Đồ Án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Full Bản Vẽ Cad)

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Hoàng Trọng Hiếu

MSSV: G0900795

Bộ môn Ô tô – máy động lực
Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh

Ký tên:

Ngày hoàn thành: 14/5/2012

Ngày bảo vệ:

Đề số 10 – Phương án số 3
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

1


MỤC LỤC

Trang
Lời nói đầu ............................................................................ …………3
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN…. 4

1.1. Chọn động cơ……………………………………………….5
1.2. Phân phối tỉ số truyền……………………………………… 6
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY………………. 8
2.1 Thiết kế bộ truyền xích……………………………………... 8
2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng ………………………... 12
2.3 Thiết kế bộ truyền trục vít………………………………….. 17
2.4 Tính toán trục………………………………………………. 21
2.5 Tính toán chọn ổ lăn………………………………………... 42
2.6 Thiết kế vỏ hộp……………………………………………...49
2.7 Thiết kế các chi tiết phụ…………………….......................... 50
2.8 Bảng dung sai lắp ghép……………………………………...52
Tài liệu tham khảo……………………………………………………53

2


LỜI NÓI ĐẦU

Thiết 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 vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất
quan trọng. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí nói
chung và kỹ sư ô tô nói riêng.
Hưởng ứng tinh thần trên, em đã cố gắng vận dụng những kiến thức về thiết
kế để hoàn thành việc thiết kế hệ thống dẫn động cho băng tải. Phương án được lựa
chọn là hệ thống gồm: Một hộp giảm tốc bánh răng - trục vít, một bộ truyền xích
ống con lăn.
Phương án trên được chọn ví phương án này có những ưu điểm:
Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít có tỷ số truyền lớn vì thế tinh giản đi số

bánh răng cần thiết, và có thể dung đồng thanh không thiếc rẻ hơn để chế tạo bánh
vít.
Bộ truyền xích ống con lăn có hiệu suất cao, không có hiện tượng trượt, lực
tác dụng lên trục và ổ nhỏ.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Dương Đăng Danh và các thầy cô Khoa Cơ
khí đã giúp em hoàn thành đồ án này.
Hoàng Trọng Hiếu

3


Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ĐIỆN &
PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

F: lực vòng trên băng tải
v: vận tốc băng tải
D: đường kính tang dẫn
L: thời gian phục vụ
Động cơ quay 1 chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1
ca làm việc 8 giờ)
Bảng số liệu:
F (N)
24000

v(m/s)
0,8

D(mm)
315

L(năm)
8

t1(s)
25

t2(s)
36

T1
T

T2
0,6T

Trục1

Trục2

Trục3

Trục 4

Mô tả hệ thống: 1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2. Khớp nối đàn hồi
3. Hộp giảm tốc bánh răng-trục vít
4


4. Bộ truyền xích ống con lăn

5. Băng tải
1.1) Lựa chọn động cơ cho hệ thống
F .v 24000.0,8

 19, 2(kW )
Công suất của băng tải P 
1000
1000
Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên tính công suất tương đương như sau:
2

2

 T1 
 T2 
  .t1    .t2
(1) 2 .25  (0, 6) 2 .36
T
T 


Ptd  P.
 19, 2.
 15,146(kW )
t1  t2
25  36

Công suất cần thiết sơ bộ

Pdcsb 

Ptd

ch



Ptd

brv xol4

Tra bảng ηbr = 0,96 ÷ 0,98 chọn 0,98
ηv = 0,7 ÷ 0,75 chọn 0,75
ηx = 0,95 ÷ 0,97 chọn 0,95
ηol = 0,99 ÷ 0,995 chọn 0,99
sb
 Pdc 

15,146
 22,58(kW )
0,98.0, 75.0,95.0,994

Tính số vòng quay sơ bộ cho động cơ:

ndcsb
 u x .u gt
Tỉ số truyền chung: uch 
nct
Ta có tốc độ quay của tang dẫn nct 

60000.v 60000.0,8

 48,5(v / p )
 .D
 .315

Tra bảng ta có: ux = 2 ÷ 5 chọn ux=2
5


ugt: chọn ugt = 30 (hộp giảm tốc bánh răng-trục vít)


= 48,5.2.30 = 2910 (v/p)

 Vậy phải chọn động cơ sao cho Pđc ≥ 22,58 (kW)
Tra bảng, ta chọn loại động cơ: 4A180M2Y3 có Pdc = 30 kW
ndc = 2943 (v/p)
1.2) Phân phối tỉ số truyền
Ta có tỉ số truyền chung: uch 

ndc
2943
 ux .ugt 
 60, 68
nct
48,5

Chọn ux = 2 => ugt = 30,34
Đối với hộp giảm tốc bánh răng-trục vít: cấp nhanh u1 = ubr = 2 ÷ 2,5

Ta chọn u1 = 2 => cấp chậm u2  uv 

ugt
ubr

 15,17

Vậy hộp giảm tốc có tỉ số truyền các cấp là: u1 = 2; u2 = 15,17

 Công suất trên các trục
P
19, 2

 20, 41(kW )
Trên trục 3: P3 
 x .ol 0,95.0,99
Trên trục 2: P2 

P3
20, 41

 27, 48(kW )
v .ol 0,75.0,99

Trên trục 1: P1 

P2
27, 48

 28,32(kW )

br .ol 0,98.0,99

Trục động cơ: P ' 

P1

ol



28,32
 28, 60(kW )
0,99

=> Động cơ được chọn thích hợp với hệ thống (P’ 30 kW)
6


 Tốc độ quay của các trục
Trục 1: Quay bằng tốc độ quay của động cơ n1 = ndc = 2943 (v/p)
Trục 2: n2 

n1 2943

 1471,5(v / p)
u1
2

Trục 3: n3 

n2 1471,5

 97(v / p)
u2 15,17

Trục 4 (trục công tác): n4  nct  48,5(v / p)

 Momen xoắn trên các trục

P1.9,55.106 28,32.9,55.106

 91898( Nmm)
Trục 1: T1 
n1
2943

P2 .9,55.106 27, 48.9,55.106

 178344,55( Nmm)
Trục 2: T2 
n2
1471,5
P3 .9,55.106 20, 41.9,55.106

 2009438( Nmm)
Trục 3: T3 
n3
97
P4 .9,55.106 19, 2.9,55.106


 3780618( Nmm)
Trục 4: T4 
n4
48,5
Pdc .9,55.106 30.9,55.106

 97349,64( Nmm)
Trục động cơ: Tdc 
ndc
2943

7


Bảng thông số hệ thống
Thông số
Công suất (kW)
Tỉ số truyền
Tốc độ quay(v/p)
Momen xoắn
(N.mm)

Động cơ
30
1
2943
97349,64

Trục 1
28,32

Trục 2
27,48
2

2943
91898

Trục 3
20,41
15,17

1471,5
178344,55

Trục 4
19,2
2

97
2009438

48,5
3780618

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1.

Thiết kế bộ truyền xích

Với kết quả phần chọn động cơ và phân bố tỷ số truyền ta có các thông số đầu vào
cho bộ truyền xích như sau:
Công suất truyền bánh xích dẫn
(tại trục thứ 3 của hộp giảm tốc)
Số vòng quay bánh dẫn
Tỉ số truyền
Tiến hành thiết kế:

P1 = 20,41(kW)
n1= 97 (v/p)
ux = 2

 Chọn loại xích : xích ống con lăn
 Chọn số răng của đĩa xích dẫn
z1= 29 - 2.ux = 29 - 2.2 = 25 (răng)
 Số răng của đĩa xích lớn : z2 = ux. z1 = 2.25 = 50 (răng)
 Tính hệ số điều kiện sử dụng K
K=Kd.Ka.K0.Kdc.Kbt.Kc
Ta có: +) Kd: hệ số tải trọng động; tải trọng va đập nhẹ => chọn Kd = 1,2
+) Ka: hệ số xét đến khoảng cách trục; lấy a = (30…50)pc => chọn Ka = 1
+) K0: hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền
Giả thiết trục nối tâm các đĩa xích và phương ngang hợp góc 90o => K0 =
1,25
+) Kdc: hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích
8


Giả thiết điều chỉnh được => chọn Kdc = 1
+) Kbt: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn; giả thiết bôi trơn nhỏ giọt => Kbt =
1

+) Kc: hệ số xét đến chế độ làm việc; làm việc 2 ca => Kc = 1,25
Vậy hệ số K = 1,2.1.1,25.1.1.1,25 = 1,875
 Công suất tính toán Pt 

K .K Z .K n .P1
Kd

Ta có: Kz là hệ số xét đến ảnh hưởng số răng của đĩa xích K z 
Kn: hệ số số vòng quay K n 

25 25

1
1 25

n01 200

 2, 06 (lấy n01=200 (v/p))
n1
97

Kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; chọn bộ truyền
xích có 3 dãy xích, vậy Kd = 2,5.
K: hệ số điều kiện sử dụng đã tính ở trên
Vậy Pt 

K .K Z .K n .P1 1,875.1.2,06.20, 41

 31,53( kW )
Kd

2,5

[P] = 34,8 (kW)

Tra bảng 5.5 [1], ta có n01 = 200 (vg/ph); [P] = 34,8 (kW)
 Chọn bước xích pc = 38,1 (mm)
n1 z1. pc 97.25.38,1

 1,54(m / s)
60000
60000
1000.P1 1000.20, 41

 13253( N )
 Lực vòng có ích: Ft 
v
1,54

 Vận tốc trung bình v của xích: v 

 Kiểm nghiệm bước xích pc
Tra bảng 5.8 [1], đối với xích ống con lăn khi z = 25 răng (tức là z ≥ 15 răng) thì
nếu số vòng quay đĩa xích dẫn n1 < 300 (v/p) thì bước xích lớn nhất cho phép pmax
> 50,8 mm
Mà n1 = 97 (v/p) => Chọn pc = 38,1 mm là thỏa.
 Giả thiết khoảng cách trục sơ bộ là a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm)
9


 Số mắt xích x:

2.a z1  z2 ( z2  z1 )2 . p 2.1524 25  50 (50  25)2 .38,1
x





 117,896
pc
2
4. 2 .a
38,1
2
4. 2 .1524

Chọn số mắt xích là xc = 118
 Chiều dài xích L = pc.xc = 38,1.118 = 4495,8(mm)
Tính chính xác khoảng cách trục a:
2
2

z2  z1
z2  z1 

 z2  z1  

a  0, 25. pc . xc 
  xc 
  2. 


2
2 


   

2
2

50  25
50  25 
50  25  


  1526(mm)
 0, 25.38,1. 118 
 118 
  2. 
2
2 
  






sau khi giảm khoảng cách trục

= 0,002.a, ta tính được a

1523 (mm)

 Kiểm nghiệm
 Kiểm tra xích theo số lần va đập xích trong 1 giây i
Ta có: i 

z1.n1
25.97

 1,37  [i]  20 (thỏa)
15.x 15.117,89

Tra bảng 5.9 [1], với xích con lăn pc = 38,1 => [i] =20
 Kiểm tra xích theo hệ số an toàn s
Ta có: s 

Q
 [ s]
kd .Ft  Fo  FV

Tra bảng 5.2 [1], pc = 38,1 (mm) với xích con lăn 3 dãy
 Tải trọng phá hỏng Q= 381 (kN); khối lượng 1m xích q = 16,5 (kg/m)
Kd = 1,2 là hệ số tải trọng động ở chế độ làm việc trung bình
 Lực vòng Ft = 13253 (N)
 Lực căng do lực li tâm gây nên Fv = q.v2 = 16,5.1,542 39 (N)
 Lực căng ban đầu của xích Fo = 9,81.Kf.q.a
Với hệ số xét đến độ võng của xích Kf = 1 (vì thiết kế xích thẳng đứng)
=>

Fo = 9,81.1.16,5.1,523

246,520 (N)

10


=>

Hệ số an toàn s 

Q
381.103

 23,54  [ s] (thỏa)
kd .Ft  Fo  FV 1, 2.13253  246,520  39

Tra bảng 5.10 [1], với pc = 38,1 (mm) và số vòng quay n1=97 (v/p)
 Hệ số an toàn cho phép [s]= 7 đến 8,5
 Lực tác dụng lên trục Fr = Km.Ft
Với hệ số trọng lượng xích Km = 1,05 (vì thiết kế xích thẳng đứng)
 Fr = 1,05. 13253 = 13916(N)
 Đường kính của đĩa xích
Đường kính vòng tròn chia của bánh dẫn: d1 

pc
38,1

 304(mm)
   sin  / 25

sin  
 z1 

Đường kính vòng tròn chia của bánh bị dẫn: d1 

pc
38,1

 606, 78(mm)
   sin  / 50
sin  
 z2 

Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn:

  

  
da1  pc 0,5  cot     38,1 0,5  cot     320, 64(mm)
 25  

 z1  


Đường kính vòng đỉnh của bánh bị dẫn da2 = 624,63(mm)

Bảng tổng kết các thông số của xích:
Xích ống con lăn
Số răng
Bước xích pc

Đường kính vòng chia d
Đường kính vòng đỉnh da
Số mắt xích X
Khoảng cách trục a
Vận tốc trung bình v
Lực vòng có ích Ft
Lực tác dụng lên trục Fr

Bánh dẫn
25

Bánh bị dẫn
50
38,1 mm

304 mm
320,64 mm

606,78 mm
624,63 mm
118
1523 mm
1,54 m/s
13253 N
13916 N
11


2.2) Thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng
a. Chọn vật liệu thép 45X được tôi cải thiện chế tạo bánh răng

Bánh dẫn: σb = 850 MPa; σch = 650 MPa; độ cứng H1 = 280 HB
Bánh bị dẫn: σb = 750 MPa; σch = 500 MPa; H2 = 260 HB
Bảng 6.2 => σ0Hlim = 2.HB +70
=> σ0Hlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.280 +70 = 630 MPa
σ0Hlim2 = 2.HB2 +70 = 2.260 + 70 = 590 MPa
sH = 1.1
Bảng 6.2 => σ0Flim = 1,8.HB
=> σ0Flim1 = 1,8.HB1 = 1,8.280 = 504 MPa
σ0Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.260 = 468 MPa
sF = 1.75
b. Xác định ứng suất cho phép sơ bộ
 Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Ta có: [ H ] 

 H0 lim .K HL
SH

Hệ số tuổi thọ K HL  m

H

N HO
do độ rắn mặt răng HB ≤ 350 HB nên bậc của
N HE

đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc mH = 6
Với số chu kì làm việc cơ sở N HO1  30.HB12,4  30.2802,4  2, 24.107 (chu kỳ)
N HO2  30.HB22,4  30.2602,4  1,87.107 (chu kỳ)
3

Số chu kì làm việc tương đương N HE

 T 
 60c  i  ti ni
 Tmax 

Khi quay 1 vòng bánh răng ăn khớp 1 lần nên c=1; n1=2943 v/p; n2 =1471,5
v/p; thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 (giờ)

12


36 
 25
N HE1  60.2943. 13.  0, 63.  .Lh  3, 64.109
61 
 61
36 
 25
N HE2  60.1471,5. 13.  0, 63.  .Lh  1,82.109
61 
 61

Với NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 => KHL1 = KHL2 = KHL = 1
 [ H 1 ] 

630.1
 572, 72 MPa
1,1

 [ H 2 ] 

590.1
 536,36 MPa
1,1

 Ứng suất uốn cho phép [σF]
 F0 lim .K FC .K FL
Ta có: [ F ] 
SF

Hệ số tuổi thọ K FL  m

F

N FO
do độ rắn mặt răng HB ≤ 350 HB nên bậc của
N FE

đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn mF = 6
Với số chu kỳ làm việc cơ sở N FO1  N FO 2  N FO5  4.106
Số chu kì làm việc tương đương
3

N FE

 T 
 60c  i  ti ni
 Tmax 

Khi quay 1 vòng bánh răng ăn khớp 1 lần => c=1; n1=2946 v/p; n2 =1471,5
v/p;
Lh = 8.300.16 = 38400 (giờ)
36 
 25
N FE1  60.2943. 16.  0, 66.  .Lh  4,89.109 (chu kỳ)
61 
 61
36 
 25
N FE1  60.1471,5. 16.  0, 66.  .Lh  1, 48.109 (chu kỳ)
61 
 61

Với NFE1 > NFO1, NFE2 > NFO2 => KFL1 = KFL2 = KFL=1; KFC = 1 vì bộ truyền
quay 1 chiều
[ F ] 

504.1.1
 288 MPa
1, 75

[ F ] 

468.1.1
 267 MPa
1, 75

13

Bộ truyền kín và được bôi trơn tốt nên ta tính toán theo độ bền tiếp xúc và
kiểm nghiệm theo độ bền uốn.
 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép theo bánh bị dẫn [σH] = [σH2] =
536,36 MPa (lấy giá trị của bánh răng có độ bền nhỏ hơn)
Ứng suất uốn cho phép [σF] = [σF2] = 267 Mpa
c. Tính toán với thông số đầu vào: Moment xoắn T1 = 91898 Nmm
Số vòng n1 = 2943 v/p
Tỷ số truyền u12 = 2
 Hệ số chiều rộng vành răng ψba
Với độ rắn bề mặt H1, H2 < 350 HB và vị trí bánh răng trên trục không đối
xứng
Bảng 6.6 => ψba= 0,25

0,4 chọn theo tiêu chuẩn ψba = 0,315

=> ψbd = 0,53.ψba.(u12+1) = 0,53.0,315.(2+1) = 0,5
Hệ số tập trung tải trọng KHβ, KFβ
Bảng 6.7, với HB < 350, ψbd = 0,5, không đối xứng ổ trục, ứng với sơ đồ 3


KHβ = 1,06
KFβ = 1,14
 Khoảng cách trục aw
aw  K a (u  1) 3

T1.K H 

 ba .[ H ] .u
2

 49,5.(2  1). 3

theo tiêu chuẩn, chọn aw =125 mm
 Tính modun m
Độ rắn bề mặt H1, H2 < 350 HB => m = (

91898.1, 06
 120, 74 mm
0,315.536,362.2

)

Chọn theo tiêu chuẩn m = 2
 Tính số răng z1, z2
z1  z2  z1.(u  1) 

125.2
2.aw 2.125
 41, 67

 125 (răng) => z1 
2.(2  1)
m
2

Chọn z1 = 41 => z2 = 84

14

Tính lại tỷ số truyền u12 

z2 84

 2, 05
z1 41

Sai số
(< 2%, thỏa)
 Các kích thước của bộ truyền bánh răng
Bánh dẫn
Đường kính vòng chia d1 = 41.2 = 82 mm
d = z.m
Đường kính vòng đỉnh da1 = 82 + 2.2 =
da = d +2.m
86 mm
Khoảng cách trục
(
(
)
aw =
aw =
Chiều rộng vành răng
b1 = b2 + 5 = 44,375 mm
Đường kính vòng đáy
df

Bánh bị dẫn
d2 = 84.2 = 168 mm

da2 = 222 + 2.2 = 172 mm
)

125 mm

b2 = bw = ψba.aw =
0,315.125 = 39,375 mm
df1 = d1 – 2,5m = 77 mm Df2 = d2 – 2,5m = 163 mm

 Tính vận tốc vòng v 

 .d1.n1
60000



 .82.2943
60000

 12, 64(m / s)

Chọn cấp chính xác 6
 Phân tích lực trên bộ truyền

Bánh dẫn 1: Lực vòng Ft1 

2.T1 2.91898

 2241( N )
d1

82

Lực hướng tâm Fr1 = Ft1.tan(α) =

(

)

816 N

15


Bánh bị dẫn 2: Ft1= Ft2 = 2241 (N)
Fr1= Fr2 = 816 (N)

 Hệ số tải trọng động KHV, KFV
Với v = 12,64 (m/s), cấp chính xác 6, độ rắn H1, H2 < 350 HB
- KHα = 1,035, KHβ = 1,06 ; KFα = 1,115, KFβ = 1,14 bảng 6.7 và 6.14
- δH = 0,004; δF = 0,011 bảng 6.15
- g0 = 38 bảng 6.16
 Hệ số tải trọng động: K HV  1 
K FV  1 

vH .bw .d w1
16, 2.39,375.750
 1
 3,37
2.T1.K H  .K H
2.91898.1, 06.1, 035

vF .bw .d w1
41, 26.39,375.750
 1
 6, 2
2.T1.K F  .K F
2.91898.1,14.1,115

Với:
dw1  2.aw .(u  1)  2.125.3,05  750(mm)

vH   H .g0 .v. aw / u  0,004.38.12,64. 125 / 2,05  16, 2
vF   F .g0 .v. aw / u  0,011.38.12,64. 125 / 2,05  41, 26

 Ứng suất tiếp xúc tính toán  H  Z M .Z H .Z .

2.T1.K H .(u  1)
 [ H ]
bw .u.d w21

Vật liệu bánh răng là thép => ZM = 274 Mpa bảng 6.5
Hệ số xét đến hình dạng của bề mắt tiếp xúc
ZH 

2
2

 1, 764
sin(2. )
sin(2.20)

1 1
 1 1 
   1,18  3, 2.     1, 06
 41 84 
 z1 z2 

Hệ số trùng khớp ngang   1,18  3, 2. 

Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc
Z 

4  
4  1, 06

 0,99
3
3

Hệ số tải trọng tính theo độ bền tiếp xúc:
KH = KHβ. KHV.KHα =1,06.3,37.1,035 = 3,7

16


 H  274.1, 764.0,99.

2.91898.2, 6.(2, 05  1)
 85, 73 MPa < [σH] = 536,36 MPa
39,375.2, 05.7502

(thỏa)
 Tính toán kiểm nghiệm theo sức bền uốn
Hệ số dịch chỉnh bánh dẫn x1 được tính:
X1 = 0,5.[xt – (z2 – z1).y/zt]
Với: hệ số dịch tâm y = aw/m – 0,5(z1 + z2) = 125/2 = 125/2 – 0,5.(41 + 84) =
0
 Không cần dịch chỉnh răng, vậy hệ số dịch chỉnh x = 0
 Hệ số dạng răng YF1 = 3,7; YF2 = 3,61 tra bảng 6.18
Xét bánh dẫn, ứng suất uốn theo tính toán  F 1 

2T1 K F Y Y YF 1
bw d w1m

 [ F 1 ]

Hệ số tải trọng động KF = KFβ.KFα.KFv = 1,14.1,115.6,2 = 7,88
Hệ số kể đến sự trùng khớp bánh răng: Yε = 1/εα = 1/1,06 = 0,94
Hệ số kể đến độ nghiêng răng Yβ = 1
Vậy
 F1 

2T1K F Y Y YF 1
bw d w1m



2.91898.7,88.0,94.1.3, 7
 85, 28MPa  [ F ]  267 MPa
39,375.750.2

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn
 Bôi trơn cho bộ truyền bánh răng
Với vận tốc vòng v =12,64 m/s >12,5 m/s nên bôi trơn bộ truyền bằng cách
phun dầu
2.3) Thiết kế bộ truyền trục vít – bánh vít
Thông số đầu vào bánh dẫn:
Momen xoắn trên bánh vít 2: T3= 2009438 N.mm
Tỷ số truyền u23 = uv = 15,17
Số vòng của trục vít n1= 1471,5 (v/p)
 Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức (7.1)
vs  4,5.105.n1 3 T3  4,5.105.1471,5. 3 2009438  8,35(m / s)

Chọn

(

) => chọn cấp chính xác 7 (bảng 7.6)
17


 Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh có thiếc Br SnP10-1
(БpOФ 10-1)
có σch=150 MPa, σb=260 MPa, được đúc bằng khuôn cát (bảng 7.1)
 Còn vật liệu làm trục vít là thép tôi với độ rắn ≥ 45 HRC sau đó được
mài và đánh bóng ren vít (bảng 7.6)
 Xác định ứng suất cho phép của bánh vít
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
[σH] =
vì trục vít được tôi đạt độ rắn HRC ≥ 45 (CT 7.3)
√

Hệ số tuổi thọ
∑(

Với

(CT 7.4)

)

(CT 7.5)

(

=>
=>KHL= √

)
√

= 1,08.108 (< 2,6.108)

= 0,74

(n2 = 97 (v/p); Lh = 8.300.16 = 38400 giờ)
vậy [σH] = 0.9.260.0,74 = 133,4 MPa
b. Ứng suất uốn cho phép [σF]
[σF] = (0,25.σch + 0,08. σb).√
với
7.10)

=>

∑(

(CT 7.6, 7.7, 7.9)

)

(

)
)

(nhận thấy

=> [σF] = (0,25.120 + 0,08. 200).√

(CT

= 27,76 MPa

 Ta có tỷ số truyền uv=15, chọn số răng trên trục vít là z1=2
=> z2 = uv. z1 = 15,17.2 = 30,34 => chọn z2 = 30
Tính lại tỉ số truyền uv =

15 (sai số Δu = 0,01%)

 Chọn sơ bộ KH = 1,2
 Chọn q sơ bộ theo công thức thực nghiệm q = 0,3.z2 = 0,3.30 = 9, theo
bảng 7.3 chọn q = 10

 Khoảng cách trục theo độ bền tiếp xúc
18


2

 170  T3 .K H
 170  2009438.1, 2
aw  ( z2  q). 3 
 (30  10). 3 
 301,1 mm


q
10
 30.133, 4 
 z2 [ H ] 
2

Chọn aw = 300 mm
=> modun m 

2.aw
2.300

 15
q  z2 10  30

Theo tiêu chuẩn lấy m = 16 (mm)
Tính lại khoảng cách trục aw 

m.(q  z2 ) 16.(10  30)

 320(mm)
2
2

aw là số nguyên nên ta không cần dịch chỉnh
 Các kích thước chính của bộ truyền
Thông số
Trục vít
Đường kính vòng chia d = q.m
d1 = 10.16 = 160 mm
Đường kính vòng đỉnh da = d + 2.m
da1 = 160 + 2.16 = 192 mm
Đường kính vòng đáy df = (q - 2,4).m
df1= 16.(10 - 2,4) = 121,6 mm
Góc xoắn ốc vít γw =
( )
γw = arctan( ) = 11,3o
Chiều dài phần cắt ren trục vít
b1 (
).m

b1 ≥ (11 + 0,06.30).m = 204,8
mm

Thông số
Đường kính vòng chia d = m.z2
Đường kính vòng đỉnh da = m.(z2 + 2)

Đường kính vòng đáy df = m.(z2 - 2,4)

Bánh vít
d2 =16.30 = 480 mm
da2 = 16.(30 + 2) = 512 mm
df2 = 16.(30 - 2,4) = 441,6 mm
aw = 320 mm

(

Khoảng cách trục aw =
Đường kính ngoài của bánh vít
daM2 da2 + 1,5.m
Chiều rộng bánh vít b2

)

daM2

256 + 1,5.16 = 536 mm

b2 ≤ 0,75.192 = 144 mm

 Tính lại vận tốc trượt vs
vs 

 .d w1.n1

60000.cos  w



 .160.1471,5
60000.cos11,30

 12,5 m/s

 Tính lại hệ số tải trọng tính KH
Với vs = 12,5 m/s => cấp chính xác 7
Bảng 7.7 => KHV = 1,1
19


Gọi kt 

T2 m
T
t
25
36
  2i . i  1.  0, 6.  0, 76
T2max
T2max  ti
61
61

Do đó: KH   1  ( zz /  )3 (1  kt )  1  (30 / 86)3 (1  0,76)  1,01
Vậy K H  K H  .K HV  1,01.1,1  1,111
 Tính lại hiệu suất của bộ truyền   0,95.

tan  w
tan11,3
 0,95.
 0,85
tan( w   )
tan(11,3  1, 26)

Với φ là góc ma sát tra bảng 7.4
 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc
3

170  z2  q  T2 K H 170  30  10  2009438.1,111
H 

 118,32MPa  [ H ]  133, 4MPa




z2  aw  q
30  320 
10



3

Vậy răng bánh vít thỏa độ bền tiếp xúc.
 Kiểm nghiệm độ bền uốn
Số răng tương đương zv= z2/cos3 γ = 30/cos311,3 = 31,81 lấy zv = 32 => YF =

1,71
Hệ số tải trọng KFβ = KHβ = 1,01; KFv = KHv = 1,1 => KF = KH = 1,111
Modun pháp của bánh răng vít: mn = m.cosγ = 8.cos11,3 = 7,84
Ứng suất uốn tính toán
F 

1, 4.T3 .YF .K F 1, 4.2009438.1, 71.1,111

 9, 76MPa  [ F ]  35, 2MPa
b2 .d 2 .mn
144.480.7,84

Vậy điều kiện bền uốn thỏa
 Tính toán nhiệt cho bộ truyền
Nhiệt môi trường xung quanh là
Hiệu suất bộ truyền η = 0,85
Hệ số thoát nhiệt qua bệ máy
Hệ số tỏa nhiệt Kt = 10 W/(m2 0C)
Công suất trên trục vít P1 = P2/η = 27,48/0,85 = 32,33 kW
Hệ số kể đến sự giảm nhiệt  

tck
1
1


 1,31
Pti i  hti hgi
25
36

1.  0, 6.
t
61
61
ck

Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc: A = A1 + A2
= 0,512 + 1,1024 = 1,6144
2
2
2
Với A1 = 20.aw = 20.0,32 = 2,048 m
Và A2 = 0,2.A1 = 0,2.0,512 = 1,1024 m2
Vì trục vít đặt dưới bánh vít => [td] = 900 C
20


Nhiệt độ dầu bôi trơn:
t d  t0 

1000.(1  ).P1
1000.(1  0,85).32,33
 20 
 860 C  [td ]  900 C
Kt . A. .(1  )
14.1, 6144.1,31.(1  0,3)

=> Đảm bảo thoát nhiệt cho bộ truyền
 Tiến hành bôi trơn ngâm dầu cho bộ truyền
Trục 2 của bộ giảm tốc có lắp đồng thời bánh răng 2 và trục vít 3

có đường kính rất chênh lệch nhau. Vậy tiến hành bôi trơn ngâm dầu 2
phần hộp giảm tốc riêng biệt

2.4) Tính toán trục
Phân tích lực tác dụng lên hệ thống:

 Tính toán trục 1

Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1: chọn loại thép C45 tôi cải thiện có các thông số như sau
σch
σb
450 MPa
750 MPa

d

Tính toán sơ bộ đường kính trục theo công thức momen xoắn
3

T1
91898
3
 31,3mm
0, 2.[ ]
0, 2.15

Chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] =15 MPa vì trục 1 là trục vào của hộp giảm
tốc
Lấy d = 35 (mm) => chiều rộng b0 =21 là chiều rộng của ổ lăn

21



-

Kích thước theo chiều dài dọc trục 1
Theo bảng 10.3
k1 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong
của hộp.
k2 = 5 mm, là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
k3 = 10 mm, là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
hn = 15 mm, là chiều cao nắp ổ và đầu bulon
Chiều dài mayơ bánh răng 1: lm13 = 1,5 .35 = 52,5 mm
Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = 2,5.35 = 87,5 mm
Khoảng console:
l12  lc12  0,5(lm12  b0 )  k3  hn  0,5(87,5  21)  10  15  79, 25mm

- l13 = k1 + k2 +0,5(b0 + lm13) = 10 + 5+ 0,5(21 + 52,5) = 51,75 mm
- l11 = 2l13 = 103,5 mm
 Chiều dài sơ bộ toàn trục l = l11 + l12 + b0/2 + lm12/2 = 103,5 + 79,25 +
21/2 + 87,5/2 = 237 mm

Phân tích lực tác dụng lên trục 1:

Với Frp là tải trọng phụ do sự lệch tâm ở nối trục đàn hồi gây nên
Frp 

0, 2.2.T1 0, 2.2.91898


 408,5 N công thức trang 64 & 67
D0
90

D0: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, tra phụ lục 16-10a, với d =
35 mm, T1 = 91898 Nmm => D0 = 90 mm
Trong phần bánh răng, ta có Ft1  2241N
Fr1  816 N
22


Tính toán:
Fy  0  Fr1  RBy  RAy  816 N
Fx  0  RAx  RBx  Ft1  Frp  2241  408,5  1833N
M Ax  0  Fr1.l13  RBy .2l13
816
 408 N
2
 RAy  408 N
 RBy 

M Ay  0  RBx .2l13  Frp .l12  Ft1.l13
408,5.79, 25  2241.51, 75
 1433N
2.51, 75
 RAx  400 N
 RBx 

23

 Biểu đồ momen

 Moment tương đương Mtdj tại các tiết diện trên trục:
M tdA  M yA2  M xA 2  0,75.TA 2  323742  02  0,75.918982  85918 Nmm
M A  M yA2  M xA 2  323742  0  32374 Nmm
M tdB  0
MB  0
M tdC  M yC 2  M xC 2  0,75.TC 2  0  0  0,75.918982  79586 Nmm
M C  M yC 2  M xC 2  0 Nmm
M D  M yD 2  M xD 2  741582  211142  77105 Nmm
M tdD  M yD 2  M xD 2  0,75.TD 2  741582  21114 2  0,75.918982  110811Nmm

24


 Đường kính trục tại các tiết diện: với [σ] = 67 MPa, tra trong bảng 10.5
dA  3

M tdA
85918
3
 23, 4mm
0,1.[ ]
0,1.67

dB  d A
dC  3

M tdC

79586
3
 22,8mm
0,1.[ ]
0,1.67

dD  3

M tdD
110811
3
 25, 4mm
0,1.[ ]
0,1.67

Vậy chọn dA = dB = 30 mm; d C = 26 mm; dD = 32 mm (trang 195)
 Kích thước trục cơ bản

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
 1
 1
; s j 
Ta có s j 
K dj aj    mj
K dj aj   mj
Hệ số an toàn s j 

s j s j
s j  s j
2

2

 [ s]

- Với σ-1 là giới hạn mỏi uốn với chu kỳ đối xứng, thép chọn làm trục là
thép cacbon nên σ-1 = 0,436.σb = 0,436.750 = 327 MPa
- Với τ-1 là giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng,
τ-1 = 0,58 σ-1 = 0,58.370,6 = 190 MPa
25