Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải của một phân xưởng cơ khí, đại học công nghệ GTVT

Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Đề bài: số 07
Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải của một phân xưởng cơ
khí:
Đai-

STT HGT
39

xích
1

2

P(N)

V(m/s)

Số ca

4600

1,4

1

Thời
hạn(năm)

8

D

5

4

T1
T2

3

T3
2

t1

1

t2

t3

Sơ đồ tải trọng
1- Động cơ điện; 2- xích; 3- hộp giảm tốc; 4- khớp nối; 5băng tải
Chế độ tải: Một ca làm việc
T1 = T

; T =0,9 T ; T =0,7 T ; t =15s ; t =4s ; t =20s

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

2

1

1

1

1

1


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

PHẦN I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ
KHÍ
1. Chọn động cơ điện:
1.1. Chọn kiểu loại động cơ.
Để thuận tiện và phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn
động cơ điện xoay chiều. Cụ thể hơn ta chọn loại động cơ điện
ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc với ưu điểm: đơn giản, dễ
bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trục tiếp
vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.

1.2. Chọn công suất động cơ.
Công suất cần thiết trên trục động cơ là :
Pct =

*

Pt

: Trị số

Pt

Pt
η

[kw]

được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc

của động cơ và tải trọng.
Trường hợp băng băng làm việc tải trọng không đổi :
Pt = Plv =

P.v
1000

[kw]

Trong đó:
-

Plv :

Công suất làm viêc của động cơ.

-

P:

Lực kéo băng tải (N).

-

v

: vận tốc băng tải (m/s).

Thay số :
Plv =

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

4600.1
= 4,6
1000

[kw]
2

Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Trường hợp băng tải làm việc tải trọng thay đổi nên ta có
công suất tương đương:
Pt = Ptđ =

T12 .t1 + T22 .t2 + T32 .t3
t1 + t2 + t3
2

2

T 
T 
t1 +  2  .t 2 +  3  .t3
 T1 
 T1 
= T1
t1 + t 2 + t3
2

= Plv

2

T 
T 

t1 +  2  .t2 +  3  .t3
 T1 
 T1 
t1 + t2 + t3

Thay số:
15 + ( 0,9 ) .45 + ( 0,7 ) .20
= 4,05
15 + 45 + 20
2

Ptđ = 4,6

2

[kw]

* η : Hiệu suất chung của bộ truyền.
η = η d .ηbr 2 .η 5 ol .η kn

- ηx =0,95 : Hiệu suất của bộ truyền đai để hở.
- ηbr =0,96 : Hiệu suất của bộ truyền động bánh răng trụ.
- ηol=0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
- ηkn=1 : Hiệu suất của khớp nối.
Khi đó hiệu suất chung của bộ truyền là :
ηt =0,95.(0,96)2.(0,99)5 .1=0,83
Vậy khi đó công suất cần thiết trên trục động cơ là :
Pct =

4,05

= 4,87
0,83

[kw]

1.3. Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ.
* Số vòng quay của băng tải khi làm việc:
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

3


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải
nct =

Đồ án Chi Tiết Máy

60.10 3..v

∏

[v/p]

D

Trong đó:
- D=320: Đường kính tang dẫn của băng tải (mm).
-

v

: Vận tốc vòng của băng tải (m/s).

Thay số:
nct =

60.10 3..1
= 59,71
3,14.320

[v/p]

* Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

nsb =nct . nhgt . nd = 59,71 . 20 . 2,9 = 3463,18 (V/P)
trong đó iđ: tỷ số truyền của đai thang

ihgt: tỷ số truyền của bộ hộp giảm tốc
iđ= 2,9; ihgt= 20
1.4. Chọn động cơ thực tế.
Động cơ chọn phải thỏa mãn :
• Pđm ≥
• nđb ≈

Pt

nct

Tra bảng động cơ với các số liệu đã tính • Pct=4,87 [kw]

• nđb =1970,43

[v/p]

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb =2600 [v/p]
Ta chọn được loại động cơ K112M2
với các thông số:
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

• Pct

=10.37 [nđb =2600 [v/p]
4


Trng H Cụng Ngh Giao Thụng Vn Ti

ỏn Chi Tit Mỏy

1.5. Kim tra iu kin m mỏy, iu kin quỏ ti cho
ng c
Điều kiện mở máy theo đề ra ta có :
Tmm
T
= 1,4 < 2 = k
Tdn
Tdn

Động cơ đã thoả mãn điều kiện mở máy,còn điều kiện về

quá tải coi nh đã thoả mãn.
Vậy động cơ đã chọn là phù hợp.
2. Phõn phi t s truyn:
T s truyn chung:
ut =

nb 2600
=
= 33,24
nct 78,23

M

ut = ux.uh

Vi

ux l t s truyn ca xớch
uh l t s truyn ca hp gim tc
Chn ux=2.2 =>

uh =

ut 35,75
=
= 16,25
ux
2,2

Chn u1 =2 u2 =3.3

3. Tớnh toỏn cỏc thụng s trờn cỏc trc :
3.1. Tớnh cụng sut trờn cỏc trc.
Plv

P3 =

n

=

9,6
= 9,7
0,99.1

=

9,7
= 10,21
0,99.0,96

kw

=

10,21
= 10,74
0.99.0,96

kw

1capobi kn

P2 =

P3
n

1capobi br

P1 =

P2
n

1capobi br

SV: Trn Cụng Huy
Lp 65DLOTO21

kw

5


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

3.2. Tính số vòng quuay trên các trục.
ndc

n1 = u
n2 =

=

x

2600
= 1181,82
2,2

v/p

n1 1181,82
=
= 358,13
u1
3,3
n2

n3 = u

2

=

358,13
= 148,13
2,6

v/p

v/p

3.3. Tính Mô men xoắn trên các trục.
T1 = 9,55.10

6

T2 = 9,55.10

6

T3 = 9,55.10

6

Tdc= 9,55.10

6

P1
10,74
= 9,55.106
= 86787,32
n1
1181,82

Nmm

P2
20,21
= 9,55.106
= 538925,81
n2
358,13

Nmm

P3
9,7
= 9,55.106
= 625362,86
n3
148,13

Nmm

Pct
10,37
= 9,55.106
= 38089,81
nđb
2600

Nmm

3.4. Lập bảng kết quả.

Trục
Thông số
Tỷ số truyền
Công suất
(kW)
Số vòng quay
(vg/ph)
Mômen T
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

Động

1

2

3

cơ
2,2

3

3,3

10,37

10,74

10,21

9,7

2600

1181,82

358,13

148,13

38089,8 86787,3 538925, 625362,
6


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

(Nmm)

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

1

2

Đồ án Chi Tiết Máy

86

86

7


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

PHẦN II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT CHUYỂN ĐỘNG
1. Thiết kế bộ truyền xích :
1.1. Chọn loại xích.
Ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn
một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ
bền mòn cao. Do bộ truyền tải không lớn ta chọn loại xích
này.
2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19
Với uxích = 2,2 ⇒ z1 = 29 - 2. 2,2 = 24.6 >19
Vậy:
z1 = 25 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 ≤ zmax
Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 3. 25
= 75 (răng)
b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản

lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền
xích được viết dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn ≤ [P]
Trong đó: Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 5,38kW;
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 =
200 vòng/phút, bước xích
p = 50,8 (mm), theo bảng 5. 5
- tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 48,81 (KW);
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

8


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

kz - Hệ số răng ; kz =

Đồ án Chi Tiết Máy
z 01
z1

kn - Hệ số vòng quay; K

n

=
=

25
23

=1

n01
200
=
= 1,35
n3 148,13

Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82
- TTTKHDĐCK tập 1,với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền,
k0 = 1,25 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường
nằm ngang là 65o >60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách
trục và chiều dài xích;
với a = (30…50)p, ta có: ka = 1;
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh
lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta
có: kđc = 1,25;
kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với
trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn
bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng
vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2;
kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền;

với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
Từ (II -20) ta tính được: k = 1,25. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 3
Từ (II -19) ta tính được: Pt = 5,38. 3. 1. 2,9 = 46,81 (KW)
⇒ Pt = 46,81 KW < [P] = 48,81 KW

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

9


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Với bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 TTTKHDĐCK tập 1, điều kiện p mãn.với số vòng quay max la 300vg/ph
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40. 50,8 = 2032 (mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x=
⇒ x=

2a
p

z1 + z 2
2

+

2.2032
50,8

+

+

25 + 50
2

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

+

(50 − 25) 2 .50,8
4.3,142.2032

= 117,89

Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 118, tính lại khoảng cách trục
theo công thức:
a =
*
w2

2

 ( z 2 − z1 )  

2
0,25.p  xc − 0,5( z 2 + z1 ) + [ xc − 0,5( z 2 + z1 )] − 2 π  



Theo đó, ta tính được:
a = 0,25.50,8
*
w2

2

 (50 − 25)  

2
118
−
0,5
50
+
25
+
[118
−
0,5(50
+
25)]
−
2
(

)

 3,14  

 


⇒ a =2034,65 = 2035 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách
trục đi một lượng:
∆a = (0,002…0,004)a , ta chọn ∆a = 0,003a ≈ 6(mm)
⇒ aw2 = a - ∆a = 2035 -6 = 2029 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
*
w2

*
w2

*
w2

*
w2

i=

z1.n2
<[i ]
15.xc

⇒

i=

25.385,13
= 5,06
15.118

Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 15;
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

10


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

⇒ i = 5,06 < [i] = 15, sự va đập của các mắt xích
vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má
xích.
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường
xuyên chịu tả trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải
theo hệ số an toàn:
s=

Q
k d .Ft + F0 + Fv

≥ [s]

Trong đó:
Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
Q = 226,8 kN = 226800 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 tr78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: q = 9,7 kg;
kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82
- TTTKHDĐCK tập 1, với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1,2;
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
z1. p.n2
60.103
25.50,8.358,13
V=
= 7,58
60.103

V=

⇒

(m/s)

Ft - Lực vòng trên đĩa xích:
Ft =

1000. p2 1000.10,21
=
= 5105
v
2

(N)

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
Fv = 9,7. (2)2 = 38,8 (N)
F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

11


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

F0 = 9,81. kf. q. a
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và
vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015.
2029= 30,44 (mm);
kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một
góc trên 40o so với phương nằm ngang;
do đó: F0 = 9,81. 2. 9,7. 2,029 = 386,15 (N)

Từ đó, ta tính được: s =

226800
1, 2.1868, 06 + 386,15 + 80, 46

= 84,3

Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n1 = 135,97
vòng/phút, ta có: [s] = 8,3
⇒ s = 84,3 > [s] = 8,3 ; bộ truyền xích đảm bảo
đủ bền.
d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14
-4b - tr20 - TTTKHDĐCK tập 2, ta xác định được các thông
số sau:
• Đường kính vòng chia d1 và d2:
d1 =

p
π 
sin  
 z1 

d2 =

p
π
sin 
 z2

=

50,8
 180o 
sin 
÷
 25 

= 405,3 (mm)

=

50,8
 180o 
sin 
÷
 50 

= 809,04 (mm)

Ta lấy d1 = 405

(mm)




Ta lấy d2 =

809 (mm)

• Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 50,8. [0,5 + cotg(180o/25)] =
427,52 (mm)
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

12


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Ta lấy da1 = 428 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 50,8. [0,5 + cotg(180o/50)] =
832,84 (mm)
Ta lấy da2 = 833 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
df1 = d1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác
định theo công thức:
r = 0,5025.dl + 0,05
với dl = 28,58 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK
tập 1.
Nên

r = 0,5025.28,58 + 0,05 = 14,41 (mm)

do đó: df1 = 428 - 2. 14,41 = 399,18 (mm) , ta lấy df1 = 399
(mm)
df2 = 833 - 2. 14,41 = 804,18 (mm) , ta lấy df2 = 804

(mm)
∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm
điều kiện:
σH = 0,47.

k r ( Ft K d + Fvd ).E
A.k d

≤ [σH]

Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 tr 86 - TTTKHDĐCK tập 1;
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

13


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 5105 (N)
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo
công thức:
Fvd = 13. 10-7. n2. p3. m
=>
Fvd1 = 13. 10-7. 358,13. (50,8)3. 1 = 61,03 (N)
kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho
các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy);

Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 (tải trọng va
đập nhẹ);
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,
phụ thuộc vào z (tr 87- TTTKHDĐCK tập 1, với z1 = 25 ⇒
kr1 = 0,4;
E=

2 E1 .E 2
E1 + E 2

- Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là

mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E =
2,1. 105 MPa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5.
12 - tr 87 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 645 (mm2);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
- Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:
σH1 = 0,47.

0, 4 ( 1868, 06.1, 2 + 2, 72 ) .2,1.105
645.1

= 401,77

(MPa)
- Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z2 = 50 ⇒ kr2 = 0,24;
Fvd2 = 13. 10-7. n3. p3. m = 13. 10-7. 148,13.
(50,8)3. 1 = 25,25 (N)

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

14


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

σH2 = 0,47.

0, 24 ( 1868, 06.1, 2 + 11,59 ) .2,1.105
645.1

Đồ án Chi Tiết Máy

= 197,21 (MPa)

Như vậy: σH1 = 401,77 MPa < [σH] = 600 MPa ; σH2 = 197,21
MPa < [σH] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C× 24
-44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số
răng lớn z2 = 50 > 50 và vận tốc xích v = 2,88 m/s < 3 m/s) đạt
độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng
của hai đĩa xích.
e. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích

Lực tác dụng lên xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động
F2:

F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 =
Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:
Fr = kx. Ft
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

15


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích;
với kx = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1868,06 (N);
 Fr = 1,05. 1868,06 = 1961,46 (N)

d
df
da

b

Hình vẽ mặt cắt xích
Bảng thông số bộ truyền xích
Các đại lượng
Thông số
Khoảng cách trục

a = 2029 mm
Số răng đĩa chủ động
z1 = 25
Số răng đĩa bị động
z2 = 75
Tỷ số truyền
uxích = 2,2
Số mắt của dây xích
x = 118
Đường kính vòng chia của đĩa
Chủ động: d1 = 405 mm
Bị động: d2 = 809 mm
xích
Đường kính vòng đỉnh của đĩa
Chủ động: da1 =428 mm
Bị động: da2 =833 mm
xích
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

16


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Đường kính vòng chân răng
của đĩa xích
Bề rộng của răng đĩa xích

(không lớn hơn)
Bước xích

Chủ động: df1 = 399 mm
Bị động: df2 = 804 mm
B = 31,75 mm
p = 50,8 mm

2. Thiết kế bộ truyền bánh răng ( trục vit – bánh vít ) cấp
nhanh.
a ) Khoảng cách trục :
T1 .K Hβ

aw1 = Ka (u1 +1) [σ ]
3

2

H

u1ψ ba

Chọn ψ =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng thẳng Ka =49,5
ψbd =0,53.ψba (u1 + 1) = 0,53.0,3.( 3,3 + 1 )=0,6837
⇒ KHβ =1,07(Tra bảng 6.7 TL [1])
Vậy:

aw1 = 49,5(3,3+1)

3

95727,6.1,07
= 145 mm
572,732.3,3.0,3

b ) xác định môđun :
m =(0,01 ÷0,02)aw=(0,01÷0,02)145 = 1,45…2,9
Chọn m = 2,5 ; β =00 (do bánh răng trụ răng thẳng)
Số răng bánh nhỏ là :
Z1 =

2.aw1. cos β
m( u1 + 1)

=

2.145. cos 00
= 26,9
2,5.(3,3 + 1)

Lấy Z1 = 25 răng
⇒ Z2 =u1. Z1 = 3.25 = 75 răng
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

17


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Lấy Z2 =75 răng
Z2

=

Tỉ số truyền thực u1 = Z

1

75
=3
25

Tính lại khoảng cách trục
aw1 =

m( Z1 + Z 2 ) 2,5.(27 + 89)
=
= 145
2
2

mm

Xác định hệ số dịch chỉnh:
y = aw1/m – 0,5(z1 + z2) = 145/2,5 - 0,5(27+89) = 0
Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh ⇒ ky =0 ; xt = 0

Góc ăn khớp
cos α =
tw

Z1 + Z 2
2.a w

m.cos α =
tw

27 + 89
0
2,5.cos20
2.145

⇒ cos α = 0.9396;
tw

α tw =200

c ) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σH =ZM.ZH.Zε

2T1 K H (u1 + 1)

bw1.u1.d12

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
ZM =274 MPa (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

ZH =

2 cos β b

sin 2α tw

βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb =cosαt .tgβ1 = cos200.tg0 ⇒βb =00
ZH =

2 cos 00

sin 2.200

=1,76

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Zε ; bw1 = ψ.aw1
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

18


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải
bw1.sin β1

Với εβ =
⇒ Zε =
Với :

4 − εα

π .m =

0,3.145. sin 0

Đồ án Chi Tiết Máy

π .2 >1

3

[

(

)]

ε α = 1,88 − 3,2 1 Z + 1 Z  cos β1 = 1,88 − 3,2 1 27 + 189 cos 0 0 = 1,72
1
2 



Vậy : Zε =

4 − εα

3

=

4 − 1,72

3

= 0,871

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH
KH =KHβ.KHα.KHv
KHβ =1,07
KHα - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
π .d w1 .n1
60000

Với : v1 =
⇒ v1 =

2.aw1 2.145
=
= 72,5mm
+1 3 +1
1

với dw1 = ZH = u

3,14.72,5.1181,82
= 4,48
60000

m/s

Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 8
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHα =1 ;KFα =1,27
KHv = 1+

ν h .bw1 .d w1
2.T1 .K Hβ .K Hα

δH : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bằng
6.15. Chọn δH =0,004
g0 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng tra bảng 6.16 .
Chọn g0= 56
ZH = δ

H

.g 0 .v.

aw

u1

= 0,004.56.3,25. 145

3,3

= 4,82

Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp : KHv
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

19


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

KHv = 1+

Đồ án Chi Tiết Máy

3,25.0,3.145.67,44
= 1,04
2.95727,6.1,07.1

Vậy : KH =KHβ.KHα.KHv = 1,07.1.1,04 = 1,1

Vậy : σH = ZM.ZH.Zε

2T1 K H (u1 + 1)

bw1 .u1 .d12

2.95727,6.1,1(3,3 + 1)

= 274.1,76.0,871

0,3.145.3,3.67,44 2

= 494,68 MPa

σH < [σH ]2 =572,73Mpa
Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc.
Chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dày răng:
2

bw1 =ψ.aw1 σ H [σ H ]  = 0,3.145. 494,68 572,73  = 32mm
2

d ) Kiểm nghiệm về độ bền uốn
σ F 1 = 2T1.K F .Yε .YF 1 b .d .m
w w

Hệ số kể đến sự trùng khớp răng
Yε = 1

εα

với

ε α = 1,72 ⇒ Yε = 11,72 = 0,58

YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1 và 2
Z V 1 = Z1
ZV 2 = Z 2

cos 3 β 1
cos 3 β1

= 27
= 89

Tra bảng 6.18 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x=0 ta được
YF1 =3,9
YF2 =3,61
Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF =KFβ.KFαKFν
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

20


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

KFβ = 1,17 ( tra bảng 6.7 TL[1] )
KFα =1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
KFν : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K Fν = 1 +

ν F .b w .d w
2.T1 .K Fβ .K Hα

v F = δ F .g 0 .v. aw
K Fv = 1 +

u1

= 0,011.56.3,25. 145

3,3

= 13,27

13,27.0,3.145.67,44
= 1,17
2.95727,6.1,17.1

⇒ KF = 1,17.1.1,17 = 1,3689
σ F 1 = 2T1.K F .Yε .YF 1 b .d .m = 2.95727,6.1,3689.0,58.3,9 0,3.145.67,44.2,5 = 80,8MPa
w1 w

σF1 < [σF]1 =288 Mpa
σF2 = σ

F1

YF 1

YF 2

= 80,8 3,9

3,61

= 87,29 MPa

σF1 < [σF]2 =337,14 MPa
e ) Kiểm nghiệm về độ quá tải
Kqt =2,2
⇒ σHmax

= σ H K qt = 494,68. 2,2 = 733,7 <

[σH]max =1624Mpa

σFmax =σF1 .Kqt =80,8.2,2 = 177,76 < [σ]Fmax =464Mpa
f ) Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh
Khoảng cách trục
Khoảng

cách aw1 = 145 mm

trục
Mô đun
m = 2,5
Góc nghiêng β = 0
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

21


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

răng

Hệ số

Đồ án Chi Tiết Máy

dịch x1 =x2 = 0

chỉnh
Tỷ số truyền
u1 = 3
Đường
kính d1 = m.Z cos β = 2,5.27 cos 0 = 67,5 mm
vòng chia
m.Z
= 2,5.89
= 222,5 mm
d2 =
cos β
cos 0
Đường
kính da1 =d1 + 2.m=67,5 + 2.2,5= 72,5 mm
1

2

đỉnh răng
da2 =d2 + 2.m=222,5 + 2.2,5= 227,5 mm
Đường
kính df1 =d1 - 2,5.m=67,5 – 2,5.2,5= 61,25 mm
chân răng
df2 =d2 - 2,5.m=222,5 – 2,5.2,5= 216,25 mm

Chiều
rộng bw1 = 32
vành răng
3. Thiết kế bộ truyền bánh răng ( trục vit – bánh vít ) cấp
chậm.
a) Khoảng cách trục :
T2 .K Hβ

aw2 = Ka (u2 +1) [σ ] u ψ
3

2

H

2

Chọn ψ =0,4 (Bảng 6.6 –TL[1])
Bánh răng thẳng Ka =49,5
ψbd =0,53.ψ (u2 + 1) = 0,53.0,4.( 2,6 + 1 )=0,7632
⇒ KHβ =1,12(Tra bảng 6.7 TL [1])
Vậy:

aw2 = 49,5(2,6+1)

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

3

300230,6.1,12
= 177 mm
572,732.2,6.0,4

22


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

b ) xác định môđun :
m =(0,01 ÷0,02)aw2=(0,01÷0,02)177 = 1,77…3,54
Chọn m = 2,5 ; β =00 (do bánh răng trụ răng thẳng)
Số răng bánh nhỏ là :
Z3 =

2.aw 2. cos β
m( u1 + 1)

=

2.177. cos 00
= 39,3
2,5.(2,6 + 1)

Lấy Z3 = 39 răng
⇒ Z4 =u2. Z3 = 2,6.39 = 101,4 răng
Lấy Z2 =102 răng
Z4

Tỉ số truyền thực u2 = Z

3

=

102
= 2,6
39

Tính lại khoảng cách trục
aw2 =

m( Z 3 + Z 4 ) 2,5.(39 + 102)
=
= 177
2
2

mm

Xác định hệ số dịch chỉnh:
y = aw2/m – 0,5(z3 + z4) = 177/2,5 - 0,5(39+102) = 0,3
Hệ số : ky = 1000y/zt =1000.0,3/(39+102) = 2,1
Theo bảng 6.10a , tra được kx = 0,032
Hệ số giảm dính răng Δy = k xzt/1000 = 2,1.(39+102)/1000 =
0,2961
Tổng số dịch chỉnh : xt = y + Δy =0,3 + 0,2961=0,5961
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh tính theo:

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

23


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

x3 = 0,5(xt – (z4 - z3)y/zt)= 0,5(0,5961 – (102 – 39)0,3/70,5)
=0,164
x4 = xt - x3 =0,5961 - 0,164 = 0,432
Góc ăn khớp
cos α =
tw 2

Z3 + Z 4
2.aw 2

m.cos α =
tw

39 + 102
2,5.cos200
2.177

⇒ cos α

tw 2

= 0.9357;

α tw 2 =20,60

c ) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
σH =ZM.ZH.Zε

2T2 K H (u2 + 1)

bw 2 .u2 .d w2 2

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp:
ZM =274 MPa (tra bảng 6.5 TL [1])
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =

2 cos β b

sin 2α tw

βb – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβb =cosαt .tgβ1 = cos20,60.tg0 ⇒βb =00
ZH =

2 cos 00

sin 2.20,60

=1,742

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Zε ; bw2 = ψ.aw2
Với εβ =
⇒ Zε =
Với :

bw 2 . sin β 2
4 − εα

π .m =

0,4.177. sin 0

π .2 >1

3

[

(

)]

ε α = 1,88 − 3,2 1 Z + 1 Z  cos β 2 = 1,88 − 3,2 139 + 1102 cos 00 = 1,766

1
2 


Vậy : Zε =

4 − εα

SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

3

=

4 − 1,766

3

=0,863
24


Trường ĐH Công Nghệ Giao Thông Vận Tải

Đồ án Chi Tiết Máy

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :KH
KH =KHβ.KHα.KHv
KHβ =1,12
KHα - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp
π .d w 2 .n2
60000

Với : v2 =
⇒ v2 =

2.aw 2 2.177
=
= 98,3mm
2,6 + 1
2 +1

với dw2 = ZH = u

3,14.98,3.358,13
= 1,84
60000

m/s

Từ v2 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHα =1 ;KFα =1,37
KHv = 1+

ν 2 .bw 2 .d w 2
2.T2 .K Hβ .K Hα

δH : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp,tra bằng
6.15. Chọn δH =0,004
g0 : hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bước răng tra bảng 6.16 .
Chọn g0= 73
ZH = δ

H

.g 0 .v.

aw 2

u2

= 0,004.73.1,43. 177

2,6

= 3,44

Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp : KHv
KHv = 1+

1,43.0,4.177.98,3
= 1,014
2.300230,6.1,12.1

Vậy : KH =KHβ.KHα.KHv = 1,12.1.1,014 = 1,13
σH = ZM.ZH.Zε
SV: Trần Công Huy
Lớp 65DLOTO21

2T2 K H (u 2 + 1)

bw 2 .u 2 .d w2 2

25