσ
(MPa)
б
H1max
< [б
H
]
max
= 1411,2 (MPa)
- Theo 6.49:
б
F1max
= б

F1
.K
qt
= 102,1.2,2 = 224,62 (MPa)
б
F2max
= б
F2
.K
qt
= 94,24.2,2 = 207,32 (MPa)
б
F1max
< [б
F1
]
max
= 464 (MPa)
б
F2max
< [б
F2
]
max
= 403,6(MPa)
f, Các thông số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục: a
w
= 300 (mm)
Mô duyn pháp: m = 4

Chiều rộng vành răng: b
w
= 90 (mm)
Tỷ số truyền: u
m
= 5
Góc nghiêng của răng: β = 16°15’36’’
Số răng bánh răng: Z
1
= 24 (mm) ; Z
2
= 120 (mm)
Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 ;
x
2
= 0
Đường kính vòng chia: d
1
= 100 (mm) ; d
2
= 500 (mm)
Đường kính đỉnh răng: d
a1
= 104,64 (mm); d
a2
= 504,64 (mm)
Đường kính đáy rẳng: d
f1

= 90 (mm) ; d
f2
= 490 (mm)
ІV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo
- Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δ
b
= 850 (MPa)
- Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)
2. Xác dịnh sơ bộ đường kính trục
- Theo 10.9 đường kính trục thứ k:
[ ]
3
.2,0
τ
k
k
T
d
=
Trong đó: T
k
: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm)
[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa)
d
k
: đường kính trục thứ k (mm)
- Đường kính trục І:
d
Ι

=
[ ]
67,59
14.2,0
10.95,5
.2,0
3
5
3
==
Ι
τ
T
(mm)
chọn d
Ι
= 60 (mm) => b
01
= 31 (mm)
- Đường kính trục П:
d
[ ]
69,88
22.2,0
10.07,3
.2,0
3
6
3
===

Π
Π
τ
T
(mm)
chọn d
П
= 90 (mm) => b
02
= 43 (mm)
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Từ bảng 10.3 (TTTK) ta chọn: