Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Xích Tải (Kem File Ban Ve Full)

ẹAẽI HOẽC QUC GIA THAỉNH PHO HO CH MINH
TRNG I HC BCH KHOA TP HCM
----- -----

BK
TP.HCM

N CHI TIT MY
s 3:

THIT K H THNG DN NG XCH TI

GVHD
SVTH
MSSV
LP

: DNG NG DANH
: Vế B KHNH TRèNH
: G0904714
: GT090T02

TP HCM , 6/2012


ĐỀ TÀI
Đề số 3 :THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số : 16

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1.Động cơ điện ba pha không đồng bộ, 2:Bộ truyền đai thang; 3;Hộp giảm tốc

bánh răng trụ hai cấp đồng trục; 4:Nối trục đàn hồi; 5: xích tải
Số liệu thiết kế :
Công suất trên trục xích tải: P= 10 KW
Số vòng quay của trục xích tải, nlv = 40 (vòng /phút)
Thời gian phục vụ, L=8 năm
Quay một chiều ,làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ
(một năm làm việc 250 ngày ,1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải : T1 = T, T2 = 0,3 T, T3 = 0,6 T, t1 = 28, t2 = 1, t3 = 60

MUÏC LUÏC


LỜI NĨI
ĐẦU.........................................................................................................................3
1.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN……………………………………………………………4
2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
……………………………………………………10
3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
………………………………………………………24
4.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
……………………………………………………………………………28
5.TÍNH TOÁN Ổ
…………………………………………………………………………………………………………………………………… 44
6.TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
………………………………………………………………51
7.BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP
………………………………………………………………………………………………………56
Tài liệu tham khảo

1.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1 GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ:
Mỗi hệ thống dẫn động bao gồm nhiều chi tiết máy. Các chi tiết máy có
công dụng chung có mặt ở hầu hết các thiết bò và dây chuyền công nghệ. Vì vậy
thiết kế chi tiết máy có vai trò quan trọng trong thiết kế máy nói chung.
Chi tiết máy được thiết kế ra phải thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật, làm
việc ổn đònh trong suốt thời gian phục vụ đã đònh với chi phí chế tạo và sử dụng
thấp nhất. Và các chi tiết đó được thiết kế ra chỉ có thể thực hiện tốt chức năng
của mình trên những máy cụ thể phù hợp công dụng của máy trong dây chuyền
công nghệ. Chỉ tiêu kinh tế – kỹ thuật của chi tiết máy được thiết kế phải phù hợp
với chỉ tiêu kinh tế – kỹ thuật của toàn máy như: năng suất, độ tin cậy và tuổi thọ
cao, kinh tế trong chế toạ và sử dụng, thuận lợi và an toàn trong chăm sóc và bảo
dưỡng, khối lượng giảm, …. Ngoài ra còn có các yêu cầu khác như: khuôn khổ
kích thước nhỏ, làm việc êm, hình thức đẹp, …
Chính vì vậy mà trước khi ta tính toán thiết kế một máy hoặc một hệ thống
dẫn động cơ khí nào thì ta cần phải:
 Xác đònh nguyên tắc hoạt động và chế độ làm việc của thiết bò dự đònh
thiết kế.
 Lập sơ đồ chung và các bộ phận của thiết bò thỏa mãn các yêu cầu cho
trước. Đề xuất một số phương án thực hiện, đánh giá và so sánh các phương án để
tìm ra phương án phù hợp nhất, đáp ứng nhiều nhất các yêu cầu đã đặt ra.
 Xác đònh lực hoặc mômen tác dụng lên các bộ phận máy và đặc tính thay
đổi của tải trọng.
 Chọn vật liệu thích hợp nhằm sử dụng một cách có lợi nhất tính chất đa
dạng và khác biệt của vật liệu để nâng cao tính hiệu quả và độ tin cậy làm việc
của thiết bò.
 Thực hiện các tính toán động học, lực, độ bền và các tính toán khác nhằm
xác đònh kích thước của chi tiết máy, bộ phận máy và toàn máy.
 Thiết kế kết cấu các chi tiết máy, bộ phận máy và toàn máy thỏa mãn các

chỉ tiêu về khả năng làm việc đồng thời đáp ứng các yêu cầu công nghệ và lắp
ghép.
 Lập thuyết minh, các hướng dẫn về sử dụng và sửa chữa máy.
1.2CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
Động cơ điện một chiều: ( kích từ mắc song song, nối tiếp, hỗn hợp ) cho
phép thay đổi trò số của mômen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng, đảm bảo
khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các
thiết bò vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bò thí nghiệm, ….
Nhưng giá thành lại mắc, khó kiếm, lại phải thêm vốn đầu tư để đặt các thiết bò
chỉnh lưu.
Động cơ điện xoay chiều: gồm động cơ một pha ( dùng trong sinh hoạt ) và
ba pha ( dùng trong công nghiệp ).


 Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ, có thể mắc vào mạng điện
chiếu sáng, do vậy dùng thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất
thấp.
 Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào
trò số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được. Có hiệu suất và cos ϕ cao,
hệ số quá tải lớn, nhưng thiết bò tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì
phải mua thiết bò phụ để khởi động động cơ.
 Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây quấn cho phép điều chỉnh vận tốc
trong phạm vi nhỏ ( khoảng 5% ), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng hệ số công
suất thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng thích hợp khi
cần điều chỉnh trong phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của dây truyền công
nghệ đã được lắp đặt.
 Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có kết cấu đơn giản, giá
thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào mạng
lưới ba pha không cần biến đổi dòng điện . Nhưng nó có hiệu suất và hệ số công
suất thấp, không điều chỉnh được vận tốc. Nó được sử dụng rất phổ biến trong các

ngành công nghiệp như: dùng để dẫn động các thiết bò vận chuyển, băng tải, xích
tải, thùng trộn, …
Dựa vào các đặc tính của các loại động cơ nêu trên ta chọn loại động cơ
điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch cho hệ thống dẫn động
băng tải mà ta dự đònh thiết kế. Gồm ba loại động cơ như: động cơ nhãn hiệu DK
do nhà máy Điện – cơ Hà Nội chế tạo, động cơ nhãn hiệu K do nhà máy động cơ
Việt – Hùng chế tạo, động cơ nhãn hiệu 4 A do Liên Xô ( cũ ) chế tạo.
 Các động cơ 4A được chế tạo theo GOST 19523-74 thay thế các động cơ
cũ A2, AO1, AO2 nói chung có khối lượng nhẹ hơn khoảng 18% so với A2 và
AO2, cũng đồng thời nhẹ hơn so với DK và K. Mặt khác chúng có phạm vi công
suất lớn hơn và số vòng quay đồng bộ rộng hơn so với DK và K.
 Các động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với DK và đặt biệt có mômen
khởi động cao hơn 4A và DK.
⟹ Do những ưu điểm trên mà ta chọn loại động cơ 4A cho hệ thống dẫn động
băng tải mà ta cần thiết kế.
1.3 TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ:
 Chọn hiệu suất của hệ thống
Hiệu suất truyền động :

ηch =ηd ×ηol4 ×ηbr1 ×ηbr 2 ×ηk
Trong đó :

ηd :Hiệu suất của bộ truyền đai thang
ηol :Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( 4 cặp ổ lăn)
ηbr1 :Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh
ηbr 2 :Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm
Chọn hiệu suất của nối trục đàn hồi là , ηk =1


Tra bảng 2.3 trang 19 ,ta chọn :

ηd = 0.96, ηol = 0.99, ηbr1 =ηbr 2 =0.97

Hiệu suất chung của bộ truyền là :

ηch = 0, 96 × 0, 994 × 0,97 × 0, 97 ×1 = 0.87
 Công suất đẳng trị trên trục xích tải :
2

2

2

2

T 
T 
 0.3T 
 0.6T 
∑  Ti ÷
 ÷ × 28 + 
÷ × 12 + 
÷ × 60
(
T
T 
T 




Ptd = Pm ×
= 10 ×
= 7,12
28 + 12 + 60
∑ ti
KW)
 Công suất cần thiết trên trục của động cơ :

Pct =

Ptd

ηch

=

7,12
= 8, 2 ( KW)
0,87

Do đó phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 8,2 KW
 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
•

-

Chọn tỷ số truyền

Đối với bộ truyền đai,tỷ số truyền được chọn trong khoảng 2,5 : 4
Với hộp giảm 2 cấp ,tỷ số truyền được chọn trong khoảng 8: 40

Ta chọn ud = 3
Ta chọn: uh= 12

⇒
tỷ số truyền :

uch = ud ×uh = 3 ×12 = 36

•

Số vòng quay sơ bộ của động cơ

sb
ndc
= nlv ×uch = 40 ×36 = 1440 (vòng /phút)

 Chọn động cơ
Theo bảng P 1.3/trang 237 “Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A”
với :Pct = 8,2 (KW) và ndc = 1440 (vòng/phút ), ta chọn động cơ
sb

4A132M4Y3
Kiểu động cơ
Công
suất
KW
4A132M4Y3
11

Vận tốc

quay
(vg/ph)
1458

cos ϕ

η%

Tmax/Tdn

Tk/Tdn

0.87

87.5

2.2

2

1.4 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tỷ số truyền thực lúc này của hệ thống

uch =

ndc 1458
=
= 36, 45
nlv

40


- Hộp giảm tốc:
Ta chọn sơ bộ uh=12
Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đông trục,tỷ số truyền cấp nhanh ta lấy
bằng cấp chậm: unh=uch=

uh = 12 = 3, 46

Tỷ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc :

3, 462 = 11, 97
Sai số tỉ số truyền của hộp giảm tốc :
Mà:

∆=

uch = ud × uh

12 −11, 97
= 0, 25%
12

Do đó tỷ số truyền của bộ truyền đai ud là :

⇒ud =

uch
36, 45

=
= 3, 05
uh
11, 97

1.5 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH
Trục
3

Trục 2
 Công suất trên các trục

P3 =

Plv
10
=
= 10,1 (KW)
nol 0,99

P2 =

P3
10,1
=
= 10,52 (KW)
nol × nbr 2 0.99 × 0,97

P2
10, 52

=
=10, 95 (KW)
nol ×nbr1 0.99 ×0.97
P1
10, 95
Pdc =
=
=11, 52 (KW)
nol ×nd
0.99 ×0.96
 Số vòng quay
P1 =

Trục 1


n1 =

ndc 1458
=
= 478 (vòng /phút)
ud
3, 05

n1
= 138 (vòng /phút)
3, 46
n
n3 = 2 = 40 (vòng /phút)
3, 46

n2 =

 Tính các mơmen xoắn trên các trục:

P1
= 218770, 92 (Nmm)
n1
P
T2 = 9.55 ×106 × 2 = 728014, 5 (Nmm)
n2
T1 = 9.55 ×106 ×

T3 = 9.55 ×106 ×

P3
= 2411375 (Nmm)
n3

Plv
= 2387500 (Nmm)
nlv
P
= 9.55 ×106 × dc = 75456,8 (Nmm)
ndc

Tlv =9.55 ×106 ×

Tdc

Cơng suất P(KW)

Động cơ

1

2

3

Trục xích tải

11,52

10,95

10,52

10,1

10

Tỷ số truyền u
Vòng quay n
(vg/ph)
Mơmen xoắn
T(Nmm)

3,05

3,46

3,46

1

1458

478

138

40

40

75456,8

218770,92

728014,5

2411375

2387500

2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.1 SƠ LƯC VỀ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ:ï
Truyền động bánh răng dùng để truyền động giữa các trục, thông thường
có kèm theo sự thay đổi về trò số và chiều của vận tốc hoặc mômen.
Tùy theo vò trí tương đối giữa các trục mà phân ra: truyền động bánh răng

trụ ( răng thẳng, răng nghiêng, răng chữ V ) để truyền chuyển động giữa các trục
song song; truyền động bánh răng côn (răng thẳng, răng nghiêng, răng cung tròn )
để truyền động giữa các trục giao nhau; truyền động giữa bánh răng trụ chéo hoặc
bánh răng côn chéo để truyền chuyển động giữa các trục chéo nhau.
Trong quá trình làm việc, răng của bánh răng có thể bò hỏng ở mặt răng
như tróc rổ, mòn, dính hoặc hỏng ở chân răng như gẫy, trong đó nguy hiểm nhất


là tróc rỗ mặt chân răng và gãy răng. Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng lâu dài
của ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kỳ gây nên. Ngoài ra răng
có thể bò biến dạng dư, gãy giòn lớp bề mặt, hoặc phá hỏng tónh ở chân răng do
qúa tải. Vì vậy khi thiết kế cần tiến hành tính truyền động bánh răng về độ bền
tiếp xúc của mặt răng làm việc và độ bền uốn của chân răng, sau đó kiểm
nghiệm răng về quá tải.
Vậy để thiết kế truyền động bánh răng cần tiến hành theo các bước sau
đây:
 Chọn vật liệu.
 Xác đònh ứng suất cho phép.
 Tính sơ bộ kích thước cơ bản của truyền động bánh răng, trên cơ sở đó xác
đònh các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hánh
kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn và về quá tải.
 Xác đònh các kích thước hình học của bộ truyền.
⟹ Vì đây là hệ thống dẫn động băng tải dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai
cấp khai triển nên ta tính toán thiết kế cho các bộ truyền động bnánh răng trụ.
2.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ CỦA HỘP GIẢM
TỐC:
Vì là bộ truyền kín(hộp giảm tốc) được bơi trơn tốt thì dạng hư hỏng chủ yếu là
tróc rỗ bề mặt răng và ta tiến hành tính tốn thiết kế theo ứng suất tiếp xúc
Hộp giảm tốc đồng trục có các thơng số hình học được chọn giống nhau ngoại trừ
bề rộng răng và cấp chậm có tải trọng lớn hơn cấp nhanh rất nhiều nên ta tính

tốn cấp chậm trước

2.2.1. BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM:
Các thơng số kĩ thuật :
T1 =728014,5 (Nmm)
n = 138 (vòng/phút)
u = 3,46
1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn:
Chọn thép 40Cr được tơi cải thiện.
Đối với bánh dẫn : độ rắn trung bình H1 = 260 HB
Đối với bánh bị dẫn : độ rắn trung bình H2 = 250 HB
Vật liệu có khả năng chạy rà tốt
2. Ứng suất cho phép
a.Ứng suất tiếp xúc cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta chọn sơ bộ theo cơng thức (3.5)

[σ H ] = σ 0 H lim .0,9 K HL
sH

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kỳ cơ sở được cho
σ0Hlim1 = 2H1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa
σ0Hlim2 = 2H2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa


Hệ số tuổi thọ được tính theo công thức (3.7)

K HL = mH

N HO
N HE

Bậc của đường cong mỏi : mH = 6
Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo công thức (3.10):
Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng: c = 1
Tuổithọ: Lh = 8.2500.8.2 = 32000 giờ
3
3
 T 3
 0, 3T 
 0, 6T  
= 60.1.138  ÷ t1 +
÷ t2 +
÷ t3 
T
T
T





 




Trong đó: t1 =

28
12

60
Lh =; t2 =
Lh ; t3 =
Lh
100
100
100

Từ đó suy ra:

N HE1 = 60.1.138(13.

28
12
60
+ 0,33.
+ 0, 63.
).32000
100
100
100

N HE1 = 1,1.108 chu kỳ
N HE 2

N HE1 1,1.108
=
=
= 0,318.108 chu kỳ
u

3, 46

Số chu kì làm việc cơ sở phụ thuộc vào độ rắn bề mặt tùy theo phương
pháp nhiệt luyện cho trong bảng 3.5
NHO1 = 30H12.4 = 30. 2602.4 = 1,875.107 chu kỳ
NHO2 = 30H22.4 = 30. 2502.4 = 1,707.107 chu kỳ
Do NHE1>NHO1 ;NHE2> NHO2 ;
Nên chọn KHL1 = KHL2 = 1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 3.5
SH = 1,1
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng

[ σ H1 ] =
[σH2] =

590.0,9
.1 = 482, 73 MPa
1,1

570.0,9
.1 = 466,36 MPa
1,1

Ta chọn

[ σ H ] = [ σ H ] min = 466, 36 MPa

b.Ứng suất uốn cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo (3.20)

[σF] = σ0Flim
Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề
mặt và phương pháp nhiệt luyện,tra bảng 3.5
σ0Flim1 = 1,8H1 =1,8.260 = 468 MPa
σ0Flim2 = 1,8H2 =1,8.250 = 450 MPa
Hệ số tuổi thọ được tính theo công thức (3.21)

K FL = mH

N FO
N FE

Số chu kỳ cơ sở
NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ
Số chu kỳ làm việc tương đương theo (3.22)

NFE1 = 60c

niti

N FE1 = 60.1.138(16.

28
12
60
+ 0,36.
+ 0, 66.
).32000
100

100
100

N FE1 = 0,82.10 chu kỳ ; N FE 2
8

N FE1 0,82.108
=
=
= 0, 24.108 chu kỳ
u
3, 46

Do NFE1> NFO1 ;NFE2> NFO2; Nên chọn KFL1 = KFL2 = 1
Hệ số an toàn có gía trị theo bảng 3.5
Chọn sF = 1.75
[σF1] =

468.1
= 267, 43 MPa
1, 75

[σF2] = MPa
3.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng
a.Hệ số chiều rộng vành răng
Theo bảng 3.7 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 , chọn

ψ ba = 0, 4 =
ψ bd =

bω
theo tiêu chuẩn .Khi đó :
aω

ψ ba (u + 1) 0, 4.(3, 46 + 1)
=
= 0,9
2
2

b.Hệ số tập trung tải trọng

K H β = 1, 035
K F β = 1, 065

4.Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức(3.27) :


aw = 50(u + 1) 3

T1 K H β

ψ ba [ σ H ] u
2

Theo tiêu chuẩn ,ta chọn :
5.Thông số ăn khớp
Mô đun răng :

= 50(3, 46 + 1) 3

728014,5.1, 035
= 302,8mm
0, 4.466,36 2.3, 46

aw = 315 mm

m=(0,01 ÷ 0,02) aw =2 ÷ 4 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn : m = 3,15 mm
Số răng các bánh răng
Tổng số răng theo (3.32) zt = z1 + z2 =

2aω 2.315
=
= 200 răng
m
3,15

Số răng bánh dẫn theo (3.33)

z1 =

2aω
= 44,84 ta chọn z1 = 45 răng
m ( u + 1)

Số răng bánh bị dẫn theo

z2 = zt − z2 = 200 − 45 = 155 răng

Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:

z2 155
=
= 3, 44
z1 45
Tỷ số truyền này sai lệch so với giá trị ban đầu là:
u=

3, 44 − 3, 46
3, 46

× 100 = 0,58% < 2 ÷ 3%

6.Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Theo bảng 3.3
Đường kính vòng chia:
d1 = z1m = 45.3,15 = 141, 75mm ; d 2 = z2 m = 155.3,15 = 488, 25mm
Đường kính vòng lăn:

dW 1 = d1 ; dW 2 = d 2

Đường kính vòng đỉnh:

d a1 = d1 + 2m = 141, 75 + 2.3,15 = 148, 05mm
d a 2 = d 2 + 2m = 488, 25 + 2.3,15 = 494,55mm

Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn:

b2 = ψ ba .aw = 0, 4.315 = 126mm
b1 = b2 + 5 = 126 + 5 = 131mm

Bánh dẫn:
7.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng theo (3.45)

v=

π .d1.n1 π .141, 75.138
=
= 1, 02m / s
60000
60000

Theo bảng 3.10 ta chon cấp chính xác là 9
8.Các lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng:


Ft1 =

2T1
2T
2.728014,5
= Ft 2 = 1 =
= 10271,8 N
d w1
mn z1
141, 75

Lực hướng tâm:

Fr1 = Ft1tgα w = 3738, 63 N

9. Hệ số tải trọng động :

K Hv = 1, 06
K Fv = 1,11

Ta chọn cấp chính xác của bộ truyền là 9 thì K Fα = 1
10.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán :

σH =

Z M Z H Zε
d w1

2T1 K Hβ K Hv ( u + 1)
bwu

Cặp bánh răng đều bằng thép nên :

Z M = 275MPa1 / 2

ZH =

2
2

=
= 1, 764
sin 2α w
sin(2.200 )


 1 1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cos β = 1,88 − 3, 2  +
÷ cos 0 = 1, 789
z
z
45
155



 1
2 


4 − εα
4 − 1, 789
=
= 0,86
3
3

Zε =

Do bộ truyền là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên K Hα =1
Hệ số tải trọng tính theo (3.59)

K H = K H β K Hv K Hα = 1, 035.1, 06.1 = 1, 097
⇒σH =
•

275.1, 764.0,86 2.728014.5.1, 097. ( 3, 46 + 1)
= 376, 22MPa
141, 75
0, 4.315.3, 46

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo (3.60)

[ σ H ] = σ0 H lim

Với:

K HL Z R ZV Kl K xH
sH

σ0 H lim
sH

=

[ σH ]
0, 9

Hệ số ảnh hưởng bề mặt Z R = 0,95


Vì HB <350 theo (3.61) nen

ZV = 0,85v

0,1

= 0,85.1, 020,1 = 0,85

Hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn,chọn Kl=1
Hệ số ảnh huong kích thước răng
d
141, 75
K xH = 1, 05 − 4 = 1, 05 −
=1, 018
10
104

⇒ [σH ] = [σH ]

K HL Z R ZV K l K xH
1.0, 95.0,85.1.1, 018
= 466,36
= 425,96 MPa
0,9
0,9

⇒ σ H < [σ H ] =425,96 MPa.

Kết luận: Do đó điều kiện tiếp xúc được thỏa
11.Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Hệ số dạng răng YF được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66)

YF = 3, 47 +

13, 2 27,9 x
−
+ 0, 092 x 2
zv
zv

Số răng của bánh răng tương đương:
z
=z
cos3 β
X là hệ số dịch chỉnh,x=0
zv =

13, 2
13, 2
= 3, 47 +
= 3, 76
zv1
45
13, 2
13, 2
= 3, 47 +

= 3, 47 +
= 3,56
zv 2
155

Đối với bánh dẫn :

YF 1 = 3, 47 +

Đối với bánh dẫn :

YF 2

⇒[ σF ] = σ0 F lim
Trong đó:

K FLYRYxYδ K FC
sF

K FL = 1; YR = 1, YX = 1, 05 − 0, 005m = 1, 034,
Yδ = 1, 082 − 0,172 lg m = 1, K FC = 1

,

SF = 1,75
Suy ra

[ σF 1 ] = [ σF 1 ] YRYxYδ K FC = 267, 43.1, 034.1.1 = 276, 52 MPa
[ σF 2 ] = [ σF 2 ] YRYxYδ K FC = 257,14.1, 034.1.1 = 265, 9MPa

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
Bánh dẫn :
Bánh bị dẫn :

[ σ F1 ] = 276,52 = 73, 54
YF 1
[σF2 ]
YF 2

3, 76

=

265,9
= 74, 7
3,56

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn
Ứng suất uốn được tính theo công thức (3.65)


σF =
Với:

YF Ft K F
bw mn

YF 1 = 3, 76
Ft =

2T1
= 10271,8 N
d w1

K F = K Fα K F β K Fv = 1.1, 065.1,11 = 1,182

⇒ σ F 1 = 115MPa
Vậy:

σ F 2 = 115MPa < [ σ F ] = 276, 52 MPa

Kết luận:

Do đó độ bền uốn được thỏa

2.2.2.BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
Các thông số kĩ thuật :
T1 =218770,92 (Nmm)
n = 478 (vòng/phút)
u = 3,46
Đối với hộp giảm tốc đồng trục các thông số được chọn giốn nhau ngoại trừ bề rộng
răng
Dựa vào điều kiện khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau và công thức 3.27 ta
có

ψ ban =

Tn.ψ bac 218770,92.0, 4
=
= 0,12

Tc
728014,5

theo bảng 3.7 ta chọn ψ ba =0,2 theo tiêu chuẩn Chọn như thế bộ truyền cấp nhanh sẽ
dư bền rất nhiều ,đó là đặc điểm và là nhược điểm của hộp giảm tốc đồng trục

ψ bd =

ψ ba (u + 1) 0, 2.(3, 46 + 1)
=
= 0, 45
2
2

Hệ số tập trung tải trọng

K H β = 1, 002

K F β = 1, 0025
Từ mục 1 đến mục 6 tính giống như bộ truyền cấp chậm
7.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Vận tốc vòng bánh răng theo (3.45)

v=

π .d1.n1 π .141, 75.478
=
= 3,55m / s
60000
60000

Theo bảng 3.10 ta chon cấp chính xác là 8
8.Các lực tác dụng lên bộ truyền:
Lực vòng:

Ft1 =

2T1
2T
2.218770,92
= Ft 2 = 1 =
= 3086, 7 N
d w1
mn z1
141, 75


Lực hướng tâm:

Fr1 = Ft1tgα w = 1123, 47 N

9. Hệ số tải trọng động :

K Hv = 1,17

K Fv = 1,35
10.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán :

Z M Z H Zε

d w1

σH =

2T1 K Hβ K Hv ( u + 1)
bwu

Cặp bánh răng đều bằng thép nên :

Z M = 275MPa1 / 2

ZH =

2
2
=
= 1, 764
sin 2α w
sin(2.200 )


 1 1 

1 
 1
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cos β = 1,88 − 3, 2  +
÷ cos 0 = 1, 789
z
z
45

155



 1
2 


4 − εα
4 − 1, 789
=
= 0,86
3
3

Zε =

Do bộ truyền là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên K Hα =1
Hệ số tải trọng tính theo (3.59)

K H = K H β K Hv K Hα = 1, 002.1,17.1 = 1,17
⇒σH =
•

275.1, 764.0,86 2.218770,92.1,17. ( 3, 46 + 1)
= 301, 21MPa
141, 75
0, 4.315.3, 46

Ứng suất tiếp xúc cho phép theo (3.60)

[ σ H ] = σ0 H lim
Với:

K HL Z R ZV Kl K xH
sH

σ0 H lim
sH

=

[ σH ]
0, 9

Hệ số ảnh hưởng bề mặt Z R = 0,95
Vì HB <350 theo (3.61) nen

ZV = 0,85v 0,1 = 0,85.3,550,1 = 0, 965
Hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn,chọn Kl=1
Hệ số ảnh hưởng kích thước răng

K xH = 1, 05 −

d
141, 75
= 1, 05 −
= 1, 018
4
10

104


⇒ [σ H ] = [σ H ]

K HL Z R ZV K l K xH
1.0,95.0,85.1.1, 018
= 466,36
= 425,96 MPa
0,9
0,9

⇒ σ H =301,21MPa< [σ H ] =483,6 MPa.

Kết luận: Do đó điều kiện tiếp xúc được thỏa
11.Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Hệ số dạng răng YF được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66)

YF = 3, 47 +

13, 2 27,9 x
−
+ 0, 092 x 2
zv
zv

Số răng của bánh răng tương đương:
z
=z
cos3 β

X là hệ số dịch chỉnh,x=0
zv =

13, 2
13, 2
= 3, 47 +
= 3, 76
zv1
45
13, 2
13, 2
= 3, 47 +
= 3, 47 +
= 3,56
zv 2
155

Đối với bánh dẫn :

YF 1 = 3, 47 +

Đối với bánh dẫn :

YF 2

⇒[ σF ] = σ0 F lim
Trong đó:

K FLYRYxYδ K FC
sF

K FL = 1; YR = 1, YX = 1, 05 − 0, 005m = 1, 034,
Yδ = 1, 082 − 0,172 lg m = 1, K FC = 1

,

SF = 1,75
Suy ra

[ σF 1 ] = [ σF 1 ] YRYxYδ K FC = 267, 43.1, 034.1.1 = 276, 52 MPa
[ σF 2 ] = [ σF 2 ] YRYxYδ K FC = 257,14.1, 034.1.1 = 265, 9MPa

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):
Bánh dẫn :
Bánh bị dẫn :

[ σ F1 ] = 276,52 = 73, 54
YF 1
[σF2 ]
YF 2

3, 76

=

265,9
= 74, 7
3,56

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

Ứng suất uốn được tính theo công thức (3.65)

σF =
Với

YF Ft K F
bw mn


YF 1 = 3, 76
Ft =

2T1
= 3086, 7 N
d w1

K F = K Fα K F β K Fv = 1.1, 0025.1, 35 = 1, 2

⇒ σ F 1 = 70,18MPa
Vậy:
Kết luận:

σ F 1 = 70,18MPa < [ σ F ] = 276, 52 MPa
Do đó độ bền uốn được thỏa

2.2.3.KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU:
Đối với hộp giảm tốc đồng trục,hai cấp của bộ truyền có đường kính như nhau
nên bôi trơn ngâm dầu luôn được thỏa
Khoảng cách mức dầu cao nhất và thấp nhất

 494, 55
  494, 55 2 
−10 ÷−
. ÷= 72, 425mm

2
2
3

 
Trong đoạn này ta chọn một đoạn 10:15mm làm mức giới hạn dầu

Khoảng cách trục (mm)
ĐK vòng chia (mm)
ĐK vòng đỉnh (mm)
Chiều rộng vành răng
(mm)
Góc ăn khớp (mm)
Đường kính vòng đáy
(mm)

Cấp nhanh
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
315
141,75
488,25
148,05
494,55
68

63

Cấp chậm
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
315
141,75
488,25
148,05
494,55
131

20
133,875

126
20

480,38

133,875

480,38


3.TÍNH TOAÙN THIẾT KẾ BOÄ TRUYEÀN ÑAI THANG
Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang với :
Công suất : P1 = 11,52 KW,
Số vòng quay : n1 = 1458 (vòng/phút);

Tỷ số truyền : u = 3,05
------------------------------------------------------3.1Theo hình 4.1/trang 59,
phụ thuộc vào công suất P1 = 11,52 KW,và số vòng quay n1= 1458 (vòng/phút),
ta chọn đai loại Б.
Tra bảng 4.13 cho loại đai Б : bt =14 mm; bo =17 mm;
h=10,5 mm; yo = 4,0mm; A=138mm2 ; d1 = 140 -280mm.
1. Đường kính bánh đai nhỏ:
d1 =1,2dmin = 1.2 ×140 =168 mm.
Theo tiêu chuẩn, ta chọn : d1 =180 mm
2. Vận tốc đai :
πd1 n1 π 180 ×1458
v1 =
=
= 13.74 (m/s)
60000
60000
Nhỏ hơn vận tốc cho phép Vmax = 25 m/s
3. Đường kính bánh đai lớn :
Theo công thức (4.2)
Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,01

d 2 = ud1 (1 − ξ ) = 3,05 ×180 × (1 − 0,01) = 543,51 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 =560 (mm)
Tỷ số truyền thực tế :

u=

d2
560

=
= 3,14
d1 (1 −ξ ) 180(1 − 0,01)

3,14 −3,05
×100 = 2,95% < 4%
3,05
5.Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức :

Sai lệch so với giá trị chọn trước : ∆u =

2( d1 + d 2 ) ≥ a ≥ 0,55( d1 + d 2 ) + h

2(180 + 560 ) ≥ a ≥ 0,55(180 + 560 ) + 10,5
1480 ≥ a ≥ 417,5mm
Theo bảng 4.14 ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 560 mm khi u=3
6.Chiều dài tính toán của đai:
Theo công thức (4.4):


π ( d 2 + d1 ) ( d 2 − d1 ) 2
+
2
4a
π ( 560 + 180 ) ( 560 − 180 ) 2
= 2 × 560 +
+
= 2346,9mm
2
4 × 560

Theo bảng 4.13 ,ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn L =2500mm =2.5 m
L = 2a +

7.Số vòng chạy của đai trong một giây,theo (4.15)

i=

(

)

( )

v 13,74
=
= 5,48 S −1 , [i ] ≤10 s −1
L
2,5

do đó điều kiện được thỏa
8.Tính toán lại khoảng cách trục a:

a=

λ+ λ2 −8∆2
4

Trong đó:
π ( d 2 + d1 )
π ( 560 + 180 )

λ=L−
= 2500 −
= 1337,6mm
2
2
d − d1 560 − 180
∆= 2
=
= 190
2
2
a=

1337.6 + 1337.6 2 − 8 ×190 2
= 640,6mm
4

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép
9.Góc ôm đai bánh đai nhỏ :
d −d
560 − 180
α 1 = 180 o − 57 2 1 = 180 o − 57
= 146,2 o = 2,55rad
a
640.6
10.Các hệ số sử dụng
Theo bảng 4.7 và do hệ thống làm việc 2 ca nên ta chọn Kd = 1,2
( 4,61 − 3,38) × (13,74 − 10)
= 4,3 KW
Theo bảng 4.19, [ Po ] = 3,38 +

15 − 10
(với V=13,74m/s,d1=180mm)
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

Cα = 1 − 0,0025(180 − α1 ) = 0,9155

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u

Cu =1,14 vì u =3,15 >3 (Theo bảng 4.17)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai
Với L/L0 =2500/2240=1,116, Ta chọn
(1,04 −1) ×(1,116 −1)
Cl =1 +
=1,0232 (Theo bảng 4.16)
1,2 −1
Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều của tải trọng cho các dây đai
P/ [ Po ] =11,52/4,3 =2,68.Ta chọn Cz = 0,93 (bảng 4.18)
11.Số dây đai được xác định theo công thức:


z≥
=

P1 K d
[ Po ]CαCu CLC z

11,52 ×1,2
≥3,24
4,3 ×0,9155 ×1,14 ×1,0232 ×0.93

Ta chọn z = 4 đai
12.Tính chiều rộng các bánh đai,theo (4.17) và bảng 4.21:
Với t = 19 mm; e = 12.5 mm

b = 2e + ( z − 1) t = 2 ×12,5 + ( 4 − 1) ×19 = 82mm

13.Đường kính ngồi của bánh đai,theo (4.18) và bảng 4.21:
Với h0=4,2mm
da= d + 2h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4 mm
14.Lực căng đai ban đầu ,theo cơng thức (4.19)

Fo =

780 P1K d
+Fv
vCαz

Fv = qmv2 =0,178 . 13,742=33,6 N
với qm = 0,178 kg/m (bảng 4.22)
780 ×11,52 ×1,2
+33,6 = 247,9 N
Suy ra: Fo =
13,74 ×0,9155 ×4
15.Lực tác dụng lên trục,theo cơng thức (4.21)
Trong đó :

α 
 146,2 
Fr ≈ 2 Fo z sin  1  = 2 × 247,9 × 4 × sin 
 = 1897,55 N

2
 2 

4.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
4.1CƠ SỞ LÝ THUYẾT VỀ TRỤC VÀ THEN:
Trục dùng để đỡ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền. Trục
tâm có thể quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay, chỉ chòu được
lực ngang và mômen uốn. Trục truyền luôn luôn quay, có thể tiếp nhận đồng thời
cả mômen uốn và mômen xoắn. Các trục trong hộp giảm tốc, hộp tốc độ là những
trục truyền.


Chỉ tiêu quan trọng nhất đối với phần lớn các trục là độ bền, ngoài ra là độ
cứng vàđối với các trục quay nhanh là độ ổn đònh dao động.
Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước sau:
 Chọn vật liệu.
 Tính thiết kế trục về độ bền.
 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
 Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Đối với trục
quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn đònh giao động.
⟹ Vì là hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển nên ta chọn trục
cho hộp giảm tốc là trục truyền.
Mối ghép then và then hoa được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến
các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại. Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo
và lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi. thường dùng là then bằng ( TCVN 226177 ); then bằng cao ( TCVV 4218-86 ); then bán nguyệt ( TCVN 4217-86 ). So với
mối ghép then, mối ghép then hoa đảm bảo cho các chi tiết lắp trên trục có độ
đồng tâm tốt hơn, khả năng tải và độ tin cậy làm việc cao hơn, nhất là khi mối
ghép chòu tải trọng thay đổi và tải trọng va đập. Thường dùng hơn cả là mối ghép
then hoa răng chữ nhật và mối ghép then hoa răng thân khai.
Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bò hỏng do đập

bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể bò hỏng do bò cắt, mối ghép then hoa có thể
bò hỏng do mòn bề mặt làm việc.
Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước tiết diện
then hoặc then hoa, chiều dài then hoặc then hoa thường lấy bằng 0.8 … 0.9 chiều
dài ma, rồi tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then và then hoa về độ bền dập,
ngoài ra đối với mối ghép then – về độ bền cắt và đối với mối ghép then hoa – về
độ bền mòn.
⟹ Ở hệ thống dẫn động này ta chọn then bằng cao dùng trong các mối
ghép: bánh răng với trục, bánh xích với trục, khớp nối với trục.
4.2 SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ TRUYỀN:


1.Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép
Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1

σb = 638MPa; σch = 343MPa;τch = 206 MPa; σ−1 = 294;
τ−1 =177 MPa; [σ ] = 85,70,65MPa

ứng với trục có đường kính lần lượt là 30,50, hoặc 100


Chọn

[τ] = 25MPa ,đối với trục vào ra; [τ] =15MPa đối với trục trung

gian
2.Xác định đường kính sơ bộ trục theo mô men xoắn:
Theo công thức (7.2) ta có :
d1 ≥3

d2

≥3

d3 ≥3

5T1

[τ]

5T2

[τ ]

5T3

[τ]

=3

5.218770,92
= 35,24 mm
25

=3

5.728014,5
= 62,37 mm
15

=3

5.2411375
= 78,4 mm
25

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 36mm, d2 = 63 mm,d3 = 79 mm
3.Chọn các kích thước trục theo chiều dọc trục
Theo bảng 10.2 trang 189 sách “Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập một -Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển” ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:
b0 =33 mm
Chiều dài mayer bánh đai:
lm12 = (1,2 ÷ 1,5 ).d1 = (1,2 ÷ 1,5 ).36=43,2 ÷ 54 < 82
Chọn lm12 = 82 mm
Chiều dài mayer bánh răng:
lm22 = (1,2 ÷ 1,5 ).d2 = (1,2 ÷1,5 ).63 = 75,6÷94,5
Chọn lm22 = 76 mm
lm32 = (1,2 ÷ 1,5 ).d3 = (1,2 ÷ 1,5 ).79 = 94,8 ÷ 118,5<126
Chọn lm32 = 126 mm
lm13 = 68 mm
Chiều dài mayer nửa khớp nối:
lm33 = (1,4 ÷ 2,5 ).d3 = (1,4 ÷ 2,5 ).79 = 110,6 ÷ 197,5
Chọn lm33 = 158 mm
Chọn các khoảng cách k1, k2, k3, hn như sau:
k1 = 15, k2 = 10, k3 = 15, hn = 20
Tính các khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191:
Trục 2:
l22 = 0,5.(lm22 + b0 ) +k1 + k2 = 79,3 mm

l23 = l11+ l32 + k1 +bo= 303,5 mm
l21 = l23 + l32 = 408 mm
Trục 3:
l32 = 104,5 mm
l31 = 2l32 = 209 mm
l33 = l31 + lc33 = 339,5 mm
Trục 1:
l11 =2 l13 = 151 mm
l13 = 75,5 mm
l12 = -lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + k3 + hn = 92,5 mm

4.Thiết kế trục:
Ngoài mômen xoắn trục còn chịu tác dụng của mômen uốn,lực cắt ,lực kéo và lực
nén.Do đó sau khi tính sơ bộ các kích thước chiều dài trục ta tiến hành thiết kế trục
dưới tác động đồng thời mômen uốn và mômen xoắn.
Trục 1:
Dựa vào các công thức chương trước ta xác định các lực đặt lên bánh răng và bánh
đai.
Lực tác dụn lên bánh răng:
Fr1 = 3738,63 N
Ft1 = 10271,8 N
Lực tác dụng lên bánh đai:
Fr = 1584,5 N
Áp dụng phương trình cân bằng mômen và phương trình cân bằng lực ta
xác định được các lực của các ổ tác dụng lên trục:
 Trong mặt phẳng thẳng đứng zy:
-Phương trình cân bằng momen tại A:

∑M

A1 X

= –Fr1.75,5 – RC1Y.151 +Fr.243,5 = 0

Fr1.75,5 − Fr.243,5
= −685,8 N
151
- Phương trình cân bằng lực theo trục y:

⇒ RC1Y =

∑F

= Fr - Fr1 + RC1Y + RA1Y = 0
⇒ RA1Y = 2839,93 N

Y

 Trong mặt phẳng nằm ngang zx:

∑M

= –RC1X.151 - Ft.75,5 = 0

A1Y

⇒RC1X =

∑F

X

-Ft .75,5
= -5135,9 N
151

= -RA1X - RC1X = 0