Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải

Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU ....................................................................................................3
CHƯƠNG I. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC..........................................................4
1.1 Chọn động cơ .............................................................................................4
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ: ...................................4
1.1.2. Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ .....................................4
1.1.3 Chọn động cơ .......................................................................................5
1.2 Phân phối tỉ số truyền ................................................................................5
1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống ...........................................5
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ ..............................................................5
1.3 Tính các thông số trên các trục .................................................................6
1.3.1 Số vòng quay ........................................................................................6
1.3.2.Công suất ..............................................................................................6
1.3.3.Mômen xoắn trên các trục ...................................................................7
1.3.4 Bảng thông số động học.......................................................................7
CHƯƠNG II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ................................................8
2.1. Thiết kế bộ truyền đai dẹt ..........................................................................8
2.1.1. Chọn loại đai và xác định kích thước đai ...........................................8
2.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền .................................8
2.1.3 Xác định lực tác dụng lên trục...........................................................11
2.1.4 Tổng hợp kết quả tính toán ................................................................13
2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng ...................................................................14
2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép ...................................14
2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền .................................................17
2.2.3. Tính kiểm nghiệm .............................................................................19
2.2.4 Một số thông số hình học của cặp bánh răng ...................................22
2.2.5 Bảng tổng hợp kết quả tính toán .......................................................23

CHƯƠNG III. CHỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN .......25
3.1. Tính toán khớp nối ..................................................................................25
3.1.1 Chọn khớp nối: ..................................................................................25
3.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối .......................................................................26
3.1.3 Lực tác dụng lên trục .........................................................................27
3.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: ...............................27
SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

1


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

3.2. Lực tác dụng lên trục và khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực ........28
3.2.1 Sơ đồ phân tích lực chung và giá trị lực / mômen xoắn ...................28
3.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục ..............................................................29
3.2.3. Xác định khoảng cách gối đỡ và các điểm đặt lực ...........................29
3.3. Tính toán thiết kế cụm trục I ..................................................................32
3.3.1 Tính phản lực và biểu đồ momen ......................................................32
3.3.2 Định đường kính tại các tiết diện trên trục .......................................34
3.3.3 Tính toán và chọn then ......................................................................35
3.3.4 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. ..................................................37
3.3.5 Tính toán và chọn ổ lăn .....................................................................42
3.4. Tính toán thiết kế cụm trục II .................................................................46
3.4.1 Thiết kế trục II ...................................................................................46
3.4.2. Chọn then: .........................................................................................46

3.4.3. Chọn ổ lăn .........................................................................................47
3.4.4. Sơ đồ kết cấu trục II ..........................................................................47
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ KẾT CẤU............................................................48
4.1 Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc.................................................48
4.2. Kết cấu nắp ổ và cốc lót...........................................................................50
4.2.1 Nắp ổ...................................................................................................50
4.2.2 Cửa thăm ............................................................................................50
4.2.3 Nút thông hơi .....................................................................................51
4.2.4 Nút tháo dầu ......................................................................................52
4.2.5 Kiểm tra mức dầu ...............................................................................53
4.2.6 Chốt định vị. .......................................................................................53
4.2.7.Bulông vòng .......................................................................................54
4.2.8 Kết cấu bánh răng ..............................................................................55
4.2.9 Các chi tiết liên quan khác................................................................55
CHƯƠNG V: BÔI TRƠN, LẮP GHÉP, ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP ............57
5.1 Bôi trơn .....................................................................................................57
5.1.1. Bôi trơn trong hộp giảm tốc ..............................................................57
5.1.2 Bôi trơn ổ lăn .....................................................................................57
5.2. Bảng kê kiếu lắp, sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép ......................57
TÀI LIỆU THAM KHẢO ...............................................................................60

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

2


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học
này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối
với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn
chuyên ngành sẽ được học sau này.
Đề tài mà em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ hộp giảm tốc
bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai .Trong quá trình tính toán và thiết kế
các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu
sau:
-Chi tiết máy tập 1 và 2 của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.
-Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất
và TS Lê Văn Uyển.
Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết
còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các
môn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những
sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong
bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy
Trịnh Đồng Tính đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn
thành tốt nhiệm vụ được giao .Em xin chân thành cảm ơn!

Sinh viên : Vũ Lê Nghĩa

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

3

Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

CHƯƠNG I. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

1.1 Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ:

Pyc 

Pct



Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác
Pyc : Công suất trên trục động cơ
Pct =

F. v
2080.1,85
=
= 3,848 kW
1000
1000

Hiệu suất của bộ truyền:
η = η3ol . ηkn . ηd . ηbr

Tra bảng

(1)

2.3
 I  ta có:
19

Hiệu suất của một cặp ổ lăn :

ol = 0,99

Hiệu suất của bộ đai :

ηd =0,96

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :

ηbr = 0,97

Hiệu suất của khớp nối:

 kn  1

Thay số vào (1) ta có:

  i  ol3 .kn .x .brt = 0,993.0,96.0,97.1 = 0,9
Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :
Pct 3,848
Pyc =

=
= 4,276 (kW)
η
0,9
1.1.2. Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ
Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) : n SB  n CT .u SB
Số vòng quay trên trục công tác là n CT

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

4


Đồ án Chi tiết máy

𝑛𝐶𝑇 =

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

60.1000. 𝑣
60.1000.1,86
=
= 88,81 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)
𝜋𝐷
𝜋400

Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống là u SB

u SB = u SBN u SBH
Theo bảng 2.4[1] tr 21 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1)
Chọn sơ bộ:
tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai) uSBN =3
tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh răng
trụ u SBH =4

u SB = u SBN u SBH =3.4=12
Suy ra: n SB  n CT .u SB =88,81.12= 1065.72 (vg/ ph)
1.1.3 Chọn động cơ
Từ Pyc= 4,276 ( kW) chọn nđc = 1000 ( vòng /phút)
Tra bảng phụ lục ( TTTKHDDCK1- Trang 236)
Kiểu động Cơ

Pđc ( kW)

Số vòng quay ( v/p)

Dđc ( mm)

4A132S6Y3

5,5

960

38

1.2 Phân phối tỉ số truyền
1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Theo tính toán ở trên ta có :
Nđc =960 ( vòng/phút)
Nct = 88,81 ( vòng/phút)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là
Uch= Nđc/Nct = 960/88,81 = 10,81
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ
Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong Ubr(lv) = 4
Ud= Uch/Ubr= 10,81/4 = 2,71
Vậy ta có
SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

5


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

Vậy ta có:
• uch = 10,81
• ubr = 4
• uđ = 2,71
1.3 Tính các thông số trên các trục
1.3.1 Số vòng quay
Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 960 (vg/ph)
Số vòng quay trên trục I: nI =
Số vòng quay trên trục II: nII =

ndc
uđ
nI
ubr

=
=

960
2.71

= 354.24 (v/ph)

354.24
4

v

= 88,56 ( )
ph

Số vòng quay thực của trục công tác là:
nct =

nII
88,56
v
=
= 88,56 ( )
ukn

1
ph

1.3.2.Công suất
Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 3,848( KW )
Công suất trên trục II là :
PII =

Pct
3,848
=
= 3.887 (kW)
ηol . ηkn 0,99. 1

Công suất trên trục I là :
PI =

PII
3,887
=
= 4,05 (kW)
ηol . ηbr 0,99.0,97

Công suất thực của động cơ là:
∗
Pđc
=

PI
4,05

=
= 4,26 (kW)
ηd . ηol 0,99.0,96

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

6


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục I là :
PI
4,05
TI = 9,55. 106 . = 9,55. 106 .
= 109184 (N. mm)
nI
354,24
Mômen xoắn trên trục II là :
TII = 9,55. 106 .

PII
3,887
= 9,55. 106 .
= 419160 (N. mm)

nII
88,56

Mômen xoắn trên trục công tác là :
Pct
3,848
Tct = 9,55. 106 .
= 9,55. 106 .
= 414954 N. mm
nct
88,56
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
Tđc = 9,55. 106 .

Pđc
4,26
= 9,55. 106 .
= 42378 N. mm
nđc
960

1.3.4 Bảng thông số động học
Thông
ĐC
số/Trục
U

1

uđ= 2,71

2
ubr = 4

CT
ukn=1

n(v/ph)

960

354,24

88.56

88.56

P(KW)

4,26

4,05

3.887

3,848

T(N.mm)

42378

109184

419160

414954

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

7


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1. Thiết kế bộ truyền đai dẹt
Các thông số yêu cầu:






P= Pđc = 4,26 (kW)
T= Tđc = 42378 ( N.mm)
N= Nđc = 960 ( vòng/ Phút )

β= 135o
Ud = 2,71

2.1.1. Chọn loại đai và xác định kích thước đai
Chọn đai vải cao su
2.1.2. Xác định các kích thước và thông số bộ truyền
a, Chọn đường kính hai đai: d1 và d2
4.21
Chọn d1 theo tiêu chuẩn theo bảng: B
1 :
63

d1=(5,2  6,4) 3  =(5,2  6,4). √42378= (181,3  223.2) chọn d = 200 mm
3

Kiểm tra vận tốc đai:
v=

𝜋.𝑑1.𝑛
60000

=

3,14.200.960
60000

= 10,05(𝑚/𝑠) < Vmax=25 (m/s)  thỏa mãn.

Xác định d 2 : d2= U.d(1-ε)=2,71.200.(1-0.015)=533,9 ( mm)
trong đó :  :Hệ số trượt,với   0, 01  0, 02 Chọn ε=0,015

Tra bảng B

4.26
1 ta
63

chọn d 2 theo tiêu chuẩn:d2=560 (mm)

Tỷ số truyền thực:Ut =

𝑑2
𝑑1(1−𝜀)

Sai lệch tỷ số truyền : ΔU= |

=

560
200(1−0,01)

𝑈𝑡−𝑈
𝑈

= 2,81

| . 100% = |

2,81−2,71
2,71

| . 100% = 3,69% ≤ 4%

 Thỏa mãn.

Vậy d1= 200 (mm) ; d2= 560 (mm)

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

8


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

b, Xác định khoảng cách trục a
Khoảng cách trục a=(1,5÷2).(d1+ d2)= (1,5÷2).(560+200)=(1140÷1520)
Vậy : chọn asb= 1200 (mm)
Chiều dài đai :
L= 2.asb + π.

d  d 2  d 2  d1 
L  2.asb   . 1

2
4.asb

𝑑1+𝑑2

2

+

(𝑑2−𝑑1)2
4.𝑎𝑠𝑏

2

= 2.1200 + π.

200+560
2

+

(560−200)2
4.1200

 3778

(mm)

Vì là đai dẹt nên chọn L= 3778 (mm)
𝑣

10,05

𝐿

3,778

Số vòng chạy của đai trong 1 s  . i= =

1

1

𝑠

𝑠

= 2.66 ( ) < imax= (3÷5)( )

 Thỏa mãn.

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ:
b  arctg  cost .tg    arctg (cos20,130.tg 6, 780 )  6.370
1  180  57.

d 2  d1
560  200
 180  57.
 162,9  150
a
1200

Suy ra thỏa mãn
1  180  57.

d 2  d1
560  200
 180  57.
 162,9  150
a
1200

c, Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
Diện tích đai :
A  b. 

Ft .K d
[ F ]

Trong đó :
Ft

: lực vòng
Ft 

Kd :

1000.P 1000.4, 26

 405, 7 (N)
v
10, 05

hệ số tải trọng động. Tra bảng B

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

4.7
[1]
55

ta được :

MSSV: 20123349

K d  1, 2

9


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

 : chiều dày đai được xác định theo

cao su ta chọn [


d1


4.8
tra bảng B [1] với loại đai vải
55

d1

1
40

]max 

Do vậy :
  d1.[

Tra bảng B

4.1
[1]
51


d1

]max  200.

1
 5,00 (mm)
40

ta dùng loại đai B-800 không có lớp lót , chiều dày đai

  5, 00 (mm) , d min 

200

140

Kiểm tra : d1  200  d min
 Thỏa mãn
Ứng suất cho phép :
[ F ]  [ F ]0C CvC
[ ]0  K1 

K 2
d1

Trong đó:
K1

và

K2

là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu

Ta có : do góc nghiêng của bộ truyền
trục

  600 và

0

và loại đai

định kỳ điều chỉnh khoảng cách

  0  1, 6 (Mpa)

Tra bảng B

4.9
[1]
56

với

 0 1,6 (Mpa)

k  2,3
ta được  1


k2 9,0

K 
9,0.5,00
[ ]0  K1  2  2,3
 2,075 (Mpa) v
d1
200
C :

hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

1

MSSV: 20123349

10


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

C  1  0,003(1800  1 )  1  0,003(1800 162,90 )  0,9487
CV :

hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bán của đai trên bánh

đai
CV  1  kV (0,01V 2 1)

Do sử dụng đai vải cao su

 kV  0, 04

CV  1  0,04(0,01.10,052 1)  0,9996
C0 :

B

4.12

[1]
57

hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra bảng

với góc nghiêng của bộ truyền

  600

ta được

C0  1

Do vậy :
[ F ][ F ]0C CvC 2,075.0,9487.0,9996.11,9678(Mpa)

Chiều rộng đai:
b

Ft Kt
405,7.1,0

 41, 23(mm)
[ F ] 1,9678.5,00

Ta lấy b=50 (mm)
Chiều rộng bánh đai B:
Tra bảng B

4.1

[1]
51

với b= 50 (mm) tra bảng B

21.6
[1] ta
164

có B=63 (mm)

2.1.3 Xác định lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu :
F0   0 . .b  2,075.5,00.50  518,75(N)

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

11


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

Lực tác dụng lên trục:
1
162,90
Fr  2 F0 .sin( )  2.518, 75.sin(

)  1025,97 (N)
2
2

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

12


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

2.1.4 Tổng hợp kết quả tính toán
Thông số
Loại đai

Ký hiệu

Giá trị

Ƃ-800

Đường kính bánh đai nhỏ

d1

200(mm)

Đường kính bánh đai lớn

d2

560 (mm)

Chiều rộng đai

b

50(mm)

Chiều dày đai



5,00 (mm)

Chiều rộng bánh đai

B

63 (mm)

Chiều dài đai

L

3778 (mm)

Khoảng cách trục

a

1200 (mm)

Góc ôm bánh đai nhỏ

1

162,9

Lực căng ban đầu

F0

518,75 (N)

Lực tác dụng lên trục

Fr

1025,97 (N)

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

13

Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P=PI= 4,05 (KW)
T1=TI= 109184(N.mm)
n1=nI= 354,24 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=12000 (h)

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
a, Chọn vật liệu
Tra bảng B

6.1
[1] ,
92

ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn:
 Nhãn hiệu thép: 45
 Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa
 Độ rắn: HB :170  217 Ta chọn HB2=200
 Giới hạn bền σb2=600 (MPa)

 Giới hạn chảy σch2=340 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:






Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 220
Giới hạn bền σb1=750 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=450 (MPa)

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

14


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

b, Xác định ứng suất cho phép
+, Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

 H0 lim
Z R Z v K xH K HL

[ H ] 
SH

, trong đó:

0

[ ]  F lim Y Y K K
R S
xF
FL
 F
SF

Chọn sơ bộ:
 Z R Z v K xH  1

YRYS K xF  1

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng B

6.2
[1] với:
94

 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
0
 H lim , F0 lim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:

 H0 lim  2 HB  70
 0
 F lim  1,8HB
 H0 lim1  2 HB1  70  2.220  70  510( MPa)
0
 F lim1  1,8HB1  1,8.220  396( MPa)

Bánh chủ động: 

 H0 lim 2  2 HB2  70  2.200  70  470( MPa)
Bánh bị động:  0
 F lim 2  1,8HB1  1,8.200  360( MPa)

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền:

 K HL  mH


 K  mF
 FL


NH 0
N HE

, trong đó:

NF 0
N FE

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

15


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn:
2,4
 N HO  30.H HB

6
 N HO  4.10
2,4
2,4
 N HO1  30.H HB
 12,56.106
1  30.220

2,4
2,4

6
 N HO 2  30.H HB 2  30.200  9,99.10

6
 N FO1  N FO2  4.10

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng
 N HE1  N FE1  60.c.n1.t  60.1.354, 24.12000  255, 053.106
 
n1
354, 24
.12000  63, 763.106
 N HE 2  N FE 2  60.c.n2 .t  60.c. .t  60.1.
u
4


Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:

 H0 lim1
510
[


]

Z R Z v K xH K HL1 
.1.1  463, 6MPa)
 H1
S
1,1
H
1


 H0 lim 2
470
[

]

Z R Z v K xH K HL 2 
.1.1  427,3( MPa)
 H2
SH 2
1,1


0
[ ]   F lim1 Y Y K K  396 .1.1  226,3( MPa)
R S
xF
FL1

 F1
SF1
1, 75

0
 F lim 2
360

YRYS K xF K FL 2 
.1.1  205, 71( MPa )
[ F 2 ]  S
1,
75

F2

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>  H    H 1    H 2 
2

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

16


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

=>  H    H 1    H 2   463, 6  427,3  445, 45 (MPa)
2

2

+, Ứng suất cho phép khi quá tải
[ H ]max  2,8.max( ch1 ,  ch 2 )  2,8.450  1260( MPa)

[ F 1 ]max  0,8. ch1  0,8.450  360( MPa)
[ ]  0,8.  0,8.340  272( MPa)
ch 2
 F 2 max

2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw  K a  u  1 . 3

T1.K H 
[ H ]2 .u. ba

, với:

Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng
B

6.5
1
96

=> Ka= 43 MPa1/3.

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 109184 (N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 445,45 (MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4
 ba , bd – Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng B

6.6
1 với
97

bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được  ba  0,3

 bd  0,5 ba (u  1)  0,5.0,3(4  1)  0,75

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng

khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng B

6.7
[1]
98

với  bd  0, 75

và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được:
 K H   1, 03


 K F   1, 07

Do vậy:
aw  K a  u  1 . 3

T1.K H 
[ H ] .u. ba
2

 43(4  1) 3

109184.1, 03
 167, 4(mm)
445, 452.4.0,3

Chọn aw = 160 (mm)
SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

17


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

b, Xác định các thông số ăn khớp
+, Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).160 = 1,6÷ 3,2(mm)

Tra bảng B

6.8
[1]
99

chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).

+, Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 140 => cosβ = 0,970
Ta có:
Z1 

2.aw cos  2.160.cos140

 31, 05 , lấy Z1= 31
m(u  1)
2(4  1)

Z2= u.Z1= 4.31=124 , lấy Z2= 124
Tỷ số truyền thực tế: ut 

Z 2 124

4
Z1 31

ut  u
44
.100% 

.100%  0% <4% thoả mãn.
u
4

Sai lệch tỷ số truyền: u 
+, Xác định góc nghiêng răng
cos 

m( Z1  Z 2 ) 2  31  124 

 0,969
2aw
2.160

  arccos(cos )  arccos(0,969)  14,36

+, Xác định góc ăn khớp αtw
 tg
 cos

 t   tw  arctg 

 tg 200 

0

ar
ctg

  20,58


0,969




Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:
b  arctg  cost .tg    arctg (cos20,580.tg14,360 )  13, 470

c, Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

18


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

2.aw 2.160


 64(mm)
d w1 

ut  1 4  1

d  2.a  d  2.160  64  256(mm)
w
w1
 w2

Vận tốc trung bình của bánh răng: v 
Tra bảng B

6.13
[1]
106

 d w1.n1
60000



 .64.354, 24
60000

 1.19(m / s )

với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,19 (m/s) ta được

cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9
Tra phụ lục PL

2.3

[1]
250

với:

 CCX= 9
 HB < 350
 Răng thẳng
 V =1,19 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
 K Hv  1, 011

 K Fv  1, 041

 K H   1, 04
 K F   1, 06

Hệ số tập trung tải trọng: 

KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng B
K

6.14
1 với
107

v  1, 20(m / s)

CCX = 9

 1,13

nội suy ta được:  H
 K F  1,37

2.2.3. Tính kiểm nghiệm
+, Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
 H  Z M ZH Z

2T1 K H  ut  1
 [ H ]
2
bw .ut .d w1

[ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

19


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

[ H ]  [ H ].Z R Zv K xH  445, 45.0,95.1.1  423( MPa)

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng B
=>

6.5
[1]
96

ZM = 274 MPa1/3
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
2cosb
2cos 13,470

 1, 719
sin(2 tw )
sin(2.20,580 )

ZH 

Z – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang

εα và hệ số trùng khớp dọc εβ:
εα – Hệ số trùng khớp ngang:


 1 1 

1 
1
0
   .cos  1,88  3, 2  

  .cos14,36  1, 696
 31 124  

 Z1 Z 2  

   1,88  3, 2 


bw – chiều rộng vành răng:
bw   ba .aw  0, 4.160  64(mm)

lấy bw = 64 (mm)
εβ – Hệ số trùng khớp dọc:
 

bw sin  64.sin14, 360

 2, 53  1
m.
2.

 Z 

1





1

 0, 768
1, 696

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH  K H K H  K Hv  1,13.1,04.1,011  1,188

Thay vào ta được:
 H  Z M ZH Z

2T1 K H  ut  1
2.109184.1, 20.  4  1
 274.1,719.0, 768
 404( MPa)
2
bw .ut .d w1
64.4.642

Ta có  H  404  [ H ]  423( MPa)

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

20


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

 H    H .100%  423  404 .100%  4.1%  10%
423
 H 
=> Thoả mãn
+, Kiểm nghiệm độ bền uốn
2.T1.K F .Y Y YF 1

 [ F 1 ]
 F 1 
bw .d w1.m


   F 1.YF 2  [ ]
F2
 F 2
YF 1

[ F 1 ],[ F 2 ] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
[ F 1 ]  [ F 1 ].YRYS K xF  226,3.095.1  214,9( MPa )

[ F 2 ]  [ F 2 ].YRYS K xF  205, 71.0,95.1  195, 4( MPa)

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
KF  KF .KF  .KFv  1,37.1,06.1,04  1,51

Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Y 

1





1
 0,59
1,696

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Y  1 

0
1400

 1

14, 360
 0,88
1400

YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:
Z1
31

 Z v1  cos3   cos3 14,360  34,1


124
Z  Z2 

 136, 4
v2
3
3

cos  cos 14,360

Tra bảng B

6.18
1 với:
109

 Zv1 = 34,1
 Zv2 = 136,4
 x1 = 0
 x2 =0
Ta được:
SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

21


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

YF 1  3,8


YF 2  3, 60

Thay vào ta có:
2.T1.K F .Y Y YF 1 2.109184.1,51.0, 66.0,92.3,8


 91, 44( MPa)  [ F 1 ]  214,9( MPa)
 F 1 
bw .d w1.m
64.64.2


   F 1.YF 2  91, 44.3, 60  86, 62( MPa)  [ ]  195, 4( MPa)
F2
 F 2
YF 1
3,8

+, Kiểm nghiệm về quá tải:
 Hmax   H K qt   H 
max


 Fmax1  K qt . F 1   F 1 max


 K qt . F 2   F 2 max

 Fmax2

Kqt – Hệ số quá tải:
Kqt 

Tmax Tmax

 2, 2
T
Tdn

Do vậy:
 Hmax   H K qt  400 2, 2  593,3( MPa)   H   1260( MPa )
max


 Fmax1  K qt . F 1  2, 2.91, 44  201,17( MPa)   F 1 max  360( MPa )


 K qt . F 2  2, 2.86, 62  190,56( MPa )   F 2 max  272( MPa )

 Fmax2

2.2.4 Một số thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia:
m.Z1
2.31

d1  cos  cos14,360  64(mm)



d  m.Z2  2.124  256(mm)
 2 cos cos14,360

Khoảng cách trục chia:
a  0,5(d1  d 2 )  0,5(64  256)  160(mm)

Đường kính đỉnh răng:
SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

22


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

d a1  d1  2m  64  2.2  68(mm)

d a 2  d 2  2m  256  2.2  260(mm)

Đường kính đáy răng:
d f 1  d1  2,5.m  64  2,5.2  59(mm)

d f 2  d 2  2,5.m  256  2,5.2  251(mm)

Đường kính vòng cơ sở:
db1  d1cos  64.cos200  60,14(mm)


0
db 2  d 2cos  256.cos20  240,56(mm)

Góc prôfin gốc: α = 200.
2.2.5 Bảng tổng hợp kết quả tính toán
 P=PI= 4,05 (KW)
 T1=TI= 109184(N.mm)
 n1=nI= 354,24 (v/ph)
 u=ubr=4
 Lh=12000 (h)
Thông số

Kí
hiệu

Công thức tính

Mô đun pháp

m

m=2

Số răng bánh răng

z

z1  31(răng)

z2  124 (răng)

Góc nghiêng răng



  14,36o

Khoảng cách trục chia

a

a  0,5  d 2  d1   0,5. 64  256   160  mm 

Khoảng cách trục

aw

aw  160  mm  (tính ở trên)

Chiều rộng vành răng

bw

bw  64  mm 

Đường kính chia

d

d1  64mm
d2  256mm

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

23


Đồ án Chi tiết máy

Đường vòng kính lăn

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

dw

d w1  64  mm 
d w 2  256  mm 

Đường kính đỉnh răng

da

d a1  68  mm 
d a 2  260  mm 

Đường kính đáy răng

df

d f 1  59  mm 
d f 2  251 mm 

Đường kính cơ sở

db

db1  60,14  mm 
db 2  250,56  mm 

Góc ăn khớp

tw

 tw   t  20,58o

Hệ số trùng khớp
ngang



  1,696 (tính ở trên)

Hệ số dịch chỉnh răng

x

x1  0

x2  0

SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

24


Đồ án Chi tiết máy

GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

CHƯƠNG III. CHỌN KHỚP NỐI, TÍNH TRỤC, THEN VÀ Ổ LĂN
3.1. Tính toán khớp nối
Thông số đầu vào:
Mô men cần truyền: T = TII = 419160 (N.mm)
3.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:
cf

Tt  Tkn

cf

dt  d kn

Trong đó:
d sb  3

TII
419160
3
 47.15
0, 2  
0, 2.20

Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng
B

16.1
 2 , ưng với loại máy : “Băng tải ”ta lấy k = 1,4
58

T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = TII = 419160 (N.mm)
Do vậy:
Tt = k.T = 1,4.419160= 586824 (N.mm)= 586,824 N.m
16.10a
Tra bảng B
 2 với điều kiện:
68

cf

Tt  586824( N .mm)  Tkn

cf


dt  47,15(mm)  d kn

Ta được các thông số khớp nối như sau:
Tkncf  1000( N .m)
 cf
d kn  56(mm)

Z  8
 D  160(mm)
 0
SVTH: Vũ Lê Nghĩa – Máy Hóa K57

MSSV: 20123349

25