Đồ án nguyên lý chi tiết máy, Đề 3 Phương án 1

ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ĐỀ 3: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
XÍCH TẢI
Phương án số: 1

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
Bộ truyền đai thang
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
Nối trục đàn hồi
Bộ công tác của xích tải

Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 7500N
Vận tốc xích tải: v = 1,3 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 9
Bước xích tải: p = 110 mm
Thời gian phục vụ: L = 8 năm
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải:
T1 = T

; T2 = 0,5T
; T3 = 0,3T
t1= 60s
; t2 = 12s
; t3 = 12s

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

1


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU
Chi tiết máy là môn khoa học nghiên cứu về các phương pháp tính toán và
thiết kế các chi tiết, các thiết bị máy móc phục vụ hầu hết các lĩnh vực như
công-nông nghiệp, giao thông vận tải,…
Đồ án môn học Chi tiết máy là sự hợp chặt chẽ giữa lý thuyết với thực
nghiệm. Các chi tiết máy được xây dựng và tính toán dựa trên cơ sở của các
môn khoa học khác như: toán học, vật lí, cơ học lý thuyết, sức bền vật liệu,…
được xác minh và hoàn thành qua các thí nghiệm và qua thực tiễn sản xuất.
Thông qua Đồ án môn học chi tiết máy, sinh viên có thể hiểu được các kiến
thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế
các chi tiết có công dụng chung, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy
sau này.
Nội dung của bản thuyết minh Đồ án môn học Chi tiết máy này đề cập đến
những vấn đề cơ bản về trình tự tính toán và thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí.
Cụ thể là THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI. Xích tải là một

trong các phương pháp nâng chuyển được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí
nói riêng và công nghiệp nói chung. Trong môi trường công nghiệp hiện đại
ngày nay, việc thiết kế hệ thống dẫn động xích tải sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp
ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Đồ án được thực hiện trong 15 tuần, gồm 3 thành viên: Nguyễn Hà Phúc
Bảo; Lê Nguyễn Công Danh; Nguyễn Hữu Sinh với nhiệm vụ được phân đều
cho cả nhóm. Để hoàn thành đồ án này, nhóm đã thực hiện nhiều buổi hợp
nhóm, trao đổi,... bên cạnh đó phải kể đến những ý kiến đóng góp quý báu của
các bạn trong lớp, đặc biệt là sự hướng dẫn giúp đỡ của thầy Nguyễn Danh Sơn.
Qua đây, nhóm xin gửi lời cảm ơn sâu sắc đến thầy Nguyễn Danh Sơn, các bạn
trong lớp, đã tận tình giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này.
Do thời gian có hạn nên Đồ án không tránh khỏi những thiếu sót. Kính
mong thầy và các bạn thông cảm và đóng góp thêm ý kiến để đồ án môn học
của nhóm được hoàn thiện tốt hơn. Chân thành cảm ơn!

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

2


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BẢNG PHÂN CÔNG NHIỆM VỤ NHÓM 9
Nhiệm
Thành viên vụ

Thuyết minh

Bản vẽ

Nguyễn Hà Phúc Bảo

- Tìm hiểu hệ thống dẫn động xích tải.
- Chọn động cơ và phân phối tỉ số
truyền.
- Vẽ tay bản vẽ lắp A0
- Tính toán thiết kế bộ truyền hở: Đai
thang.
- Tính toán thiết kế trục I, chọn dung sai,
tính then và ổ lăn cho trục I.

Lê Nguyễn Công Danh

- Tính toán thiết kế bộ truyền kín: Bánh
răng cấp nhanh.
- Kiểm nghiệm răng về độ bền.
- Vẽ tay bản vẽ chi tiết
- Tính toán thiết kế trục III, chọn dung bánh răng
sai, tính then và ổ lăn cho trục III.
- Cấu tạo hộp giảm tốc, bôi trơn HGT.

Nguyễn Hữu Sinh

- Tính toán thiết kế bộ truyền kín: Bánh
răng cấp chậm.
- Tính toán thiết kế trục II, chọn dung
- Vẽ tay bản vẽ chi tiết
sai, tính then và ổ lăn cho trục II.

trục
- Kiểm nghiệm trục về độ bền.
- Tính toán nối trục đàn hồi.
- Các chi tiết phụ.

Nhóm sinh viên thực hiện:

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

3


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................

....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
Tp. Hồ Chí Minh, ngày …… tháng …… năm 2016
Giáo viên hướng dẫn

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

4


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG
XÍCH TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong
cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt,
khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được
ưa chuộng trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng
dụng xích tải trong sản xuất:

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

5


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

6


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ điện
Bộ truyền hở (đai)
Bộ truyền kín (bánh răng trụ)
Khớp nối
Bộ công tác của xích tải

I.1 Động cơ điện:
Động cơ điện (1) là thiết bị cung cấp momen cho hệ thống dẫn động hoạt
động, chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị công nghệ là giai
đoạn đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Muốn chọn đúng động cơ
cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại, đồng thời cần chú ý đến

các yêu cầu làm việc cụ thể của thiết bị được dẫn động.
Phân loại động cơ điện:
a. Động cơ điện một chiều:
- Ưu điểm: Dễ dàng thay đổi trị số momen và vận tốc góc trong phạm vi
rộng. Đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dung rộng
rãi trong các thiết bị vận chuyển.
- Nhược điểm: Giá thành đắt, khó tìm kiếm trên thị trường, phải tăng thêm
vốn đầu tư để đặt các thiết bị chỉnh lưu.
b. Động cơ điện xoay chiều:
Bao gồm hai loại: Một pha và ba pha.
- Động cơ 1 pha có công suất tương đối nhỏ thuận tiện cho các dụng cụ gia
đình.
- Động cơ bap ha đồng bộ:
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

7


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Ưu điểm: Hiệu suất và cosϕ cao, hệ số quá tải lớn.
+ Nhược điểm: Thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao.
- Động cơ ba pha không đồng bộ:
+ Động cơ không đồng bộ roto dây quấn: Cho phép thay đổi vận tốc
trong phạm vi nhỏ, nhưng hệ số công suất thấp, giá thành cao, kích thước và
vận hành phức tạp.
+ Động cơ ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch: Kết cấu đơn giản,
giá thành tương đối rẻ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào

lưới điện bap ha không cần biến đổi dòng điện. Nhược điểm là: Hiệu suất và hệ
số công suất thấp, không điều chỉnh được vận tốc.
Chọn loại động cơ: Nhờ có ưu điểm cơ bản, dễ dàng tìm kiếm trên thị trường,
động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ roto ngắn mạch được sử dụng rất phổ
biến trong các ngành công nghiệp, nên ta chọn loại động cơ này.
I.2 Bộ truyền đai:
Công dụng:
- Truyền động đai (2) được dung để truyền động giữa các trục xa nhau, đai
được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu F0 trên bánh dẫn và bánh bị dẫn.
Phân loại:
- Theo tiết diện ngang dây đai phân ra: đai dẹt, đai thang, đai hình lược, đai
tròn, ngoài ra còn có đai răng và đai lục giác.
Ưu điểm và nhược điểm chung:
- Ưu điểm:
+ Làm việc êm và không gây tiếng ồn nhờ độ dẻo dai và có thể truyền
động với vận tốc lớn.
+ Giúp cơ cấu không có dao động lớn sinh ra khi thay đổi tải trọng.
+ Đề phòng sự quá tải của động cơ nhờ sự trượt trơn của đai.
+ Kết cấu và vận hành đơn giản, giá thành rẻ.
- Nhược điểm:
+ Kích thước bộ truyền lớn.
+ Tỉ số truyền làm việc thay đổi do trượt đai.
+ Tải trọng tác dụng lên trục và ổ đỡ lớn.
Chọn loại đai:
Do yêu cầu làm việc ở tốc độ cao, hệ số truyền momen lớn, cần ma sát lớn,
giá thành rẻ, dễ tìm kiếm. Đai thang có tiết diện hình thang, mặt làm việc là hai
mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai, do đó hệ số
ma sát giữa đai và bánh đai lớn, cho phép làm việc với tải trọng lớn nên ta chọn
đai thang để sử dụng.
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

8


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

I.3 Hộp giảm tốc:
Khái niệm:
- Hộp giảm tốc (3) là hệ thống truyền động ăn khớp trực tiếp gồm các bộ
truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm được gắn trên các trục, trong hộp kín
có tỉ số truyền không đổi dung để giảm tốc độ và tăng them momen xoắn đến
trục công tác.
Ưu điểm:
+ Hiệu suất làm việc cao.
+ Độ tin cậy và tuổi thọ cao.
+ Thuận tiện và đơn giản khi sử dụng.
Phân loại:
- Theo truyền động: Hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng côn, trục vít,
bánh răng hành tinh…
- Theo số cấp: Một cấp, hai cấp, ba cấp,…
- Theo vị trí tương đối của các trục trong không gian: Đặt ngang, đặt đứng.
- Một số loại hộp giảm tốc thông dụng:
+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, ba cấp.
+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục, phân đôi, khai triển.
+ Hộp giảm tốc bánh răng côn.
Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:
Ưu điểm: Đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó giảm bớt
chiều dài của hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí cơ cấu gọn hơn.

Nhược điểm: Khả năng chịu tải trọng của cấp nhanh chưa dùng hết; khó bố
trí kết cấu chung; khó bôi trơn bộ phận ổ ở giữa hộp; khoảng cách giữa các gối
đỡ trục trung gian lớn do đó phải tăng đường kính trục.
I.4 Khớp nối đàn hồi:
Khớp nối đàn hồi (4) làm nhiệm vụ truyền chuyển động giữa hai trục, nối
các trục ngắn thành một trục dài, khớp nối còn có tác dụng đóng mở các cơ cấu
(ly hợp), ngăn ngừa quá tải, giảm tải trọng động, bù sai lệch của các trục.
Tỷ số truyền qua các khớp nối bằng 1.
I.5 Bộ công tác của xích tải:
Bộ công tác xích tải (5) là thiết bị thường được sử dụng trong các băng
chuyền dùng để vận chuyển vật liệu từ nơi này sang nơi khác, được nối với
HGT qua các khớp nối đàn hồi.
I.6 Nguyên lí hoạt động của sơ đồ hệ thống truyền động:
Khi động cơ (1) quay truyền động qua bộ truyền hở đai (2) tới bộ truyền
kín (3) (bánh răng cấp nhanh tới bánh răng cấp chậm) ra khớp nối (4) ra trục
công tác làm cho xích tải (5) chuyển động.
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

9


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG II: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG
CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN
II.1/ Công suất cần thiết:
Công suất ứng với tải lớn nhất: P = = = 9,75 (kW)
Công suất tương đương:

Ptđ = P.
= 9,75. = 8,52 (kW)
Hiệu suất chung η của hệ thống: η = ηd.ηk.ηol4.ηbr2
Theo bảng 2.3 trang 19 [1] ta có:
Hiệu suất bộ truyền đai (để hở): ηd = 0,95
Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (che kín): ηbr = 0,96
Hiệu suất của cặp ổ lăn: ηol = 0,99
Hiệu suất của khớp nối trục: ηk = 1
Suy ra: ηchung = 0,95.1.0,994.0,962 = 0,84
Vậy công suất cần thiết của động cơ: Pct = = = 10,14 (kW)
II.2/ Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống
Chọn tỉ số truyền sơ bộ: Theo bảng 2.4, trang 21 [1]
Ta chọn: Đai thang ud = 3,15
Tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng hai cấp 8 ÷ 40 ta chọn: uh = 10
Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: usb = uh.ud = 10.3,15 = 31,5
Ta có: n = = = 78,79 (vòng/phút)
Vận tốc sơ bộ của động cơ: nsb = usb.n = 31,5.78,79 = 2481,88 (vòng/phút)
II.3/ Chọn động cơ:
Động cơ chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải thay đổi nên động cơ chọn
phải có Pdm ≥ Pct = 10,14 kW
Theo bảng P.1.1/234 chọn đ.cơ có số hiệu K160M2 có thông số kỹ thuật:
- Công suất định mức: Pđm = 11kW
- Số vòng quay: ndc = 2935 vòng/phút
- Hiệu suất động cơ: η = 87%
II.4/ Phân phối lại tỉ số truyền cho hệ thống:
Tỉ số truyền thực: u = = = 33,44
Ta chọn tỉ số truyền đai uđ = 3,15
Vậy tỉ số truyền của hộp giảm tốc là uh = = 10,62
Gọi
un là tỉ số truyền bánh răng cấp nhanh.

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

10


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

uc là tỉ số truyền bánh răng cắp chậm.
Tra bảng 3.1, trang 43. Chọn:
un = 3,83
uc = 2,61
II.5/ Công suất trên các trục:
- Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là:
P1 = P.ηđ.ηol = 11.0,95.0,99 = 10,3455 (kW)
- Công suất động cơ của trục II là:
P2 = P1.ηol.ηbr = 10,3455.0,99.0,96 = 9,8323 (kW)
- Công suất động cơ của trục III là:
P3 = P2.ηol.ηbr = 9,8323.0,99.0,96 = 9,3446 (kW)
- Công suất động cơ trên trục công tác là:
P4 = P3.ηol.ηk = 9,3446.0,99.1 = 9,2512 (kW)
II.6/ Tốc độ quay trên các trục:
- Tốc độ quay trên trục I là: n1 = = = 931,75 (vòng/phút)
- Tốc độ quay trên trục II là: n2 = = = 243,28 (vòng/phút)
- Tốc độ quay trên trục III là: n3 = = = 93,21 (vòng/phút)

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

11

ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

II.7/ Tính momen xoắn trên trục:
Theo công thức: T =
Trong đó:
P là công suất (kW)
n là số vòng quay (vòng/phút)
- Momen xoắn trên trục động cơ:
Tdc = = = 35792,16 (N.mm)
- Momen xoắn trên trục I:
T1 = = = 106036,52 (N.mm)
- Momen xoắn trên trục II:
T2 = = = 385968,7 (N.mm)
- Momen xoắn trên trục III:
T3 = = = 957417,98 (N.mm)
- Momen xoắn trên trục công tác:
Tct = = 947848,51 (N.mm)
Bảng 1
Trục
Thông số

Động cơ

I

3,15

Tỉ số truyền u

II
3,83

III
2,61

Công tác
2,61

Số vòng quay n
(vòng/phút)

2935

931,75

243,28

93,21

93,21

Công suất P
(kW)

11

10,3455

9,8323

9,3446

9,2512

Momen (N.mm)

35792,16

106036,52

385968,7

957417,98

947848,51

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

12


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

III.1/ Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai,
khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục.
Do công suất động cơ Pct = 11 kW và uđ = 3,15 < 10 và yêu cầu làm việc
êm nên ta có thể chọn đai hình thang.
Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm
việc êm nên ta có thể chọn đai hình thang.
Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm
việc trong môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ
ẩm) lại có sức bền và độ đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền
động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.
Dựa vào công suất Pct=11 kW và só vòng quay n1 = 2935 (vòng/phút)
Tra theo bảng 4.13 [1] trang 59 ta chọn đai thang loại A, được làm từ vật
liệu vải cao su.

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

13


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Các thông số đai hình thang thường loại A:
Tên gọi
Kí hiệu
Chiều rộng lớp trung hòa
bt
Chiều rộng mặt bên

b
Chiều cao đai
h
Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài
yo
Diện tích mặt cắt ngang (mm)
A
Đường kính bánh đai nhỏ (mm)
dl
Chiều dài giới hạn (mm)
L
Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

III.2/ Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai:
a/ Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1:
Ta có: d1 = 1,2dmin = 1,2.100 = 120 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 125 (mm)

v1 =

π.d .n π.125.2935
=
= 19, 21( m / s)
60000
60000

Vận tốc đai:
b/ Xác định đường kính bánh đai lớn d2:
Theo công thức 4.2 [1] trang 53 ta có đường kính bánh đai lớn:

d2 =

ud .d1
1− ε

trong đó:

ud là hệ số bộ truyền đai;
ε là hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy ε = 0,01
3,15.125
d2 =
= 397, 73(mm)
1
−
0,
01

Chọn d2 = 400 mm

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

14

Giá trị
11
13
8
2,8
81
100-200

560-4000


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai:
d2
400
u=
=
= 3, 23
d1 (1 − ε) 125.(1 − 0.01)
- Sai số của bộ truyền là:
u − ud 3, 23 − 3,15
∆u =
=
= 0, 02%
u
3, 23
Sai số ∆u trong phạm vi cho phép (3÷4) % [trang 53].
III.3/ Chọn khoảng cách trục a:
Theo điều kiện 4.14 [1] trang 60:
0,55.(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2.(d1 + d2)
[h: là chiều cao tiết diện đai]
 0,55.(125 + 400) + 8 ≤ a ≤ 2.(125 + 400)
 296,75 ≤ a ≤ 1050 (mm)
a
= 0, 95

d
2
Ta chọn a = 380 mm (
)

III.4/ Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a:
Theo công thức 4.4[1] trang 54:
π.(d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
L = 2a +
+
2
4a
π.(125 + 400) (400 − 125) 2
= 2.380 +
+
= 1634( mm)
2
4380
Theo tiêu chuẩn chọn: L = 2000 mm
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:
Theo công thức 4.15 [1] trang 60:
i=

v 19, 21.103
=
= 9,61 < 10
L
2000
thỏa điều kiện.

III.5/ Xác định chính xác trục a theo L = 2000 mm:
λ + λ 2 − 8∆ 2
a=
4

CT 4.6[1] trang 54

Trong đó:
π.(d1 + d 2 )
π.(125 + 400)
= 2000 −
= 1175,33(mm)
2
2
d −d
400 − 125
∆= 2 1 =
= 137, 5(mm)
2
2

λ = L−

a=

1175,33 + 1175,332 − 8.137,52
= 571,11 ≈ 575( mm)
4

Vậy a = 575 mm.

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

15


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
amin = a – 0,015L = 575 – 0,015.2000 = 545 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
amax = a + 0,03L = 575 + 0,03.2000 = 635 (mm)
III.6/ Kiểm nghiệm góc ôm:
(d − d ).57
(400 − 125).57
α = 180 − 2 1
= 180 −
= 153o
a
575
α > 150o (thỏa mãn)
Vì α > 150o thỏa mãn điều kiện không trượt trơn (đối với đai vải cao su).
III.7/ Xác định số đai cần thiết:
Số dây đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa 2 đai
và bánh đai.
Số dây đai được xác định theo công thức 4.16[1] trang 60:

z=

P1.kd
[ Po ].Cα .CL .Cu .Cz

Với:
P1: Công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này chính là công suất động
cơ (Pdc = P1 = 11 kW)
Tra bảng 4.7[1] trang 55 chọn kd = 1,25
[Po]: Công suất có ích cho phép được xác định theo bảng 4.19 [1] trang 62.
Chọn [Po] = 3,08 kW.
Cα: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm.
Cα = 1 – 0,0025.(180 – α1) = 1 – 0,0025.(180 – 153) = 0,9325
CL: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L.

l 2000
=
= 1,17
l
1700
Ta có: 0
Với l0 là chiều dài thực nghiệm. Tra bảng 4.16[1] trang 61 chọn CL = 1.
Cu: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền. Chọn C u = 1,14 (bảng
4.17[1]).
Cz: Hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây
đai. Chọn Cz = 0,9 (bảng 4.18 [1]).
Thay các thông số vào ta có:

z=

11.1, 25
= 4, 67

3, 08.0,9325.1.1,14.0,9

 Chọn z = 5.
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

16


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

III.8/ Định kích thước chủ yếu của bánh đai:
- Chiều rộng bánh đai:
Theo công thức 4.17[1] trang 63: B = (z – 1).t + 2e
Với t & e tra bảng 4.21 [1] trang 63
t = 15 mm
e = 10 mm
ho = 3,3 mm
Thay số vào ta được: B = (5 – 1).15 + 2.10 = 80 (mm)
- Đường kính ngoài bánh đai nhỏ:
Theo công thức 4.18 [1] trang 63: da = d + 2ho
+ Với bánh dẫn: da1 = d1 + 2ho = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm)
+ Với bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2ho = 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm)
III.9/ Lực căng ban đầu:
Theo công thức 4.19[1] trang 63:

F0 =

780.Pdc .kd

+ Fv
v.Cα .z

Trong đó: Fv = qm.v12
Theo bảng 4.22 [1] trang 63: qm = 0,105
 Fv = 0,105.19,212 = 38,75 (kg.m/s2)
780.11.1, 25
F0 =
+ 38, 75 = 158, 49( N )
19,
21.0,9325.5

Lực tác dụng lên trục:
α
153
Fr = 2.F0 .z.sin( 1 ) = 2.158, 49.5.sin(
) = 1541( N )
2
2
Bảng 2: Các thông số truyền đai
Giá trị
Thông số
Bánh đai nhỏ
Bánh đai lớn
Đường kính bánh đai
d1 = 125 mm
d2 = 400 mm
Đường kính ngoài bánh đai
131,6 mm
406,6 mm

Chiều rộng bánh đai
80 mm
Sai số
2 đai
Chiều dài đai
2000 mm
Khoảng cách trục
575 mm
Góc ôm
153o
Lực tác dụng lên trục
1541 N

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

17


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
IV.1/ Tính toán cấp chậm
1.1/ Chọn vật liệu:
- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, chịu công suất nhỏ
(Pdc=11kW), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh
răng được tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi
nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Ta chọn thép 45X và
thép 40X vì thép này rất thông dụng, rẻ tiền. Với phương pháp tôi cải thiện tra

bảng 6.1 [1] trang 92 ta được các thông số sau:
Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ cứng
Vật liệu Nhiệt luyện
HB
σb N/mm2
σch N/mm2
Bánh chủ
Tôi cải
Thép 45X
850
650
230…280
động
thiện
Bánh bị
Tôi cải
Thép 40X
850
550
230…260
động
thiện
1.2/ Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250
* Đối với bánh chủ động:
Ứng suất tiếp xúc cho phép & ứng suất uốn cho phép (CT 6.1 & 6.2[1]
trang 91):
σ o H lim
[σ H ] = (

).Z R .ZV .K xH .K HL
SH

σ o Flim
[σ F ] = (
).YR .YS .K xF .K FC .K FL
SF
Trong tính toán sơ bộ ta nên chọn Z R.ZV.KXH = 1 & YR.YS.KxF = 1 do đó chỉ
còn:

σ o H lim
[σ H ] = (
).K HL
SH
σ o Flim
[σ F ] = (
).K FC .K FL
SF
- Với σoHlim, σoFlim lần lượt là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kì cơ sở (tra bảng 6.2 [1] trang 94).
Ta được:
o
σ Hlim = 2HB + 70 = 2.260 + 70 = 590
o
σ Flim = 1,8HB = 1,8.260 = 468 (với bánh chủ động)
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

18

ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- SH & SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1] trang
94 ta được: SH = 1,1 & SF = 1,75 (với bánh chủ động)
- KFC là hệ số ảnh hưởng đặt tải. KFC = 1 khi đặt tải 1 chiều.
- KHL và KFL hệ số tuổi thọ được tính (CT 6.3 & 6.4 [1] trang 93).
K HL = mH N HO / N HE & K FL = mF N FO / N FE

Ở đây mH và mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Trong trường hợp này mH=6 và mF=6 vì độ cứng mặt răng ≤ 350.
- NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc. Theo 6.5 [1] tr93:
2,4
N HO = 30.H HB
= 30.260 2,4 = 18752418

N FO = 4.106

Đối với tất cả loại thép.
- NHE và NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Ta xét tải trọng thay đổi:
N HE = 60.c.∑ (
N FE = 60.c.∑ (

Ti 3
) .ni .ti
Tmax

Ti mF

) .ni .ti
Tmax

Với:
c là số lần ăn khớp của răng trong 1 vòng. Ở đây c = 1
n là số vòng quay của bánh răng trong 1 phút, ncđ = 243,28, nbđ = 93,21
Ti: momen xoắn.
L = 8 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ.
Nên tổng số thời gian làm việc: t = 8.300.2.8 = 38400 (giờ)
Suy ra với bánh chủ động:
60
12
12
+ 0,53. + 0.33. ) = 412540600, 3
84
84
84
60
12
12
= 60.1.243, 28.38400.(16. + 0,56. + 0.36. ) = 401678899, 6
84
84
84

N HE = 60.1.243, 28.38400.(13.
N FE

Vì NHEcđ > NHOcđ và NFEcđ > NFOcđ nên KHLcđ = KFLcđ = 1
Suy ra với bánh chủ động:

590
= 536, 4 Mpa
1,1
468
[σ F ]cd =
= 267, 4 Mpa( N / mm 2 )
1, 75
[σ H ]cd =

* Đối với bánh bị động:
Tương tự ta có:
σoHlim = 2HB + 70 = 2.250 + 70 = 570
σoFlim = 1,8HB = 1,8.250 = 450
SH = 1,1 & SF = 1,75
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

19


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Có:
60
12
12
+ 0,53. + 0.33. ) = 158060292, 2
84
84

84
60
12
12
= 60.1.93, 21.38400.(16. + 0,56. + 0.36. ) = 153898759, 6
84
84
84

N HE = 60.1.93, 21.38400.(13.
N FE

Vì NHEbđ > NHObđ & NFEbđ > NFObđ nên KHLbđ = KFLbđ = 1
Suy ra với bánh bị động:
570
= 518, 2 Mpa
1,1
450
[σ F ]bd =
= 257,1Mpa( N / mm 2 )
1, 75
[σ H ]bd =

Vậy:
[σ H ]cd + [σ H ]bd 536, 4 + 518, 2
=
= 527,3Mpa
2
2
[σ H ] ≤ 1, 25[σ H ]bd = 647, 75

[σ H ] =

(thỏa yêu cầu 6.12 [1] trang 95).
1.3/ Xác định khoảng cách trục aw:
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh răng chủ động:
aw = K a .(u + 1). 3

T1.K H β
[σ H ]2 .u.ψ ba

(6.15a [1] trang 96)
Trong đó: dấu “+” khi ăn khớp ngoài, dấu “–” khi ăn khớp trong.
- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng. Tra bảng 6.5 [1]
tr96 được Ka = 49,5 (Mpa)
- ψba: hệ số, tra bảng 6.6 [1] trang 97 và chọn 0,3.
Suy ra: ψbd = 0,53.ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(2,61+1) = 0,574 (CT6.16[1] tr97)
Tra bảng 6.7 với ψbd = 0,574 và ở sơ đồ 4 ta được KHβ = 1,03
- T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động: T1 = 385968,7 Nmm.
- [σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 527,3 Mpa
- u tỉ số truyền u = 2,61
Thay số vào:
aw = 49,5.(2, 61 + 1). 3

385968, 7.1, 03
= 218, 4
527,32.2, 61.0,3

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 225 mm.
1.4/ Môđun bánh răng:
Theo CT 6.17 [1] trang 97: m=(0,01 … 0,02).aw = 2,25 … 4,5

Theo tiêu chuẩn chọn m = 3 (bảng 6.8 [1] trang 99).
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

20


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

1.5/ Số răng của bánh răng:
Do bánh răng thẳng nên góc β = 0
Theo công thức: 6.31[1] trang 103:
z1 =

2.aw .cos β 2.225.cos 0
=
= 41,55
m.(u + 1)
3.(2, 61 + 1)

Ta chọn số răng của bánh dẫn là 40 răng.
Suy ra số răng bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 2, 61.40 = 104, 4
Chọn z2 = 104 răng.
Tỉ số truyền sau khi chọn răng:
Sai số tỉ số truyền:
∆u =

ut =

z2 104
=
= 2, 6
z1
40

2, 61 − 2, 6
.100 = 0,38%
2, 61

Vậy số răng cặp bánh được thỏa mãn.
1.6/ Góc ăn khớp:
Ta có (α=20o)
Theo công thức 6.27[1] trang 101:
cosα tw = zt .

m.cos α
3.cos 20
= 144.
= 0,9021
2 aw
2.225

α tw = 25, 60



1.7/ Kích thước bộ truyền bánh răng:
- Chiều rộng bánh răng: bw1 = Ψ.aw = 0,3.225 = 67,5mm
- Đường kính vòng chia:

m
3
= 40.
= 120mm
cos β
cos 0
m
3
d 2 = z2 .
= 104.
= 312mm
cos β
cos 0
d1 = z1.

- Đường kính lăn:
2.aw 2.225
=
= 125mm
u + 1 2, 6 + 1
= d w1.u = 125.2, 6 = 325mm

d w1 =
d w2

- Đường kính đỉnh răng:
d a1 = d w1 + 2m = 125 + 2.3 = 131mm
d a 2 = d w2 + 2m = 325 + 2.3 = 331mm

- Đường kính vòng chân răng:

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

21


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d f 1 = d w1 − 2,5m = 125 − 2,5.3 = 117,5mm
d f 2 = d w 2 − 2,5m = 325 − 2,5.3 = 317,5mm
v=

π .d w1.n1 π .125.243, 28
=
= 1,59m / s
60000
60000

Vận tốc bánh răng:
Tra bảng 6.13 [1] trang 106 chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9.
1.8/ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
σ H = Z M .Z H .Zε . 2.T1.K H .(u + 1) / (b w .u.d w21 ) ≤ [σ H ]

(CT 6.33[1] trang 105)

Với:
- ZM=274. Hệ số xét đến vật liệu của bánh răng ăn khớp (Tra bảng 6.5 [1]
trang 96).

- ZH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z H = 2.cos β b / sin 2α tw

theo (6.34 [1] trang 105)

Vì răng thẳng nên cosβb = 1.
(α1=αtw=25,60 vì bánh răng không dịch chỉnh).


Z H = 2.1/ sin 2.25, 6 = 1, 6

- Zε: Hệ số xét đến sự trùng khớp răng.
Theo 6.37 [1] trang 105:

εβ =

bw .sin β
=0
m.π

Zε =

Theo 6.36a [1] trang 105:
Áp dụng 6.38b [1] trang 105:

4 − εα
3

ε α = [1,88 − 3, 2(1 / z1 + 1/ z2 )].cos β = [1,88 − 3, 2(1 / 40 + 1/ 104)].1 = 1, 77


Zε =

4 − 1, 77
= 0,9
3

- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
KHβ=1,05 (tra bảng 6.7 [1] trang 98)
KHα=1,13 (tra bảng 6.14 [1] trang 107)
K Hv = 1 +

vH .bw .d w1
2.T1.K H β .K H α

vH = δ H .g0 .v.

(CT 6.41 [1] trang 107)

aw
u

Trong đó:
(tra bảng 6.15 & 6.16 [1] trang 107 chọn δH=0,006; g0=73)
vH = 0.006.73.1,59


GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

225
= 6, 48m / s
2, 6

22


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

K Hv = 1 +



6, 48.67,5.125
= 1, 06
2.385968, 7.1, 05.1,13

K H = 1, 05.1,13.1, 06 = 1, 26



2
Vậy: σ H = 274.1, 6.0,9. 2.385968, 7.1, 26.(2, 6 + 1) / (67,5.2, 6.125 ) = 445,9 Mpa

σH ≤ [σH]bđ = 518,2 Mpa nên độ bền tiếp xúc được thỏa mãn.
1.9/ Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn:
Công thức 6.43 & 6.44 [1] trang 108:
σ Fcd = 2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF1 / (bw .d w1.m) ≤ [σ F ]cd

σ Fbd = σ F1 .YF2 / YF1 ≤ [σ F ]bd
Trong đó:

1
1
=
= 0,58
ε α 1, 7
(Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng)
β
0
Yβ = 1 −
= 1−
=1
140
140

Yε =

YF1 , YF2

hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 [1] tr109 với hệ số dịch chỉnh bằng 0 và z v1=z1=40;
zv2=z2=104 suy ra được: YF = 3, 7; YF = 3, 6
K F = K F β .K Fα .K Fv
(Công thức 6.45 [1] trang 109)
Với:
1

2

- K F β là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7 [1] trang 98 với sơ đồ 4 ta có K F β = 1,12.
- K Fα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn (tra bảng 6.14[1] trang 107) chọn K Fα = 1,37.
- K Fv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn (theo công thức 6.46 [1] trang 109)

vF = δ F .g 0 .v.

K Fv = 1 +

vF .bw .d w1
2.T1.K F β .K Fα

aw
u

Với:
(tra bảng 6.15 & 6.16 [1] trang 107 chọn δF=0,016; g0=73)
vF = 0, 016.73.1,59.


K Fv = 1 +


225
= 17, 28
2, 6

17, 28.67,5.125
= 1,12
2.385968, 7.1,12.1,37

GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

23


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

K F = 1,12.1,37.1,12 = 1, 72



Suy ra:
σ F = 2.385968, 7.1, 72.0,58.1.3, 7 / (67,5.125.3) = 112,57 Mpa ≤ [σ F ]cd = 267, 4 Mpa
cd

σ Fbd = 112,57.3, 6 / 3, 7 = 109,53Mpa ≤ [σ F ]bd 257,1Mpa

Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
1.10/ Kiểm nghiệm quá tải:
Áp dụng công thức 6.48 [1] trang 110:

σ H max = σ H . K qt ≤ [σ H ]max
Theo công thức 6.13 [1] trang 95:

[σ H ]max = 2,8.σ ch = 2,8.650 = 1820
K qt =

Tmax
= 2, 48
T

σ H max = 445,9. 2, 48 = 702, 2 ≤ [σ H ]max thỏa mãn về quá tải tiếp xúc.
Áp dụng công thức 6.49[1] trang 110:
σ Fmax = σ F .K qt ≤ [σ F ]max
Theo công thức 6.14 [1] trang 96:
[σ F ]max = 0,8.σ ch = 0,8.650 = 520


σ Fmax = 112,57.2, 48 = 279,17 ≤ [σ F ]max thỏa mãn quá tải về uốn.
IV.2/ Tính toán cấp nhanh:
2.1/ Chọn vật liệu:
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền bánh răng cấp nhanh có tỉ
số truyền cao hơn, nhưng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh
như cấp chậm.
Giới hạn bền Giới hạn chảy Độ cứng
Vật liệu Nhiệt luyện
HB
σb N/mm2
σch N/mm2
Bánh chủ
Tôi cải
Thép 45X
850
650

230…280
động
thiện
Bánh bị
Tôi cải
Thép 40X
850
550
230…260
động
thiện
2.2/ Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc & mỏi uốn cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250
* Đối với bánh chủ động:
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

24


ĐỀ 3: PHƯƠNG ÁN 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Ứng suất tiếp xúc cho phép & ứng suất uốn cho phép (công thức 6.1 & 6.2
[1] trang 91):
σ o H lim
[σ H ] = (
).Z R .ZV .K xH .K HL
SH

σ o Flim
[σ F ] = (
).YR .YS .K xF .K FC .K FL
SF
Trong tính toán sơ bộ ta nên chọn Z R.ZV.KXH = 1 & YR.YS.KxF = 1 do đó chỉ
còn:

σ o H lim
[σ H ] = (
).K HL
SH
σ o Flim
[σ F ] = (
).K FC .K FL
SF
- Với σoHlim, σoFlim lần lượt là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kì cơ sở (tra bảng 6.2 [1] trang 94).
Ta được:
o
σ Hlim = 2HB + 70 = 2.260 + 70 = 590
o
σ Flim = 1,8HB = 1,8.260 = 468 (với bánh chủ động)
- SH & SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1] trang
94 ta được: SH = 1,1 & SF = 1,75 (với bánh chủ động)
- KFC là hệ số ảnh hưởng đặt tải. KFC = 1 khi đặt tải 1 chiều.
- KHL và KFL hệ số tuổi thọ được tính (CT 6.3 & 6.4 [1] trang 93).
K HL = mH N HO / N HE & K FL = mF N FO / N FE

Ở đây mH và mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.

Trong trường hợp này mH=6 và mF=6 vì độ cứng mặt răng ≤ 350.
- NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc. Theo CT 6.5 [1]
tr93:
2,4
N HO = 30.H HB
= 30.260 2,4 = 18752418

N FO = 4.106

Đối với tất cả loại thép.
- NHE và NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Ta xét tải trọng thay đổi:
N HE = 60.c.∑ (
N FE = 60.c.∑ (

Ti 3
) .ni .ti
Tmax

Ti mF
) .ni .ti
Tmax

Với:
c là số lần ăn khớp của răng trong 1 vòng. Ở đây c = 1
GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

25