Tải bản đầy đủ (.pdf) (76 trang)

Đồ án về Cơ sở thiết kế máy

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (2.17 MB, 76 trang )

Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình

MỤC LỤC
Trang
LỜI NÓI ĐẦU.............................................................................................................2
ĐỀ TÀI........................................................................................................................3
CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN............................5
1.1. Chọn động cơ ....................................................................................................5
1.2 . Phân phối tỷ số truyền .....................................................................................6
1.3. Xác định các thông số và lực tác dụng...............................................................6
CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN...............................................8
2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng ).........................8
2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ )................................ 13
2.3. Thiết kế bộ truyền xích.................................................................................... 20
CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC ..................................................... 28
3.1. Chọn vật liệu ................................................................................................... 28
3.2. Thiết kế trục I.................................................................................................. 28
3.3. Thiết kế trục II................................................................................................. 32
3.4. Thiết kế trục III ............................................................................................... 35
3.5. Chọn then và ổ lăn........................................................................................... 67
CHƯƠNG IV : CHỌN THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ................................. 69
4.1. Chọn thân hộp ................................................................................................. 69
4.2. Các chi tiết phụ ............................................................................................... 69
CHƯƠNG V : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP ......................................................... 73
5.1. Dung sai ổ lăn ................................................................................................. 73
5.2. Lắp ghép bánh răng lên trục ............................................................................ 73
5.3. Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp............................................................................ 73
5.4. Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục ..................................................................... 73
5.5. Lắp chốt định vị .............................................................................................. 73


5.6. Lắp ghép then.................................................................................................. 73
5.8. Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống............................................................. 73
TÀI LIỆU THAM KHẢO ......................................................................................... 75

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN……………………………….76

SV. Nguyễn Văn An

1


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình

LỜI NÓI ĐẦU
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 chi tiết máy 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, em luôn được sự hướng dẫn tận
tình của thầy giáo ThS. Lê Trọng Tấn và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân
thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.
Nguyễn Văn An


SV. Nguyễn Văn An

2


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
ĐỀ TÀI
Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải
T

3

5

1
T1

T2

2
t1

t2

t


4

Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm :
1 - Động cơ điện 3 pha
2 - Nối trục đàn hồi
3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh
4 - Bộ truyền xích ống con lăn
5 - Băng tải
Số liệu thiết kế :
- Công suất trên trục băng tải, P = 4.5 (kW)
- Số vòng quay trên trục tang dẫn, n = 45 (vg/ph)
- Thời gian phục vụ, L = 5 (năm)
- Quay 1 chiều ,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ)
- Chế độ tải : T1 = T , T2 = 0,9 T , t1 = 24 giây, t2 = 45 giây
Thực hiện :
Sinh viên thiết kế
: Nguyễn Văn An
Lớp
: Đ4 CNCK
Giáo viên hướng dẫn : Phạm Hải Trình

SV. Nguyễn Văn An

3


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình


CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN

Chương 1 :

1.1 Chọn động cơ :
1.1.1 Công suất cần thiết :
Pct =

Pt
ηht

Trong đó :
− Pt = 4.5 KW : Công suất trên trục băng tải.
− ηht = ηk .η4ol .η3br .ηx :Hiệu suất của hệ thống truyền động.
§ η k = 0.99
:Hiệu suất truyền động của khớp nối.
§ η ol = 0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.
§ ηbr = 0,96 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng.
§ η x = 0,93 :Hiệu suất truyền động của xích.
ηht = 0.99.0,994.0,962.0, 93 = 0,815
4,5
= 5.52 KW
Vậy Pct =
0,815

1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Số vòng quay của trục công tác trong một phút (băng tải)
Nct= 55 (vg/ph)

nsb= nlv.ut
Với Ut tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động
Ut=Ubr. UX
Tra bảng 2.4 được Ubr=18 ;Ux=3
V: vận tốc băng tải
D : đường kính băng tải
nct=nlv
nsb=55.18.3=2970 (vg)
1.1.3 Chọn động cơ :
Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)]
Kiểu động cơ Công suất Vận
tốc η %
KW
quay v/ph

TMax
Tdn

TK
Tdn

4A100L2Y3

2,2

2,0

5.5

2880


87,5

1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn :
a. Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen
khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy.
Thật vậy :
Tmm TK
<
T
Tdn

SV. Nguyễn Văn An

4


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình
Trong đó

Tmm = Tqt=1,8 T
TK
= 2, 0 (Bảng động cơ đã chọn)
Tdn

b. Kiểm tra điều kiện làm việc :Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua
mômen cho phép của động cơ.
Nghĩa là :

TMaxqtdc ≤ Tdc ; Tdc = ηht .2, 2.T
Mômen cua động cơ :
9550.Pdc 9550.5.5
=
= 18.75 Nm
n dc
2880
⇒ Tdc = 0,815.2, 2.18.75 = 33.63 Nm

T=

Mômen quá tải lớn nhất của động cơ :
9550.Pt
9550.4.5
= 1,8.
= 32.95 Nm
n dc .ηht
2880.0,815
TMaxqtdc ≤ Tdc

TMaxqtdc = K qt .Tcan = K qt .

Vậy :

1.2 Phân phối tỷ số truyền :
Tỷ số truyền chung: uc= nđc/nct = 2880/55 = 52.36
Chọn ung=3 ⇒ uh=52.36/3=17.45
Ta có: uh=u1.u2.
Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm
u1=5.5 ⇒ u2=3.22

⇒ ux=3

1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng :

1.3.1 Tính toán tốc độ quay của trục :

1.3.1.Số vòng quay:
nđc=2922(vòng/phút)

Số vòng quay trên trục I n1=2880(vòng/phut)
n1 2880
=
= 523.63 (vg/ph)
u1
5.5
n
523.63
n3 = 2 =
= 162.62 (vg/ph)
u2
3, 22

Số vòng quay trên trục II n2 =
Số vòng quay trên trục III
SV. Nguyễn Văn An

5


Đồ án cơ sở thiết kế máy


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3.
Pct = 5,5 kW ;
Pct
5.5
=
= 5.97 kW ;
ηol ηxich 0,99.0,93
P
5.97
P2 = 3 =
= 6.28 kW;
ηol ηbr 0,99.0,96
P
6.28
P1 = 2 =
= 6.61 kW;
ηol ηbr 0,99.0,96
P3 =

Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
PI
6.61
Pdc* =
=
= 6.71
ηol ηkhop
0,995.0,99

Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công
suất định mức của động cơ.
1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
Pdc
5.5
= 9,55.106.
= 18237.85 N.mm.
ndc
2880
P
6.61
TI = 9,55.106. 1 = 9, 55.106.
= 21918.57 N.mm.
n1
2880
P
6.28
= 114535 N.mm.
TII = 9,55. 106 . 2 = 9,55.106 .
n2
523.63
P
5.97
TIII = 9,55. 106. 3 = 9,55.106 .
= 350593.4 N.mm.
n3
162.62

Tđc = 9,55. 106.


Pct
5.5
= 9,55.106 .
= 955000 N.mm.
n ct
55
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:

Tct = 9,55. 106.

Trục
Th.số

Động cơ
1

I

II
U1 = 5.5

III
U2= 3,22

Công tác
Ux=3

T.S truyền
P(kW)


6.71

6.61

6.28

5.97

5.5

T(N.mm)

18237.85

21918.57

114535

350593.4

955000

Chương 2 :
SV. Nguyễn Văn An

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
6


Đồ án cơ sở thiết kế máy


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng )
a) Chọn vật liệu cho bộ truyền :
Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Spur Gear . Ta chọn tab
Calculation chọn vật liệu Carbon cast steel cho bộ truyền

Hình 2.1 : Tính chất của vật liệu
+ Giới hạn mỏi tiếp xúc σHlim = 1140MPa
+ Giới hạn mỏi uốn σFlim = 390 MPa
+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa
b) Xác định các thông số hình học của bộ truyền :
Chọn tab Design ta sẽ chọn hướng thiết kế ( Design Guide ) là cho tỷ số truyền và
khoảng cách trục và tính ra modul và số răng ( Module and Number of Teeth ) , và nhập
các số liệu đầu vào :
– Tỷ số truyền (Desired Gear Ratio ) = 6 ul cho bộ truyền cấp nhanh
– Ta chọn khoảng cách trục thiết kế sẽ là 120,67 mm
– Góc áp lực ( Pressure Angle ) = 20 deg
– Góc nghiêng răng ( Helix Angle ) = 10 deg
– Bề rộng bánh răng ( Facewidth ) = 35 mm
Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự động tính cho ta các thông số của bộ truyền :
– Modul m =1.5mm
– Số răng trên bánh nhỏ z1 = 22 ul
– Số răng trên bánh lớn z2 = 135 ul
– Tổng hệ số dịch chỉnh ( Total Unit Correction ) = 0,2178 ul (Đường kính vòng cơ
sở nhỏ hơn vòng chân răng )
– Đường kính vòng cơ sở :
+ Bánh răng nhỏ db1 = 28742 mm
+ Bánh răng lớn db2 = 161273 mm

– Đường kính vòng lăn :
+ Bánh răng nhỏ d1 = 31.177 mm

SV. Nguyễn Văn An

7


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình
+ Bánh răng lớn d2 = 174.937 mm
– Đường kính vòng đỉnh :
+ Bánh răng nhỏ da1 = 34.177 mm
+ Bánh răng lớn da2 = 177.823 mm
– Đường kính vòng chân răng :
+ Bánh răng nhỏ df1 = 27.427 mm
+ Bánh răng lớn df2 = 171.037 mm

Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào
tỉ số truyền của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 5.5, nhập
góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 30° . Ta chuyển sang phần calculation
và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục I:
P1 = 6.61 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 = 2880(vg/ph), Efficiency (hiệu
suất) bộ truyền bánh răng:

br=0,96.

Chọn vật liệu thiết kế bộ truyền trong mục


Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với
SV. Nguyễn Văn An

8


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất
tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là: бH1lim = 1140(Mpa), = (Mpa). σFlim = 390
MPa (Mpa). Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000(hr):

Hình 2.2 : Các thông số của hình học của bộ truyền

Hình 2.3 : Các thông số kích thước răng
– Chiều cao đầu răng a* = 1 ul
– Khe hở c* = 0,25 ul
– Cung lượn chân răng rf* = 0,35 ul

Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết
kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu
chuẩn ISO số 1328, năm1997).

c) Tính toán tải trọng :
Chọn tab Calculation và chọn hướng tính toán ( Type of Load Calculation )
Power, Speed → Torque. Rồi nhập các thông số đầu vào :
– Công suất Trực I ( Power ) P = 6.61 kW
– Số vòng quay I ( Speed ) n = 2880 rpm


SV. Nguyễn Văn An

9


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

– Hiệu suất của bộ truyền η = 0,960 ul
Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự tính cho ta Momen xoắn cũng như công suất và số
vòn quay của trục II :

Hình 2.4 : Tải trọng của bộ truyền
Sau khi khai thác kết quả đầy đủ thì ta sẽ được :

Bảng 2.1 : Lực tác dụng lên bộ truyền

– Lực hướng tâm Fr = 589.042N
– Lực vòng Ft = 1406.752N
– Lực dọc trục Fa = 812N
– Lực cắt chân răng Fn = 1727.521N
d) . Tính kiểm nghiệm bền cho bộ truyền :

Vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền:

SV. Nguyễn Văn An

10



GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

– Tuổi thọ Lh 24000 hr
– Hệ số tải trọng với bộ truyền làm việc có va đập nhẹ nên ta chọn KA = 1,20 ul
– Hệ số nhám ZR = 0.95
– Hệ số kích thước ZX = 1
– Hệ số độ cứng làm việc ZW = 1
– Hệ số tải trọng chuyển đổi, với chu kỳ mỏi tuần hoàn nên ta chọn YA = 1
– Hệ số sản sinh công nghệ YT = 1 ( Đánh bóng bằng bi thép )
– Hệ số kích thước YX = 1 ( Thép tôi bề mặt )

Sau đó nhấn Calculate thì máy sẽ tự động kiểm bền cho bộ truyền
Khai thác kết quả :

SV. Nguyễn Văn An

11


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Bảng 2.2 : Kết quả kiểm bền.

SV. Nguyễn Văn An


12


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Trong đó :
SH – Hệ số an toàn ăn mòn
SF – Hệ số an toàn đứt răng
SHst – Hệ số an toàn tĩnh tiếp xúc
SFst – Hệ số an toàn tĩnh tại góc uốn
Với Check calculation cho kết quả là Positive nên ta có thể kết luận là bộ truyền thiết
kế đủ điệu kiện bền trong quá trình làm việc.
Sau khi tính toán kết thúc ta sẽ chọn ok và kết quả là ta được bộ truyền bánh răng
nghiêng như hình dưới :

SV. Nguyễn Văn An

13


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.6 : Mô phỏng bộ truyền bánh răng cấp nhanh.

e). Bảng thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng

Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như
Sau :
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Tỉ số truyền
i
5.5
Modul
m
1.5 mm
Góc nghiêng răng
β
30 deg
Góc áp lực
α
20 deg
Khoảng cách trục
aw
103
Bước răng
P
14,137 mm
Z1
18
Số răng
Z2
101

SV. Nguyễn Văn An


14


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình
Đường kính vòng lăn
Đường kính vòng đỉnh răng
Đường kính vòng chân răng
Công suất
Tốc độ vòng quay
Momen xoắn lên trục
Lực vòng
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

d1
d2
da1
da2
df1
df2
P1
P2
n1
n2
T1
T2
Ft

Fr
Fa

d1 = 31.177 mm
d2 = 174.937 mm
da1
da2
df1
df2

=
=
=
=

34.177 mm
177.823 mm
27.427 mm
171.037 mm
6.61 kW
6.346 kW
2882 vg/ph
513 vg/ph
21.917 N m
118 Nm
1406 N
589 N
812 N

Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng


2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ thẳng )
Sau khi khởi động inventor ta vào môi trường Assemble, sau đó vào Modul Design Acclerator
ta chọn Spur gears (tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng), ta có giao diện như sau:

Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào tỉ số truyền
của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u1= 3,22, nhập góc nghiêng của răng ở
mục Helic Angle β = 0° . Ta chuyển sang phần calculation và nhập các thông số của bộ truyền trong
phần Load: Power (công suất) trên trục II: P2 = 6.28 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n1 =

SV. Nguyễn Văn An

15


Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình

523.63(vg/ph), Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng:

br=0,96.

Chọn vật liệu thiết kế bộ

truyền trong mục Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO),
với bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho
phép của bánh răng 1 và 2 là:

+ Giới hạn mỏi tiếp xúc σHlim = 1140MPa

+ Giới hạn mỏi uốn σFlim = 390 MPa
+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa
. Số giờ làm việc của hệ dẫn động Lh = 24000h

Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây
ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328,
năm1997).

SV. Nguyễn Văn An

16


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Nhấn ok.
Tiếp tục chọn vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền:
KHv = 1.1 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính theo công thức
6.41 [1]
KHβ = 1,12 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tr theo bảng
6.7 [1]
KHα = 1.09 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
Zε = 0,867 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo công thức 6.36c [1]
ZR = 0,95 – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 2,5….1,25(μm)
Zv = 0.95 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, theo [1] được xác định theo công thức
Zv = 0,85v0,1
Ysa = 1,02 – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, theo [1] được xác định
theo công thức Ys = 1,08 – 0,0695ln(m), với m = 2

Yβ = 1 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, theo [1] được xác định như sau Yβ = 1Yε = 0,573 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo [1] được xác định theo công thức
, với là hệ số trùng khớp ngang được xác định theo công thức 6.38a
Còn các hệ số còn lại lấy theo mặc định như sau:

SV. Nguyễn Văn An

Yε =

17


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Nhấn ok
Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cho bộ truyền ta chuyển sang tab Calculation nhấn
chọn Calculate. Sau đó chọn Check Calculation và quay lại tab Design để thực hiện các bước thiết
kế bộ truyền.Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) ta nhập khoảng cách trục là 162 (mm),
trong mục Number of Teeth chọn số răng bánh 1 và 2 là Z1 = 31(răng), Z2 = 100 (răng), trong mục
Facewith (chiều rộng vành răng) ta chọn 48(mm), trong mục Unit Correction (nhập hệ số dịch
chỉnh răng) ta nhập x1 = 0.3396, trong mục Pressure Angle (góc áp lực) ta lấy theo tiêu chuẩn α =
20°, các thông số còn lại giữ nguyên. Sau khi nhập xong các thông số ta chọn Calculate (tính toán)
ta tính được các giá trị sau:
Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là x2 = 0.3396(ul), tổng hệ số dịch chỉnh của hai bánh răng (Total
Unit Correction) là 0 (ul).
Chọn Preview để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền:

SV. Nguyễn Văn An


18


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Sau đó nhấp ok ta được bộ truyền bánh răng cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng như
sau:

SV. Nguyễn Văn An

19


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như
Sau :
Thông số
Kí hiệu
Giá trị
Tỉ số truyền
i
3.22
Modul
m

2.4mm
Góc nghiêng răng
β
0deg
Góc áp lực
α
20 deg
Khoảng cách trục
aw
158
Bước răng
P
14,137 mm
Z1
31
Số răng
Z2
101
d1
nt
Đường kính vòng lăn
d2
nt
Đường kính vòng đỉnh răng
da1
nt

SV. Nguyễn Văn An

20



Đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đường kính vòng chân răng
Công suất
Tốc độ vòng quay
Momen xoắn lên trục
Lực vòng
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

da2
df1
df2
P1
P2
n1
n2
T1
T2
Ft
Fr
Fa

nt
nt
nt

6.28 kW
6.029 kW
523.63 vg/ph
162.33 vg/ph
114.527 N m
354 Nm
3063 N
1162 N
0N

2.3. Thiết kế bộ truyền xích
2.3.1. Chọn loại xích
Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Roller chains. Ta chọn loại
xích theo tiêu chuẩn ISO 606 : 2004 của Mỹ , với bước xích p = 25.4 mm

Hình 2.13 : tiêu chuẩn xích

2.3.2. Tính toán các thông số cớ bản của bộ truyền ( tab Design )
Với bộ truyền và tải trọng làm việc của bộ truyền có va đập nên ta sẽ chọn số dãy xích là 3

a. Xác định số răng trên đĩa nhỏ : Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không
đều, động năng va đập càng lớn và xích càng bị mòn nhanh. Nên ta cần phải đảm bảo số
răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn zmin (với xích con lăn thì zmin =27-29) Ta sẽ chọn số
răng là 27. Vào tab Roller sprocket 1 và nhập vào mục teeth là 27ul và sau đó ta chọn ok,
sau khi máy tính toán ta sẽ có các thông số của đĩa xích nhỏ như hình dưới :

SV. Nguyễn Văn An

21



GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.14 : Thông số hình học cử đĩa xích nhỏ.
– Số răng z1 = 27 ul
– Đường kính vòng lăn Dp = 273.488mm
– Đường kính vòng đỉnh răng Da = 290 mm
– Đường kính vòng chân răng Df = 254 mm
– Chiều cao đỉnh răng ha = 9.525mm
– Góc lượn đỉnh răng re = 66 mm
– Góc lượn chân răng ri = 9.6nn
– Số dãy xích k = 3 ul
b. Xác định số răng trên đĩa lớn : Vào tab Roller sprocket 2 chọn hướng thiết kế
( design guide ) và chọn theo hướng xác định số răng từ tỉ số ( transmission raito )
và nhập vào mục Ratio 3 ul ( ux = 3), sau khi nhập thì ta sẽ xác định được số răng trên đĩa
xích lớn là 81 , và cuối cùng ta chọn ok

SV. Nguyễn Văn An

22


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.15 : Thông số của đĩa xích lớn
– Số răng z2 = 81 ul

– Đường kính vòng lăn Dp = 818mm
– Đường kính vòng đỉnh răng Da = 837 mm
– Đường kính vòng chân răng Df = 799 mm
– Chiều cao đỉnh răng ha = 9.5mm
– Góc lượn đỉnh răng re = 189 mm
– Góc lượn chân răng ri = 9.6mm
– Số dãy xích k = 3 ul
c. Xác định số mắt xích : ở mục Chain Options ta sẽ luôn chọn Even Only ( chỉ lấy số
chẵn ) , Với khoảng cách trục đã chọn thì máy sẽ tính cho ta số mắt xích là 136 :

SV. Nguyễn Văn An

23


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình 2.16 : Thông số của dây xích thiết kế
Kết quả cuối cùng là ta sẽ có được thông số hình học của bộ truyền :

SV. Nguyễn Văn An

24


GVHD ThS. Phạm Hải Trình

Đồ án cơ sở thiết kế máy


Hình 2.17 : Thông số hình học cơ bản của bộ truyền

2.3.3. Tính toán tải trọng của bộ truyền xích ( tab calculation )
Chọn hướng thiết kế : cho công suất và số vòng quay tính ra moment soắn
( Power, Speed → Torque )
– Số liệu đầu vào : – Công suất P = 5.403 kW
– Số vòng quay n = 185.52 ( vg/ph)
– hiệu suất η = 0,93 ul
– Tuổi thọ Lh = 29200 ( giờ )
Ta nhấn nứt Calculate và máy sẽ tự tính cho ta và kết quả thu được :
Đĩa xích 1 :
– Số răng z = 27
– Công suất P = 5.97 kW
– Momen xoắn lên trục T = 351.2196 Nm
– Số vòng quay n = 162.32 (vg/ph)
– Lức tác dụng lên trục Fr = 2681 N

SV. Nguyễn Văn An

25


×