Luận văn thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

1.1.1.1

Lời nói đầu

T

hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong
cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền

cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất
lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết
đối với một người kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ
sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong
ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với
những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến
thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn
giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng
sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được
sự hướng dẫn tận tình của thầy LÊ TRỌNG TẤN và các thầy bộ môn trong khoa
cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ
án môn học này.
Lê Bảo Nam

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

1


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Chương 1 : CHỌN ĐÔNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I: Chọn động cơ :
1: các kết quả tính toán trên băng tải :
Pbt=

P.V
1000

Ta có -P: lực kéo băng tải
V: vận tốc băng tải
P= 1100 KG = 1100. 9,81= 10791N
⇒ pbt=

10791.0.2
= 2,125 (KW)
1000

2. chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay của trục công tac trong một phút (băng tải)
Nct=

60000V
60000.0,2
= 12 (vg/ph)

=
Zt
125.8

nsb= nlv.ut
Với Ut tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động
Ut=Ubr. UX
Tra bảng 2.4 được Ubr=29 ;Ux=4

V: vận tốc băng tải
D : đường kính băng tải
nct=nlv
nsb=12.29.4=1392 (vg)
3. hiệu suất toàn bộ hệ thống :
nht=nk .nol4. nbr3.nx
trong đó: - nk= 0,09 hiệu suất nối trục di động
- nbr=0,97 hiệu suất một cặp bánh răng
- nol=0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn
- nx=0,97 hiệu suất bộ truyền xích .
⇒ nht=1. 0,994 . 0,973 . 0,97 = 0,85
Xác định công suất của động cơ:
Pt

Pct= n

=2,158 (KW)

ht

Trong đó: - Pct: công suất cần thiết trên trục động cơ .

- pt: công suất tính toán trên máy
- nht: hiệu suất toàn bộ hệ thống.
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

2


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Vì khi động cơ mở máy thì động cơ chạy với tải trọng không đổi nên khi đó ta
có:
Pt=Ptd
⇒ ptd =
( ( p12 .t1 + p22 .t 2 ) / ( t1 + t 2 ) )
Ta có Plv= P2 =

F .V 1100.9,81.0,2
=
= 2,158 kw
1000
1000

Với P2= 2,185 kw .
: t1=3s= 8,33.104 h
2
−4
−4
⇒ Ptd = 2,158 1,3 .8,33.10 + (8 − 8,3.7,10 ) = 2,158 kw

8

Từ các thong số ta có thể chọn động cơ mang nhẵn hiệu 4A100L4Y3.
Từ bảng P1.1 trang 234 tài liệu tính toán hệ dẫn động cơ khí ta có bảng thông số
kỹ thuật như sau:
Tk
Kiểu động
Công suất
Vận tốc quay n%
cos ϕ Tmax
cơ
Tdn
Tdn
4A100S4Y3 3,0
1420
84
0,82 2,2
2,0
4. kiểm tra động cơ đã chọn:
a.kiểm tra điều kiện mở máy động cơ
khi mở máy thì :
Tmn TK
<
(2.6 /22 DDCK).
T
Tdn

Ta có Tmn=Tqt=1,3T.
TK
= 2,0

Tdn
⇒ 1,3<2,0 ⇒ thỏa mãn điều kiện bài toán .

b. kiểm tra điều kiện làm việc:
khi động cơ làm việc thì ta có.
Tmaxqt đcT

k
Tđc= nht. T .T = nht .2.T
dn

Mônem động cơ: T=

9550.Pđc 9550.3
=
= 26,17 N.m
nđc
1420

Tmm=2.20,17=40,34 N.m
Tmax=20,17.2,2=44,37 N.m
Mônem quán tính lớn nhất của động cơ
9550.Pt

9550.2,538

= 1,3.
= 22,178 N.m
Tmaxqt đc= Kqt.Tcam=Kqt. n

1420
ck
Nhận thấy rằng : 44,8>22,178 Nm ⇔ Tmaxqt đcGVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

3


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

II: phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của hệ thống truyền động:
ut =

n đc
nlv

Trong đó: nđc: số vòng quay của động cơ (vg/ph)
-nlv: số vòng quay của trục máy(vg/ph)
Nlv=nbt=12 vg/ph.
Ut=

1420
= 118,3 .
12

Mặt khác ta lại có: ut= uh.ung (3.24/48/hdđck)
Với uh : tỷ số truyền giảm tốc

-ung: tỷ số truyền hộp ngoài.
Ung= ukn.uxich2
- ukn: tỷ số truyền của khớp nối . ukn=1
- uxich: tỷ số truyền của bộ truyền xích
ta có ung=uxich
theo bảng 2.4 (21/hdđck) ta có uxich=2......5
ta chọn uxich=3,9
⇒ uh =

ut 118,3
=
= 30
ung
3,9

Nhận thấy uh= 30 ta tra bảng 3.1 (43)TLI ta được
u = 7,45

1
Uh= 30 ⇒ u = 4.03 ⇒ uxich=3,9
 2
Vậy bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: u1=7,45
Bội truyền bánh răng trụ răng nghiên 2 : u2=4,03

III: xác định các thong số động học và lực của các trục
1: tính toán tốc độ quay của các trục
- trục động cơ :
nđc=1420 vg/ph
- trục I:
nđc

nI= n

= 1420 vg/ph

KN

- trục II:
n

1420

I
nII= u = 7,45 = 190,6 vg/ph.
1

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

4


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

-truc III:
n

190,6

nIII

=

II
nIII= u = 4,03 = 47,3 vg/ph.
2
-trục IV:

nIV= u

xich

47,3
= 12.1 vg/ph.
3,9

2. công suất trên các trục động cơ:
- công suất trên trục IV:
P4=Plv=Ptd=2,158 kw.
-công suất trên trục III:
PIII=PIV/(nol.nbr2)= 2,158/(0,97.0,99)= 2,247 kw
-công suất trên trục II:
PII=PIII/(nbr1.nol)= 2,247/(0,972.0,99)=2,412 kw
-công suất trên trục I:
PI= PII/(nbr.nol.nkn)=2,412/(0,97.0,99.1)=2,511 kw.
3. tính toán mônem xoắn trên trục đông cơ:
-trục I:
p

2,511

6
6
I
TI= 9,55.10 . n = 9,55.10 . 1420 = 16887,3 Nm
I

-trục II:
P

2,412

6
6
II
TII= 9,55.10 . n = 9,55.10 . 190,6 = 120853,09 Nm.
II

-trục III:
PIII

2,247

TIII= 9,55.10 n = 9,55.10 . 47,3 = 453675,47 Nm
III
Ta có bảng động học , lực trên các trục của hệ thống dẫn động như
6

6

sau:
Thông
trục số
Truc đc
Trục I
Trục II
Trục III

Tỷ số truyền
Un =7,45
Uc=4,03
Ux=4

Tốc độ quay
vg/ph
1420
1420
190,6
47,3

Công suất
kw
3
2,511
2,412
2,247

Mômen xoắn
Nm

16887,3
120853,09
453675,47

Chương 2 :Tính toán thiết kế các bộ truyền
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

5


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

I.
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
1. chọn vật liệu:
Tên
Bánh 1
Bánh 2

Vật liệu
Thép tôi 45
cải thiện
Thép tôi 45
cải thiện

σb

σ ch

750

450

HB
200

600

340

170

2. xác định ứng suất cho phép:
theo bảng 6.2 (94/ hdđck). Thép tôi cải thiện đạt chế độ rắn HB 180…350 ta
có.
σ H0 lim = 2 HB + 70

Sh=1,1.
SF=1,75

σ F0 lim = 1,8 HB .

Chọn bánh răng nhỏ : HB=241
⇒ σ H0 lim 1 = 2.200 + 70 = 470Mpa

σ F0 lim1 = 1,8.200 = 360Mpa

Bánh răng lớn 2: có HB=240

σ H0 lim 2 = 2.170 + 70 = 410 Mpa
σ F0 lim 2 = 1,8.170 = 305Mpa

Theo bảng 6.5 (93/ hdđck).
NHO= 30.HHB2,4
⇒ NHO1= 30. 2002,4= 0,99.107.
- số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn .
NFO=4.106
- khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
NHE=NFE=N=60.c.n.tΣ (6.6/93/ hdđck).
NHE,NFE: là số chu kỳ thay đổi ứng suất tác dụng
C: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
n số vòng quay trong 1 phut
tΣ: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
tΣ= 5 năm .12 tháng.292 ngày.8h.1ca
⇒ NHE=NFE=60.1.1420.292.5.8=9,95.108
NHE>NHO2 do vậy KHL2=1
Suy ra ta có: NHE1>NHO1 do đó KHL1=1
⇔ KHL1=1 ;KFL1=1
KHL2=1 ; KFL2=1
Các ứng suất cho phép theo công thức (6.1). [ 93].TL1.
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

6


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

σ h lim1 470
= 427,27 Mpa
1,1

[σH]1 = s
h1
σ h lim 2

410

[σH]2 = s = 1,1 =372,72 MPa
h2
Vậy ứng suất tiếp cho phép:
[бH]= ( бH1)+ (бH2)/ 2 = (427,27 +372,72)/2 = 399,9 Mpa.
ứng suất pháp cho phép:
[σF]= (σ0Flim1 .KFC .KFL1 / SF) (6.2a).[93] .TL1.
Vì bộ truyền quay một chiều lên KFC =1 .
[σF1]= (σ0Flim1 .1.1/ SF). =360.1.1/1,75 =205,71 Mpa
[σF2] = (σ0Flim2 . KFC .KFL1 / SF) = 306/1,75 = 174,85 Mpa
ứng suất tải cho phép theo (6.14) [93]. TL1.
[σH]max1 = 2,8 . σch1 = 2,8.450 = 1125 Mpa.
[σH]max2 = 2,8 . σch2 = 2,8 .340 = 952 Mpa.
[σF]max1 = 0,8 . σch1 = 0,8.340 = 272 Mpa.
[σF]max2 = 0,8 . σch2 = 0,8. 450 =360 MPa
3. tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trục răng nghiêng.
a. xác định khoảng cách trục:
aw1 =

K a (u ± 1)3

T .K β
[σ ] .u.ψ
1

H

2

H

ba

Trong đó:
Ka

=43:

Hệ số phụ
(theo bảng 6.5)

thuộc

vào

vật

liệu

của

cặp

bánh

răng

T1 = 16887,3 Nm.
[σH] = 399,9 MPa
u = u1 =7,45 : Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc.
ψba = 0,33 theo bảng (6. 6). [93].TL1.
KHB = 1,24 ứng với sơ đồ 3 theo bảng (6-7) .[98] /[TL1].
ψbd = 0,5 ψba (u1 ± 1) = 1,4 .

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

7


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

⇒ aw1 = 43.(7,45 + 1)3

16887,32.1,24
= 136,7 mm.
399,9 2.0,33.7,96

Lấy aw = 136,7 mm.
b. xác định các thông số ăn khớp:

theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp
m=(0,01÷0,02) 136,7 = 1,37÷2,74 .
chọn m= 2.
Chọn sơ bộ β= 100 . cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2a

w1

m1 (u1 + 1)

=

2.137.0,9848
= 15,96 răng.
2.(7,45 + 1)

Lấy Z1=16

- Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1]
Z2= Z 1 .u1 = 16.7,45 = 119.
Do đó tỷ số truyền thực sự:
Um= 119/17 = 7,44 .
Cosβ =

m( Z1 + Z 2 ) 2(16 + 119)
=
= 0,9854 .

2 aw
2.137

⇒ β = 90 48`.

c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
2T 1 . K H .(u1 ± 1)

σH = ZM.ZH.Zε

b .u . d
w

1

2

w1

.

trong đó: ZM = 274 (MPa)
Chiều rộng bánh răng nhỏ:

bw1 = ψ ba .a w1 = 0,3.137 mm.
⇒ αt=αtw= arc(tg α / cos β )= arc (tg 200/ 0,9745)= 20,272.

Theo (6.35).[105] / TL1.
Có tgβb=cos at.tgβ = cos 20,272. Tg9,8

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

8


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

⇒ βb= 9,2.

2.Cosβ b
=
Sin 2α tw

Do vậy ta có: ZH =

2. cos 9,2
=1,742.
sim(2.20,272)

Hệ số trùng khớp dọc:

ε

β

.Sinβ 24,6.sim9,8
= 1,225
= bw

=
π .2
mπ


1
1 
+ . cos β = 1,629
 z1 z 2 

ε α = 1,88 − 3,2.


Zε =

1
εa

=

1
=0,783.
1,620

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.137 / (7,45+1) = 32,42 mm
v=

π .d w1.n1 π .32,42.1420
=

= 2,4m / s .
60000
60000

Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
KHα=1,13
VH = σ H .g 0v. aw / u = 0,02.73.1,2,4. 137 / 7,45 = 1,5
Có σH=0,02; g0= 73
Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp:
KHV= 1+ VH. bw. dw1/ (2.T1.KHβ.KHα)= 1+ 1,5 . 0,33.137.32,42 /(16887,3 .
1,24.1.13)=1,046 Ta có : KH = K Hβ . K Hα . K HV = 1,24.1.13.1,046 = 1,465
Từ các tính toán trên ta được:
2T 1 . K H .(u1 ± 1)

σH = ZM.ZH.Zε

b .u . d
w

1

2

w1

= 274.1,742.0,783

2.16887,3(7,45 + 1).1,465
0,33.137.7,45.32,462

=405,6

σH =405,6 Mpa
ta có ZV= 1,1
ZR= 0,95
KXH= 1
Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1,.0,95.1 = 379, 9 Mpa

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

9


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Nhận thấy rằng [σH] <σH. ta phải chọn lại a w . cần tăng thêm khoảng cách trục
và tiến hang kiểm nghiệm lại .
Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 150 mm
theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp
m=(0,01÷0,02) 150 = 1,5÷3 .
chọn m= 2.
Chọn sơ bộ β= 100 . cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2a

w1

m1 (u1 + 1)

=

2.150.0,9848
= 17,48 răng.
2.(7,45 + 1)

Lấy Z1=17

- Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1]
Z2= Z 1 .u1 = 17.7,45 = 127.
Do đó tỷ số truyền thực sự:
Um= 127/17 = 7,47 .
Cosβ =

m( Z1 + Z 2 ) 2(17 + 127)
=
= 0,96 .
2aw
2.150

⇒ β = 160 15`=16,26

d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
2T 1 . K H .(u1 ± 1)

σH = ZM.ZH.Zε

b .u . d
w

1

2

w1

.

trong đó: ZM = 274 (MPa)
Chiều rộng bánh răng nhỏ:

bw1 = ψ ba .a w1 = 0,333.150 mm.
⇒ αt=αtw= arc(tg α / cos β )= arc (tg 200/ 0,96)= 20,763.

Theo (6.35).[105] / TL1.
Có tgβb=cos at.tgβ = cos 20,763. Tg9,6
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

10


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

⇒ βb= 15,254.

2.Cosβ b
=
Sin 2α tw

Do vậy ta có: ZH =

2. cos15,254
=1,7.
sim(2.20,763)

Hệ số trùng khớp dọc:

ε

β

.Sinβ 0,33.150.sim9,6
= 2,2
= bw
=
π .2
mπ


1
1 
+ . cos β = 1,599
 z1 z 2 

ε α = 1,88 − 3,2.


Zε =

1
εa

=

1
=0,79.
1,599

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1= 2.aw / (u1+1) = 2.150 / (7,45+1) = 35,42 mm
v=

π .d w1.n1 π .35,42.1420
=
= 2,632m / s .
60000
60000

Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
KHα=1,13
VH = σ H .g 0v. aw / u = 0,02.73.1,2,632. 150 / 7,45 = 1,723
Có σH=0,02; g0= 73
Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp:
KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+1,723.0,33.150.35,42/

(16887,3.1,24.1,13)=1,046 Ta có : KH = K Hβ . K Hα . K HV = 1,24.1.13.1,063 = 1,488
Từ các tính toán trên ta được:
2T 1 . K H .(u1 ± 1)

σH = ZM.ZH.Zε

b .u . d
w

1

2

w1

= 274.1,7.0,79

2.16887,3(7,45 + 1).1,488
0,33.150.7,45.35,42 2

=357,06

σH =357,06 Mpa
ta có ZV= 1,1
ZR= 0,95
KXH= 1
Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1,.0,95.1 = 379, 9 Mpa
Nhận thấy rằng [σH] >σH.
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

11


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

e: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn;
ứng suất uốn:
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F ] theo công thức(6-43) .[98]/ TL1.

Ta có:
K Fα = 1 ,4

Theo bảng (6.14) [107]/ TL1.có được KHα=1,37
Theo (6.47) [109] TL1.
VF= δ F .g0v. aw / u = 0,006.73.2,632 150 / 7.45 = 5,17
δ F = 0.006 . g0 =73.

KFv=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+5,17.49,5.35,42 /(2.16887,3 .1,5.1,37)=1,13
K F = K Fβ .K Fα .K Fυ = 1,24.1,4.1,057 = 1,835

ε

α

= 1,599 hệ số trùng khớp bánh răng.

1
1
=
= 0,625
ε α 1,599
Với β = 420 11` ⇒ Yβ= 1+ (16,26/ 140) = 0,88
Yε =

Số răng tương đương là:
ZV1= Z1./ cos3β= 19,2
ZV2= Z2/ cos3β = 143,5
Theo bảng (6.18).[109] TL1. có
Y F1= 4,05 ; Y F2= 3,6
Với m= 1,5 ⇒ Ys= 1,08- 0,695.ln( 2)= 1,032
YR=1. KXF =1
Theo các công thức (6-43) và (6-44) trang 108/[1] ta có:
σ F1 =
σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1 2.16887,3.2,32.0,625.0,88.4,05
=
= 49,77 Mpa
bw1.d w1.m
49,5.35,42.2

σ F 1.YF 2 107.3,6
=

= 44,24 MPa
YF 1
4,05

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

12


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Vậy: σF1 = 44,77 < [σF1] = 212,3 MPa
σF2 = 99MPa < [σF2] = 180,4MPa
KL: Răng thỏa mãn điều kiện bền uốn.
f. kiểm nghiệm về các giá trị quá tải:
ứng suất tiếp xúc cực đại:
• Hệ số quá tải :
T

max
kqt = T = 1,3
dn

[σH1]max = σH.

k qt

= 379,9.1,14=433,15 MPa

Ta có : [σH1]max >[σH]1.
Theo (6.49).[110]/ TL1. ta có
σ F 1 max = σ F 1.kqt = 49,77.1,3 = 64,70 < [σ F 1 ] max = 360( MPA)

σ F 2 max = σ F 2 .kqt = 44,24.1,3 = 57,51 < [σ F 2 ] max = 272( MPA)

Bảng Thông Số Hình Học của bộ Truyền Bánh Răng Cấp Nhanh:
Bảng 3:Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thông số

Giá trị

Môdum

m1 = 2

Tỷ số truyền cấp nhanh

u1 = 7,45

Góc nghiêng

β = 16015`

Số răng

Z1 = 17 răng

Khoảng cách trục

aw1 = 150 mm

Chiều rộng răng

bw1 = 49,5 mm

Góc Profin gốc

α = 20°

Góc ăn khớp

αtw = 20,763°

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

Z2 = 127răng

13


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

d1 = 35, 42 mm

Đường kính vòng chia

d2 = 264,58 mm

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0; x2 = 0
da1 = 42,42mm

Đường kính vòng đỉnh răng

da2 = 268,58mm
df1 = d1 -(2,5-2. x1)m =30,42 mm

Đường kính vòng chân răng

df2 = d2 -(2,5-2. x2) m=259,58 mm

4 . tính bộ truyền cấp chậm:
a. xác định khoảng cách trục:
a w 2 = k a .( u 2 + 1) 3

T2 .K Hβ

[σ H ] 2 .u 2 .ψ ba

.

Tra bảng (6-5) với vật liệu 2 bánh là :
Thép – Thép ta được :

ta được ψ ba = 0,39 (lấy hơn bộ

cấp nhanh 20 ÷ 30% )

ka = 43
Tra bảng (6-6) trang 97 /[1]
⇒ ψbd = 0,5. ψba.(u2 + 1) = 0,5.0,39.(4,03+ 1) =1
Do vậy theo bảng (6.7) có KHβ=1,15
T2= 120853,09 N.mm ; U2=4,03 T’2=T2/2=60426,545 N.mm
[σH]= 399,9 Mpa. ⇒ aw2 = 43.(3,77+ 1).

3

60426,545.1,03
=140,9 mm
399,92.4,03.0,39

b. xác định thông số ăn khớp:
• Xác định mô dun ăn khớp :
m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).141=(1,41÷2,82) .
chọn m= 2.5
Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] :
Z1=2. aw2 / [ m (u+1)] = 2.141. / [ 3(4,03+1)] = 22,08

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

Lấy Z2=22

14

⇒ Số răng bánh lớn :

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Z2 = u2.Z1 =4,03.22= 88,66 lấy Z2=89
Tỷ số truyền thực sự: Um = 89/ 22 = 4,04
Cos β= m(Z1+ Z2)/ [ 2. aw2] = 3.(22+889) / [2.141] = 0,9840
⇒ β = 100 14`=10,249.

c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc làm việc
σH = Z M .Z H .Z ε

2.T2 .K H .(u m + 1)
bw .u m .d w2 2

trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3
theo bảng (64.34).[105] .TL1 có:
ZH =

2.Cosβ B
Sin 2.α tw
tgβ b = cos α t .tgβ = cos(20,2988).tg10,249

Ta có :
⇒ βb = 9,6247

 tgα 
 tg 20 

α t = α tw = arctg 
 = arctg 
 = 20,2988 0
cos
β
0
,
9840





Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20°
⇒ ZH =

2. cos 9,2647
= 1,74
Sin 2..20,2988

ε β : Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

εβ =

bw .Sinβ
m.π

Mà bw = ψ ba .aw 2 = 0,39.141 = 54,99

⇒ εβ =

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

54,99.Sin.(10,14o )
= 1,246 > 1
2.5.3,14

15


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY
1
Theo công thức (6.36).[105] .TL1. Zε =
εα


1

1 
1 
 1
+  cos β = 1.8 − 3,2 +  0,9840 = 1,671
 22 89 

 Z1 Z 2 

Mà ε α = 1,8 − 3,2


⇒ Zε =

Theo

d

w2

v=

công

thức

1
1
=
= 0,773
εα
1,671

(6-15b)

trang

96

/[1]

ta

có

:

= 2.a w . /(u2 + 1) = 2.141 /(4,03 + 1) = 55,95mm

π .d w2 .n21 π .55,95.190,6
=
= 0,556m / s .
60000
60000

Với v= 0,556 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
Có:
KHα=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1.
VH = σ H .g0v. aw / u = 0,002.73.0,556. 141 / 4,04 = 0,479m / s
Có σH=0,002. g0= 73
Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp:
KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+0,479.0,39.141.55,295/
(2.60426,545.1,15.1.13)=1
Ta có : KH =

K β .K α .K
H

H

HV

= 1,15.1,13.1,0 = 1,2995

Từ các tính toán trên ta được:
2T 1. K H .(u1 ± 1)

σH = ZM.ZH.Zε

b .u . d
w

1

2

w1

2.60426,545.103 (4,03 + 1).1,3
= 393,168MPa
=274.1,74.0,773
0,39.141.4,03.55,952

σH =393,168Mpa
ta có ZV= 1
ZR= 0,95
KXH= 1
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

16

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa
Nhận thấy rằng [σH] <σH. ta phải chọn lại a w . cần tăng thêm khoảng cách trục
và tiến hang kiểm nghiệm lại .
Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: aw= 165 mm
• Xác định mô dun ăn khớp :
m2 = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01 ÷ 0,02).165=(1,65÷3,3) .
chọn m= 2,5
Số răng bánh nhỏ theo công thức (6-31) trang 103 /[1] :
Z1=2. aw2 / [ m (u+1)] = 2.165. / [ 2,5(4,03+1)] = 25,8

Lấy Z2=26

⇒ Số răng bánh lớn :
Z2 = u2.Z1 =4,03.26= 104,78 lấy Z2=104
Tỷ số truyền thực sự: Um = 104/ 26 = 4,04
Cos β= m(Z1+ Z2)/ [ 2. aw2] = 3.(26+104) / [2.165]
⇒ β = 90 159`=19,9865.

d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc làm việc
σH = Z M .Z H .Z ε

2.T2 .K H .(u m + 1)
bw .u m .d w2 2

trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3
theo bảng (64.34).[105] .TL1 có:
ZH =

2.Cosβ b
Sin 2.α tw

Ta có :

tgβ b = cos α t .tgβ = cos(20,283).tg 9,9865

⇒ βb = 9,358
 tgα 
 tg 20 
α t = α tw = arctg 
 = arctg 
 = 20,283 0
cos
β
0
,
9848





Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20°
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

17


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY
2. cos 9,358
⇒ ZH =
= 1,74
Sin 2..20,283

ε β : Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

εβ =

bw .Sinβ
m.π

Mà bw = ψ ba .aw 2 = 0,37.165 = 61,05

⇒ εβ =

61,05.Sin.(9, ,9865o )
= 2,5 > 1
2,5.3,14

Theo công thức (6.36).[105] .TL1. Zε =


1

1 



1
εα




 0,9848 = 1,621
Mà ε α = 1,8 − 3,2 +  cos β = 1.8 − 3,2 +
Z
Z
26
104



 1
2 


⇒ Zε =

v=

1

1

1
1
=
= 0,785
εα
1,621

π .d w2 .n21 π .66.190,6
=
= 0,61m / s .
60000
60000

Với v= 0,61 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
Có:
KHα=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1.
VH = σ H .g0v. aw / u = 0,002.73.0,61. 165 / 4,04 = 0,568
Có σH=0,002. g0= 73
Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp:
KHV=1+VH.bw.dw1/(2.T1.KHβ.KHα)=1+0,568.0,37.165.66,/
(2.60426,545.1,15.1.13)=1,014
Ta có : KH =

K β .K α .K
H

H

HV

= 1,15.1,13.1,014 = 1,316

Từ các tính toán trên ta được:
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

18


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY
2T 1. K H .(u1 ± 1)

σH = ZM.ZH.Zε

b .u . d
w

1

2

w1

2.60426,545.103 (4,03 + 1).1,16
= 328,3MPa
=274.1,74.0,785
0,37.165.4,03.662

σH =328,3Mpa
ta có ZV= 1
ZR= 0,95
KXH= 1
Do đó ta có: [σH]= [σH] .ZV.ZR.KXH= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa
Nhận thấy rằng [σH] >σH. Thoả mãn
e. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
ứng suất uốn:
σ F1 =

2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 2
bw 2 .d w 2 .m

≤ [σ F 1 ]

Tra bảng (6-7) trang 98 /[1] ta được : KFβ = 1,15
KFα = 1,37 ; KHα = 1,16
Hệ số tải trọng động vùng ăn khớp: K Fv= 1,023
Do vậy : KF = K Fβ .K Fα .K Fυ = 1,15.1,37.1,023 = 1,61
Hệ số trùng khớp ngang: εα=1,621
Hệ số trùng khớp của răng:
1

1

Yε = ε = 1,621 = 0,616
α
Với β = 9,9865° ⇒ Yβ = 1 −

βO
9,9865o
=1−
= 0,9
140
140

Số răng tương đương là:
Z

25

Zv1 = Cos13β = 0,98483 = 27,2 ⇒ Lấy Zv1 =27
Z

102

Zv2 = Cos23β = 0,98483 = 108,89 ⇒ Lấy Zv2 =108
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

19


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Theo bảng (6.18).[109].TL1 có
YF1 = 3,89
YF2 = 3,61

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln2,5 =1,016
YR=1; KXF=1.
σF1 =

⇒

2.60426.545.1,61.0,616.092.5,89
. = 68 MPa
0,37.165.61,5.2.5)

σF2 = σ F 1.YF 2 / YF 1 = 82.3,89 / 3,61 = 73,27 MPa
Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1

σF2 = < [σF]2

f. kiểm nghiệm răng về quá tải:
ứng suất tiếp xuc cực đại:
σH1max = σH.

k qt

T

max
Trong đó: kqt = T = 1 ,3
dn

σH1max = σH.

k qt

= 399,9. 1,3 =MPa<[ σH1max]=1125 MPa

ứng suất uốn cực đại:
σF1max = σ F 1.K qt = 68.1,3 = 88,4Mpa < [σ F 1 max ] = 360 MPa
σF2max =83,54 Mpa<[σF2max]= 272 MPa
Vậy ta thấy: σF1 = < [σF]1

σF2 = < [σF]2

Bảng4: Bảng Thông số về bộ truyền bánh răng cấp chậm
Thông số

Giá trị

Môdum

m2 = 2,5

Tỷ số truyền cấp nhanh

u2 = 4,03

Góc nghiêng răng

β = 90,59’

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

20


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

Z1 = 26răng

Số răng

Z2 = 104răng

Đường kính vòng chia

d1 = 66 mm
d2 = 264mm

Khoảng cách trục

aw2 = 165 mm

Chiều rộng răng

bw2 = 61,05 mm

Góc Profin gốc

α = 20°

Góc ăn khớp

αtw = 20,283°

Hệ số dịch chỉnh

x1 =0 ;x2 =0
da1 = 71 mm

Đường kính vòng đỉnh răng

Đường kính vòng chân răng

da2 = 269mm
df1 = 59,75mm
df1 =257,75mm

5. lực tác động lên các bộ truyền:
a. bộ truyền cấp nhanh:
- Xác định lực vòng
Ft1 = Ft 2 =

2.T1 2.16887,3
=
= 935,5 N
d w1
35,42

Lực hướng kính của bánh răng:
Fr11 = Fr 22 =

Ft1.tgα 935,5.tg 20,763°
=
= 369,45 N
Cosβ
0.96

Lực chiều trục trên bánh 1 và 2 : Fa11=Fa21= Ft1.tgβ=935,45.tg16,26=272,85N
b. bộ truyền bánh răng cấp chậm:
- lực vòng :
Ft 3 = Ft 4 =

2.T2 120853,09
=
= 1965,09 N
d w1.2
66

Lực hướng kính của bánh răng:

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

21


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY
Ft 3 .tgα 1965,09.tg 9,98°
Fr 3 = Fr 4 =
=

= 751,13 N
Cosβ
0,98

Lực chiều trục trên bánh :
Fr3=Fr4=Ft3.tgβ=1965,09.tg9,89=168,28N.
Dành cho hình vẽ
PHẦN III:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1. chọn loại xích:
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , nên ta dùng xích con lăn.
2. xác định các thông số của bộ truyền xích:
Ta có Uxich= 4
Chon Z1=23 . khi đó Z2= U.Z1= 4.223 = 92< Zmax.
Công suất tính toán:
Pt = PIII .k.k z .k n ≤ [ P ]

Trong đó:
k = 2,925
Z 01 25
=
= 1,087
Z1 23
n
50
K n = 01 =
= 1,057
n3 47,3

KZ =

Như vậy :Pt = 2,925.1,087.1,057.2,247=7,75 kw
Theo bảng (5.5).[81] / TL1 với n0 = 50 vg/ph chọn bộ truyền xích một dãy có
bước xích p= 38,1 mm
Thỏa mãn điều kiện mòn PT< [P]= 10,5kw
khoảng cách trục: a= 30.p = 30.38,1= 1143mm
theo công thức (5.12).[85] TL1. có
số mắt xích: x= 2a/p +0,5(Z1+Z2)+(Z2-Z1)2/4. π 2 .a
x= 2.30+0,5(23+92)+(92-23)2/ 4. π 2 .1143=121,53
tính lại khoảng cách trục theo công thức. (5.13).[85]/ TL1.
a= 0,25.p{xc-0,5(Z1+Z2)+ ([132 − 0,5( Z 2 + Z 2 )]2 − 2{[(75 − 25) / 3,14]2 }
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

)

}
22


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

a=0,25.38,1.{122-0,5(92+23)+ ([122 − 0,5(92 + 23)]2 − 2{[(92 − 23) / 3,14]2 )
a=11152,5 mm .
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục A được giảm bớt một
lượng. Δa=0,003a= 0,003.1152,5= 3,5
Do vậy a= 1149 mm
Số lần va đập của xích. Theo (5.14).[85]/ TL1. có

i= Z1.n3 / (15.x)= 23. 47,32/(15.122)= 1
3. tính kiểm nghiệm xích về độ uốn:
Theo (5.14).[85]./TL1. có
S=Q/ Kđ.Ft+F0+FV
Ta có Q=127 KN
Khối lượng 1 mét xích q=5,5 kg
Kđ= 2
V= Z1.t.n3 / 60000= 23. 38,1.47,3/ 60000= 0,7 m/s
Ft= 1000.P/ V= 1000. 2,247 / 0,7 = 3210 N
FV= q.v2 = 5,5 . 0,632= 1,51N .
F0= 9,81.Kf..q.a= 9,81.5,5.1,1.49.2=123,9N
⇒ S= 127.103 /(2.3210+123,9+2,695)=19,4

Theo bảng (5.10).[86].TL1.với n= 50 vg/ph . có [S] =7
Vậy s> [s] ⇒ bộ truyền xích đảm bảo độ bền
4. đường kính đĩa xích.
Theo (5.17).[86]/ TL1. có : d1= P/ sim( π / Z 1 )
- d1= 38,1/ sin (3,14/23)= 279,94 mm
- d2= p / sin ( π / z2)= 38,1/ sin(3,14/93 )= 1128,6 mm
⇒ r = 0,5025.d1+0,05 = 0,5025.22,23+0.05=11,22

độ bền tiếp xúc của đĩa xích. Theo (5.18)[87].TL1.
σH1= 0,47. ( k r ( F1 .K đ + FVđ ).E /( A.K đ )
Z1= 223 . E=2,1.105 Mpa ; A=262mm2
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

23

TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY

-Kđ=1,5 .
Lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19)[87].TL1.
FVđ= 13.10-7 .n1.p3.m = 13.10-7.47,32.38,13.1= 3,4 N
Dùng thép tôi 45 cải thiện đạt độ rắn HB210 , sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép [σH]= 600Mpa . đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa.
Có σH1=0,47.

( 0,23.(3210.1,5 + 3,4).2,1.10

5

)

/ 395 = 360,76 Mpa

σH1<[σH]. thỏa mãn điều kiện
tương tự có σH2=365,88 Mpa .
σH2 <[σH2]
5. xác định lực tác dụng lên trục:
Theo (5.20)/[88].TL1. có:
Fr= Kx.Ft.
Với Kx=1,15
Fr= 1,05.3210 = 3370,5 N
PHẦN IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
1. VẬT LIỆU CHẾ TẠO:
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 có:
-σb=800 Mpa

ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 15……50 Mpa
2.xác định sơ bộ đường kính trục:
theo (10.9) [188] / TL1. có :
d= 3

TK
0,2.[τ ]

TK : mônem xoắn
[τ] : ứng suất xoắn cho phép.
Đường kính sơ bộ trục I:

GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

24


TRƯỜNG ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC HÀ NỘI
KHOA CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY
T1
16887,3
=3
= 18,65mm Lấy d1=20 mm
-d1 ≥ 3
0,2.[τ ]
0,2.13

Đường kính sơ bộ trục II:
- d2 ≥ 3

T2
120853,09
=3
= 31,1mm
0,2.[τ ]
0,2.20

Lấy d2=45 mm

Đường kính sơ bộ trục III:
-d3 ≥ 3

T3
453675,47
=3
= 42,3mm
0,2.[τ ]
0,2.30

lấy d3=50 mm

3.xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- chiều dài mayor bánh răng:
+trục II: lm23=lm13= ( 1,2-1,5)d2= (1,2-1,5)45= 54-67,5mm
Chọn lm23=lm13=54mm
lm22=(1,2….1,5)d=(1,2…1,5)45=54..63mm Lấy lm22=62 mm
Chon lm23=54mm
Chọn lm32=lm32=lm33=62mm
chiều dài khớp nối động cơ:

lm14= (1,4-1,5)d1= (1,4-1,5)20= 28-50 mm
chọn lm14= 50mm
lc14=0,5.( lm14 + b0) +k3 +hn
hn=15…..20 . theo (10.3) .[189]. TL1
k3= 10…….20 theo bảng (10.3). [189]/ TK1
b0 = 15mm
ta có lc12=0,5(50+25) +15+18= 70,5 mm
- chiều dài mayor đĩa xích:
Lc34 = 0,5(lm33 +b0 ) +k3 +hn = 0,5(61+25) +18+15= 76mm
- khoảng cách giữa các gối đỡ:
l22= 0,5(lm22 +b0) + k2 =0.5(62+25)+8=51,5 mm
Theo bảng (10.3) [189]/ TL1. ta có
K1= 8…………15
K2= 5…………15.
GVHD: LÊ TRỌNG TẤN
SVTH: LÊ BẢO NAM; Lớp: Đ3_CNCK

25