ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY TRỘN BÊ TÔNG TỰ DO KIỂU LẬT ĐỔ

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU MÁY TRỘN BÊ TÔNG TỰ DO KIỂU
LẬT ĐỔ
1.1 Cộng dụng và phân loại chung về máy trộn bê tông
- Công dụng:
Máy trộn bêtông dùng để trộn đều các thành phần vật liệu: cát, đá, ximăng, chất phụ gia
và nước để tạo nên hỗn hợp bêtông. Trộn bê tông bằng máy đảm bảo được chất lượng bê
tông, cho năng suất cao và tiết kiệm xi măng.
Phân loại:
Dựa vào phương pháp trộn, máy trộn bêtông được chia làm 2 loại: máy trộn tự do và
máy trộn cưỡng bức.
Dựa vào phương pháp dỡ liệu (đổ bêtông ra khỏi thùng trộn), máy trộn bêtông có các
loại:
- Máy trộn dỡ liệu bằng cách lật úp thùng.
- Máy trộn dỡ liệu bằng máng.
- Máy trộn dỡ liệu bằng cách nghiêng thùng.
- Máy trộn dỡ liệu bằng cách quay ngược thùng so với chiếu quay khi trộn.
- Máy trộn dỡ liệu bằng cách mở đáy thùng. Phương pháp này chỉ được thiết kế cho
máy trộn cưỡng bức.
Dựa vào tính liên tục, chia 2 loại: máy trộn chu kỳ và máy trộn liên tục. Dựa vào tính
cơ động, chia 2 loại: máy trộn cố định và máy trộn độc lập. Máy trộn cố định được lắp
trong các dây chuyền sản xuất bêtông và tại các xưởng đúc các cấu kiện bêtông. Máy trộn
độc lập thường được sử dụng tại các công trường xây dựng.
1.2 Giới thiệu máy trộn bê tông tự do kiểu lật đổ
- các phương án thiết kế máy trộn bê tông tự do kiểu lật đổ
- Phương án 1 : Máy trộn đổ bê tông kiểu rơi tự do không có gầu tiếp liệu, đổ bằng
cách lật úp thùng để bê tông tự chảy ra, có thùng trộn dạng quả táo.

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
1

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
+ Nguyên lý hoạt động :
Để trộn vật liệu thì thùng trộn để nghiêng một góc 45o so với phương nằm
ngang.Động cơ điện (6) quay, truyền chuyển động qua bộ truyền đai và hộp giảm tốc làm
bánh răng nón (9) quay, kéo theo vành răng gắn vào thùng trộn (10) quay, làm cho vật
liệu ở trong thùng trộn được nhào trộn.
Khi xả hỗn hợp bê tông ra khỏi thùng trộn thì trước hết đạp bàn đạp (8) để kéo thanh
gài ra khỏi đĩa định vị, rồi quay vô lăng (3), nhờ chuyển động của cặp bánh răng ăn khớp
trong, giá lật (11) quay, làm thùng trộn úp xuống để đổ vật liệu đã trộn ra ngoài. Khi đổ
thì thùng trộn quay một góc 135o so với phương thẳng đứng.
+ Cấu tạo :

Hình 1.1 : Máy trộn bê tông hình nón cụt dạng quả táo không có gầu tiếp liệu.
1- Khung máy; 2- Thùng trộn; 3- Vô lăng quay giá lật thùng; 4- Hộp giảm tốc; 5Bộ truyền đai; 6- Động cơ điện; 7- Đĩa địng vị thùng trộn; 8- Bàn đạp kéo thanh dài đĩa
định vị thùng trộn; 9- Bánh răng nón; 10- Vành răng quanh thùng trộn; 11- Giá lật thùng
trộn; 12 – Trục và ổ quay.
+ Ưu điểm :
Loại này có cấu tạo đơn giản, tiêu hao năng lượng ít, được dùng nhiều nhưng chất
lượng bê tông chưa thật tốt thường dùng để trộn bê tông nặng, bê tông cốt liệu lớn, di

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
2


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
chuyển dễ dàng, không đòi hỏi người sử dụng có trình độ cao, chế tạo gọn nhẹ, vật liệu
chế tạo không cao, sử dụng rộng rãi.
+ Nhược điểm :

Đòi hỏi người công nhân phải đổ vật liệu trực tiếp vào thùng trộn, với kết cấu miệng
thùng trộn cao nên người công nhân phải mất nhiều công sức và thời gian để đổ hết vật
liệu vào thùng trộn, cung cấp vật liệu bê tông xây dựng nhà cao tầng năng suất thấp, đòi
hỏi phải liên tục, tuổi bền sử dụng không cao, nên chỉ dùng cho các loại máy trộn dung
tích nhỏ.
- Phương án 2 : Máy trộn bê tông kiểu rơi tự do, có gầu tiếp liệu, đổ bằng cách lật úp
thùng để bê tông tự chảy ra, có thùng trộn dang quả táo

Hình 1.2 : Máy trộn dơi tự do làm việc theo chu kì kiểu lật đổ.
a) Sơ đồ cấu tạo máy trộn bê tông có thùng trộn dạng quả táo.
b) Sơ đồ truyền động của máy trộn bêtông có thùng trộn dạng quả táo.
1- Giá máy; 2- Thùng trộn; 3- Gầu tiếp liệu; 4- Thùng đong nước; 5- Li hợp; 6- Động cơ
điện; 7- Phanh; 8- Cáp kéo gầu ; 9- Giá lật; 10- Xích ; 11- Tăng xích;12- Vành răng; 13-

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
3


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Hộp giảm tốc; 14- Bánh răng nón quay thùng trộn; 15- Trục dẫn động gầu nạp liệu; 16 Giá dẫn; A- Đòn điều khiển kéo gầu; B- Vô lăng; C- Tay đòn giật nước; c) Hệ thống
truyền động riêng :
I – Cụm dẫn động gầu nạp; II – Cụm dẫn động quay thùng .
+ Nguyên lý hoạt động:
Động cơ (6) qua hộp giảm tốc (13) làm bánh răng nón (14) và xich (10) quay. Bánh
răng (14) làm quay vành răng (12) gắn trên thùng trộn làm nó quay quanh trục y-y
(nghiêng 45o so với mặt phẳng đứng ) để trộn vật liệu. Xích (10) quay làm bộ phận chủ
động b của li hợp (5) quay trơn trên trục (15). Muốn đổ vật liệu vào thùng trộn, kéo tay
đòn A, nó sẽ nới phanh hãm (7) và đóng li hợp (5) lại ; nhờ vậy lực sẽ từ b truyền sang a
làm trục (15) quay và cuốn dây cáp (8) để kéo gầu (3) trượt theo giá dẫn (16) lên dần tới
miệng thùng trộn. Khi gầu tới đỉnh giá dẫn thì bị chặn lại, gầu bị lật ngược và đổ vật liệu

đã trộn ra ngoài.
+ Ưu điểm:
Loại này đổ bê tông ra rất nhanh và tương đối sạch, năng suất cao, không mất nhiều
công sức lao động, vận chuyển vật liệu nhanh gọn, chu kỳ nhào trộn khép kín, thùng quay
đều trong thời gian cung cấp, có khả năng trộn các vữa bê tông có kết cấu lớn hơn.
+ Nhược điểm:
Chế tạo phức tạp, giá thành cao, đòi hỏi người công nhân sử dụng phải có trình độ,
hao tốn điện năng, cồng kềnh trong sử dụng, nhưng động tác lật thùng tốn nhiều lực, nhất
là khi quay thùng ngược lại vị trí cũ, nên chỉ dùng cho các loại máy trộn dung tích nhỏ.
- Phương án 3 : Máy trộn bê tông kiểu rơi tự do, có gầu tiếp liệu, đổ bằng cách lật úp
thùng để bê tông tự chảy ra, có thùng trộn dạng quả lê.
+ Nguyên lý hoạt động :

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
4


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Loại máy này thể hiện loại máy trộn có cốt liệu tới 120 mm. Máy trộn có giá đỡ (5),
thùng trộn (2) trong có lắp cánh trộn, động cơ điện (3), xi lanh khí ép nghiêng thùng (4)
và vành (1). Từ động cơ điện qua khớp nối (14) ( hình b) trục – bánh răng (15), các bánh
răng (16), (17), (18) truyền mômen xoắn tới bánh răng (13) và tới vành răng (11) của
thùng trộn. Để nghiêng thùng đổ vật liệu và đưa thùng về vị trí ban đầu người ta dùng hệ
thống khí nén gồm xi lanh (9), van phân phối (8), cái lọc khí bằng dầu (7), khóa (6) và bộ
phận đóng mở (19). Thùng trộn khi quay tì vào các con lăn đỡ. Các con lăn này quay
trong ổ (10) và (12).
+ Ưu điểm :
Loại này đổ bê tông ra rất nhanh và tương đối sạch, năng suất cao, không mất nhiều
công sức lao động, vận chuyển vật liệu nhanh gọn, chu kỳ nhào trộn khép kín, thùng quay
đều trong thời gian cung cấp, cung cấp vật liệu nhanh gọn thường sử dụng cho xây dựng

nhà cao tầng, công trình xây dựng lớn, độ đồng đều của bê tông, mỹ quan và tiện nghi, có
khả năng trộn các vữa bê tông có kết cấu lớn hơn.
+ Nhược điểm :
Chế tạo phức tạp, giá thành cao, đòi hỏi người công nhân sử dụng phải có trình độ,
hao tốn điện năng, cồng kềnh trong sử dụng, nhưng động tác lật thùng tốn nhiều lực, nhất
là khi quay thùng ngược lại vị trí cũ, hao tốn nhiên liệu, bảo dưỡng máy phải đúng quy
định, khi hư hỏng thay linh kiện khó khăn, cơ cấu truyền chuyển động phức tạp.
- chọn phương án thiết kế thùng trộn:
Căn cứ vào tình hình thực tế theo đặc điểm kỹ thuật phù hợp với xây dựng nhà ở và
có sẵn trên thị trường, ta chọn phương án 1 với dung tích 400 lit ( có hình dạng quả táo:
Máy trộn bê tông có thùng trộn dạng quả táo, không có gầu tiếp liệu, kết cấu thùng trộn
đơn giản, cơ cấu truyền động đơn giản, gọn nhẹ, dễ sử dụng trong công việc nhào trộn bê
tông và thao tác lật đổ bê tông phục vụ trong xây dựng nhà dân dụng, dễ chế tạo trong
thiết kế máy, …

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
5


N THIT K MY

CHNG 2: THIT K THNG TRN, CHN NG C
IN, TNH TON NG HC
2.1 Tớnh kớch thc thựng trn

Hỡnh 2.S thựng trn
Với thùng trộn hình nón cụt ta cótỷsố: L/D = 0.8 ữ 1
Với : L:là chiều dài thùng trộn
D: đờng kính thùng trộn
Để cho quá trình tính toán đợc dễ dàng ta chia thùng trộn thành 2 phần (hv):

- Phầnhình trụ có thể tích V1
- Phần hình nón cụt có thể là V2
thiết kế :
+ V2= 0.8 V1
+ Chiều cao của phần hình trụ bằng đờng sinh của nón cụt

GVHD: TH CN
6


N THIT K MY
Gọi:

+ chiều cao của nón cụt là h2
+ bán kính nhỏ của nón cụt là r
+ bán kính lớn của nón cụt là R ,suy ra R-r = a.

Giả sử: a=0.6 h2 L= 0.9D= 1.8R.
Ta có:
V1+V2= Vthung

(1)

h1+ h2=L=1.8R

(2)

V2= 0.8V1

(3)

a2 + h22 = h12

(4)

a=0.6h2
V1= 3.14R2.h1

(5)
(6)

V2= h2.3.14.(R2+r2+R.r)/3 (7)
Giải hệ 7 phơng trình trên ta thu đợc:
r=4,039 dm
R=4,18 dm
h1= 4,05 dm
h2=3,47dm
Nh vậy ta sẽ thiết kế thùng trộn có kích thớc nh sau
-

Chiều dài thùng trộn : L = 7,52 dm

-

Đờng kính thùng trộn

: D = 8,36 dm

-

Đờng kính miệng thùng

: d = 2r=8,078 d

GVHD: TH CN
7


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
2.2 Chọn động cơ
- Công suất dẫn động thùng trộn : 5,5 KW
Theo bảng 2P,[2], chọn động cơ loại A02-42-4,có các đặc tính sau:
Ký hiệu

: AO2-42- 4

Công suất

: 5,5 (KW)

Số vòng quay

: 1450 (vòng/ phút)

Hiệu suất

: 88 %

Hệ số quá tải : 0,8
Khối lượng

: 88 (Kg)

2.3 phân phối tỉ số truyền và chọn phương án thiết kế cho hộp giảm tốc
Ở đây, số vòng quay của thùng trộn là nlv =30 vòng/phút, ndc =1450 vòng/phút
- Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động
i=

n dc
nlv

Trong đó: n dc Là số vòng quay của động cơ
n lv Là số vòng quay của trục băng tải
Thay số => i = 1450 : 30 = 48,33
- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động i t cho các bộ truyền
i = id.i h
id: tỉ số truyền bộ truyền đai
ih: tỉ số truyền hộp giảm tốc
Chọn id = 3,2 theo tiêu chuẩn => i h = i : id = 48,33:3,2=15

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
8


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
- chọn hộp giảm tốc báng răng trụ 2 cấp với ih = 15
Mà ih = i1.i2 trong đó : i1 - tỉ số truyền tỉ số truyền cấp nhanh
i2 - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương
pháp ngâm dầu ta chọn: i1 =(1,2-1,3) i2

i1 = 4,3
i2 = 3,5
Tính lại id theo i1, i2 ta có:
id =i : ih =48,33:(4,3.3,5)=3,2
- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ thống dẫn động, có thể tính được công suất, mômen và số
vòng quay trên các trục, phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ.
Ta có : Pct = 5,5 (kW)
nđc = 1450 (vòng/phút)
2.3.1. số vòng quay
+ trục động cơ:

nđc = 1450 v/p

+ trục I:

nI =

+ trục II

n II =

+ trục III

n III =

n âc 1450
=
= 453 v
p

iâ
3,2

n I 453
=
= 105 v
p
i nh 4,3
n II
i chám

=

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
9

105
= 30 v
p
3,5


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
2.3.2. Tính công suất trên các trục
+Trục động cơ:

Ndc=5,5 kw

+Trục I

NI=Nct. η đ. η ol =5,5.0,96.0,99=5,2272 kw

+Trục II

NII=NI η br η ol =5,2272.0,97.0,99 = 5,019 kw

+Trục III

NIII=NII η br η ol =5,019.0,97.0,99 =4,819 kw

2.3. 3. Mômen xoắn trên các trục:
+Trục động cơ

+Trục I

+Trục II

Ν âc
5,5
= 9,55.10 6 .
= 36224 Nmm
n âc
1450

6
x = 9,55.10

x1 = 9,55.10

6

Ν1
5,2272
= 9,55.10 6 .
= 110198 Nmm
n1
453

Ν

5,019

6
6
2
x2 = 9,55.10 n = 9,55.10 . 105 = 456490 Nmm
2

+Trục III

x3 = 9,55.10

6

Ν3
4,819
= 9,55.10 6 .
= 1534048 Nmm
n3
30

Kết quả tính toán được ghi thành bảng như sau :
BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
10


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Trục

Động cơ

I

II

III

Thông số
Công suất P, kW

5,5

Tỉ số truyền i
Số vòng quay n,

5,2272
3,2

1450

5,019
4,3

4,819
3,5

453

105

110198

454690

30

vòng/phút
Mômen xoắn Mx,

36224

1534048

Nmm

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các trục xa
nhau. Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu Fo, nhờ đó có thể tạo ra lực ma

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
11


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải trọng được truyền
đi.
Thiết kế truyền đai gồm các bước :
- Chọn loại đai, tiết diện đai
- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi
thọ.
- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình thang (đai
hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng.
+ Thông số sử dụng cho thiết kế bộ truyền đai:
-

Công suất động cơ điện : 5,5KW

-

Số vòng quay của trục dẫn: n=1450(v/p)

-

Tỉ số truyền i=3,2

-

Bộ truyền làm việc 2 ca tải trọng ổn định

3.1 Chọn loại đai và tiết diện đai.
Ở đây ta chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su có độ
bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi của nhiệt độ và độ ẩm và
thường được sử dụng rộng rãi.
Giả thiết vận tốc đai v < 5(m/s), tra bảng 5-13 Trang 93 Sách TK CTM ta chọn loại
đai có hình thang thường B:
Các thông số của đai thường loại B:
bt = 14 (mm), b = 17 (mm), h = 10,5 (mm), yo = 4,1 (mm) , F=138(mm2)
3.2 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền
3.2.1. Xác định đường kính bánh đai .
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 5-14 trang 93. D1 = 200 [mm]

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
12


N THIT K MY
- Kim nghim vn tc bỏnh ai theo iu kin.
V =

.D1 .n1
( 30 ữ 35) m/s
6.10 4

n1 s vũng quay trc dn :
V=

n1 = 1450 [vg/ph].

3,14.200.1450
= 15.17 [m/s].
6.10 4

V < Vmax= 30 ữ 35 [m/s].
-ng kớnh bỏnh ai ln :
D2 = D1.i.(1-) = 200.3,2.(1 - 0,02)= 627,2 mm
trong ú: i - t s truyn
= 0,01 ữ 0,02 - h s trt
Chn ng kớnh D2 theo tiờu chun, D2 = 630 mm theo bng (5.15) Sỏch TK
CTM trang 93
T s truyn thc t :
iTt =

D2
D1 (1

)

=

630
= 3,21
200(1 0,02 )

sai lệch giữa tỉ số truyền mới và tỉ số truyền cũ là rất nhỏ có thể giữ nguyên các
thông số đã chọn.
- S vũng quay trc b dn :

n 2 = (1 ).n1 .

D1
200
= (1 0,02 ).1450.
= 451 [vg/ph].
D2
630

3.2.2. Chn s b khong cỏch trc ( Asb).
Khong cỏch trc Asb c chn theo iu kin.

GVHD: TH CN
13


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
0,55.( D1 + D2 ) + h ≤ Asb ≤ 2.( D1 + D2 )
0,55.( 200+ 630 ) + 10,5 ≤ Asb ≤ 2. ( 200 + 630 )
467 ≤ Asb ≤ 1660
Chọn Asb = D2 = 630 = 630 [mm].
3.2.3. Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A .
- Tính chiều dài đai sơ bộ.

( D2 − D1 ) 2
π
Lsb = 2. Asb + .( D1 + D2 ) +
2
4. Asb
( 630 − 200) = 2636,47

3,14
Lsb = 2.630 +
.( 200 + 630) +
2
4.630
2

Tra bảng 5-12 trang 93 ta có:
L = 2650 [mm].
- Kiểm tra số vòng chạy của đai theo điều kiện.
u=

=

V π .D1 .n1
=
≤ 10
L
60.L

3,14.200.1450
= 5,72
60.2650

- Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L.
Amin = A − 0,015.L

A=

2 L − π ( D1 + D2 ) +

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
14

[ 2 L − π ( D1 + D2 ) ] 2 − 8( D2 − D1 ) 2
8

[mm].


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
=

2.2650 − 3,14.( 200 + 630 ) +

[ 2.2650 − 3,14.( 200 + 630) ] 2 − 8.( 630 − 200) 2
8

= 637,17

[mm].
- Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai :
Amin = 637,17 − 0,015..2650 = 597,42 [mm].

- Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng :
Amax = A + 0,03.L = 637,17 + 0,03.2650 = 716,67 [mm].

3.3.4. Kiểm nghiệm góc ôm bánh đai.
α 1 = 180° −

= 180° −

D2 − D1
.57° ≥ 120°
A

630 − 200
.57° = 141° >120
637,17

=> thỏa mãn điều kiện
3.3.5. Xác định số đai cần thiết.
- Số đai cần thiết Z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền.
Z≥

1000.N
V . σ p 0 .F .Ct .Cv.Ca .

[ ]

Trong đó :
F – diện tích tiết diện đai [mm2].
Tra bảng 17, 21, 12, 22, 23 (5 trang 46 ) ta có :
F = 138 [mm2].
Tra bảng (5-17 trang 95) ứng suất cho phép :[σp]o = 1,74 [N/mm2].

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
15

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng,tra bảng (5-6 trang
89) Ct = 0,9 ( 2 ca )
Cα :Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của góc ôm,tra bảng (5-18) ta
chọn= 0,92
Cv :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ,tra bảng 5-19 ta chọn Cv =
0,94
Z≥

1000.5,5
= 1,96
15,17.1,74.138.0,9.0,94.0,92

Chọn Z = 2.
3.3.6. Xác định kích thước bánh đai.
- Chiều rộng đai.
B = ( Z – 1 ).t + 2S
Tra bảng (10-3,trang 257 TKCTM ) ta có: t = 26(mm), S=17(mm)
Yo =6(mm)
B = ( 2 – 1 ).26 + 2.17=60 [mm].
- Đường kính ngoài cùng của bánh đai.
Dn1 = D1 + 2.Yo = 200 + 2.6 = 212 [mm].
Dn2 = D2 + 2.Yo = 630 + 2.6 = 642 [mm].

3.3.7. Tính lực căng ban đầu và xác định lực tác dụng lên trục.
Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
16

N THIT K MY
So = o .F=1,2.138=165,6(N)
Lc tỏc dng lờn trc :
R = 3.So.Z . sin

1
141
= 3.165,6.2. sin
= 937 [N].
2
2

Bng cỏc thụng s b truyn ai:
Thông số

Trị số

Đờng kính tang nhỏ: d1 (mm)

200

Đờng kính tang lớn: d2 (mm)

630

Khoảng cách trục: A (mm)

637,17

Chiều dài đai: L (mm)

2500

Góc ôm đai:

1410

Số đai: z

2

Chiều rộng đai: B (mm)

60

Lực căng ban đầu: Fo (N)

165,6

Lực tác dụng lên trục: Fr (N)

937

CHNG 4: THIT K B TRUYN BNH RNG
+ Thụng s :
- cụng sut N=5,5(KW)
- n1 = 453 (v/p) (s vũng quay ca trc dn)

GVHD: TH CN

17


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
- tỷ số truyền của hộp giảm tốc: i=15
- ibn = 4,3: tỉ số tuyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
- ibt =3,5 : tỉ số tuyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
- chọn hộp giảm tốc 2 cấp, làm việc trong 5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 12 giờ
4.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
4.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
- Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ
rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng
nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB
HB1 = HB2 + (25 ÷ 50)HB
+ Bánh răng trụ răng ngiêng nhỏ thép 45 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệuTKCTM
ta có các thông số của thép như sau:
-

2
Giới hạn bèn kéo: σ bk = 600 N / mm

-

Giới hạn chảy: σ ch = 300 N / mm 2

-

Độ rắn: HB = 170 ÷ 220 (chọn HB1 = 200)

(giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm)

+ Bánh răng trụ răng ngiêng lớn thép 35 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có
các thông số của thép như sau:
-

2
Giới hạn bền kéo: σ bk = 500 N / mm

-

Giới hạn chảy: σ ch = 260 N / mm 2

-

Độ rắn: HB = 140 ÷ 190 (chọn HB2 = 170)

(giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 mm)

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
18


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Với cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.
4.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:
N2 = 60. u. n 2 .T
Trong đó :
T: tổng số giờ làm việc
n2 : số vòng quay của bánh bị dẫn n2 = 105(v/p)

u: số lầm ăm khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng ,u=1
N2 =60.1.105,38.5.300.12=113,4.10 6
Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
N1 = N2 . inh=113,4 .106. 4,3=487,62.106. chu kỳ
Vì N1 , N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi
uốn nên khi tính ứng suất của bánh nhỏ và bánh lớn ta lấy : k’N=k’’N = 1
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu TKCTM ta có [σ tx ] N = 2,6 HB
0

- Bánh răng nhỏ :

[σ tx ] N

0

= 2,6 HB

- [σ tx ] N = 2,6.200 = 520 [N/mm2]
0

-

Bánh răng lớn :

[σ tx ] N

-

0

0

= 2,6 HB

= 2,6.170 = 442 [N/mm2]

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
19

[σ tx ] N


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:
m
6
 T  6
 T 
 T  
N td 2 = 60.u.∑ 
÷ ni .ti = 60.1.132 
÷ .t1 + 
÷ t2 
T
T
T

 max 

 max  
 max 
= 60.1.132.33600. 16.0, 294 + 0,96.0, 706  = 21,52.107

N td 1 = u.N td 2 = 3, 41.21,52.107 = 73,38.107

Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó K’’N = 1
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ −1 = 0, 43.σ bk = 0, 43.600 = 258 N / mm 2
2
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ −1 = 0, 43.σ bk = 0, 43.500 = 215 N / mm

Vì phôi rèn, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở
chân răng Kσ = 1,8
Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép
+ Bánh nhỏ:

1,5.σ −1.K '' N 1,5.258.1
=
= 143,33N / mm2
[ σ ] u1 =
n.Kσ
1,5.1,8

(2)

+ Bánh lớn:

[ σ ] u2 =

1,5.σ −1.K '' N 1,5.215.1

=
= 119, 44 N / mm 2
n.Kσ
1,5.1,8

4.1.3. Xác định khoảng cách trục aw(sơ bộ)
2

+ Theo công thức (3-10):

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
20

 1, 05.106  K .N
A ≥ (u + 1). 3 
 [ σ ] .u ÷
÷ ψ A .θ ' .n2
tx



(3)


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
- Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3
- Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψ A = 0,3
Trong đó : u = 4,3 : Tỷ số truyền
n2 = 105 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn
N = 5,2272 (Kw) công suất trên trục I

θ ' = 1,25 hệ số ảnh hưởng khả năng tải
6
A≥(1+4,3) 3  1,05.10
 4,3.442


.2

 1,3.5,2272 = 198,6 mm

 0,3.1,25.105

Ta chọn A = 210 mm
4.1.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
- Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức ( 3-17)
v=

π .d1.n1
2π . A.n1
=
60.100 60000(u ± 1)

Với: n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn
v=

2π .210.453
= 1,9m / s
60000.(4,3 + 1)

- Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu TKCTM có thể chọn cấp chính xác 9

4.1,5. Định chính xác hệ số tải trọng K
- Chiều rộng bánh răng :
b = ψ A . A = 0,3.210 = 63mm Ta chọn b = 65 mm (4)

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
21


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
- Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d 1= =

Do đó :ψ d =

2.210
= 79,25mm Ta chon d1 = 80 mm
4,3 + 1

65
= 0,8125
80

Với ψ d = 0,8125 theo bảng 3-12 trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1,05
- Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế :
K tt =

K ' tt +1 1,05 + 1
=
= 1,025

2
2

Theo bảng 3-14 trang 48 tài liệu TKCTM tìm được hệ số tải trọng động
Kđ = 1,2 ( giả sử )
- Hệ số tải trọng: K=Ktt.Kđ=1,025.1,2=1,23
Vì trị số K không chênh lếch nhiều với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục
A và ta có thể lấy A = 210 mm.
4.1.6. Xác định mô đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng
+ Mô đun pháp: mn = (0,01 ÷ 0,02).210= 2,1 ÷ 4,2mm ( lấy mn = 3 mm )
+ Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 100 ;cos β = 0,985
+ Tổng số răng của hai bánh:
Z t = Z1 + Z 2 =

2 A cos β 2.210.0,985.
=
= 137,9 răng
mn
3

+ Số răng bánh nhỏ: Z 1 =

Zt
137,9
=
= 26 răng
u + 1 4,3 + 1

+ Số răng bánh lớn: Z2 =Z1.u=26.4,3=112 răng

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
22


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
+ Tính chính xác góc nghiêng β
cos β =

Z t .m n 103,425.4
=
= 0.9857 vậy β = 9042’
2A
2.210

+ Chiều rộng bánh răng: b = 65 >

2,5.3
7,5
=
= 45mm
sin β sin 9 o 42'

( thỏa mạn điều kiện (4) ) .
4.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
+ Theo công thức (3-34) có: σ u 1

19,1.10 6 .K .N
19,1.10 6 .1,22.5,2272
=
=

= 20,85 N / mm 2
2
2
y.m n .θ ' '.Z .n.b 0,46.4 .1,5.20.453.58,38

Trong đó: N = 5,2272 (Kw)
y : hệ số dạng răng
n : Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
mn: Mô đun
Ztd: Số răng tương đương trên bánh
b, σ u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng
+ số răng tương đương của bánh nhỏ :
Z td1 =

Z1
26
=
= 27 răng
2
cos β
(0,985) 2

+ Số răng tương đương của bánh lớn :
Z td 2 =

Z2
112
=
= 117 răng
2

cos β
(0,985) 2

Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu TKCTM ta chọn :

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
23


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
- Hệ số dạng răng của bánh nhỏ : y1=0,4
- Hệ số dạng răng của bánh lớn: y2 = 0,512
- Lấy hệ số θ '' = 1,5
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn của răng :
+ Bánh nhỏ :
σ u1 =

19,1.10 6 K .N
2

y1 .m n .Z 1 .n.b

≤ [σ u ] 1

b – chiều rộng răng :

b = 65 mm

Z1 – số răng:

Z1 = 26 [răng].
n1 =453 [vg/ph].

σ u1 =

19,1.10 6 .1,3.5,2272
= 26,48 [N/mm2] ≤ [σ u ]1
0,4.4 2 .26.453.65

Ứng suất uốn bánh lớn :
σ u 2 = σ u1 .

y1
y2

σ u 2 = 26,48

0,4
= 20,6875 [N/mm2] < [σu2]
0,512

4.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
- Ứng suất quá tải cho phép.
+ Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép.
Bánh răng chế tạo từ thép có độ rắn HB ≤ 350.

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
24

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

[σ ]

= 2,5[σ tx ] 1N 0 = 2,5.520 = 1300 [N/mm2].

[σ ]

= 2,5[σ tx ] 2 N 0 = 2,5.442 = 1105 [N/mm2].

txqt 1

txqt 2

+ Ứng suất uốn quá tải cho phép.

[σ ]

= 0,8.σ ch1 = 0,8.300 = 240 [N/mm2].

[σ ]

= 0,8.σ ch 2 = 0,8.260 = 208

uqt 1

uqt 2

[N/mm2].

4.1.9. Các thông số hinh học chủ yếu của bộ truyền
+ Môdun pháp: m n = 3
+ Số răng: Z1=26, Z2=112
+ Góc nghiêng răng: β = 9 o 42'
o
+ Góc ăn khớp: α n = 20

- Góc nón mặt răng :
+ Chiều rộng bánh răng:
b1 = 65mm, b2 = 65mm
+ Đường kính vòng chia (vòng lăn):
d1 =

m n .Z 1
3.26
=
= 79,13 mm
0,9857
cos β

d2 =

m n .Z 2
3.112
= 340,87 mm
=
0,9857
cos β

+ Đường kính vòng đỉnh:
De1 = d1 + 2.mn =79,13 + 2.3 = 85,13 mm

GVHD: ĐỖ THẾ CẦN
25