Đồ án chi tiết máy - bánh răng tải

Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

TRƯỜNG CAO ĐẲNG CÔNG NGHỆ
KHOA CƠ KHÍ
***

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đề Số: 10
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BÁNH RĂNG TẢI

1. Động cơ 3. Hộp giảm tốc 4.Bộ truyền đai
2. Nối trục đàn hồi
5. Băng tải

thang
dẹt

Số Liệu Cho Trước :
1

STT

5

2

Sinh viên thiết kế

Nguyễn Bá Anh Hào

3

Lực kéo
băng tải
F (N)

4

Vận tốc
băng tải
V (m/s)

14000

5

Đường
kính tang
D (mm)

0.7

400

6
Thời
hạn

phục vụ

lh
(giờ)
10000

7

Số ca làm
việc Soca

8
Góc
nghiêng
đường nối
tâm bộ
truyền
ngoài α

9

Đặc tính
làm việc

(o)
1

38

Khối Lượng Thiết Kế :

1/ Bản vẽ lắp hộp giảm tốc – khổ A0
2/ Bản vẽ chế tạo chi tiết – khổ A3
3/ 1 bản thuyết minh (Kèm theo đĩa CD)

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 1

Va đập


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Giáo viên hướng dẫn : NGUYỄN THANH TÂN

PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
I. Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu, loại động cơ
Đây là trạm dẫn động băng tải nên ta chọn động cơ: 3 pha không đồng bộ roto lồng sóc, do
nó có nhiều ưu điểm cơ bản sau:
- Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.
- Dễ bảo quản và làm việc tin cậy.
2. Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ, đảm bảo cho khi động cơ làm
việc

nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép. Muốn vậy, điều kiện

sau phải thoả mãn:
dc
Pdm
≥ Pdtdc

(KW)

dc
Pdm
- công suất định mức của động cơ.

pdtdc - công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Do ở đây do chế độ làm việc êm nên tải trọng là không đổi :

Plvct
P =P =
ηΣ
dc
dt

dc
lv

Plvdc - công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Plvct - Giá trị công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:
Plvct = Ft ⋅ v /103 = (KW) (2.11)[I]
Ft – lực vòng trên trục công tác (N);

V – vận tốc vòng của băng tải (m/s).

η Σ - hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Theo bảng 2.3[I] ta chọn:

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 2


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân
η

∑

GVHD: Nguyễn Thanh

= η .η 2 .η 4η
1 2 3 k

η

1

η

1

η

3

= 0,99

- Hiệu suất của mỗi cặp ổ lăn

η

k

= 1

- Hiệu suất khớp nối

= 0,96

- Hiệu suất bộ truyền đai

= 0,97

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng

P = 14000 (N)
V = 0,7 (m/s)
⇒ η ∑ = 0,96.0,972.0,994.1 = 0,868
Công suất cần thiết là:

Nct =

N
9,8
=
= 11,3
η 0,868

Suy ra, công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ:
plvdc =

plvct
9,8
=
= 11,3 (KW)
η ∑ 0.868

dc
pdm
≥ pdtdc = plvdc = 11,3

(KW)

3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb
Tính số vòng quay của trục công tác
- Với hệ dẫn động băng tải:
nct =

60.10 3 v 60.103.0,7
=
= 33,4
πD

π .400

(v/ph)

D - đường kính tang dẫn của băng tải (mm);
v - vận tốc vòng của băng tải

(m/s)

4. Chọn động cơ thực tế
Qua các bước trên ta đã xác định được:
Căn cứ vào những điều kiện trên tra bảng phụ lục P1.1; P1.2: P1.3[I]:

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 3


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Các thông số kỹ thuật của động cơ, ta chọn động cơ4A160M8Y3. Bảng các thông số kỹ
thuật của động cơ này.

Kiểu động

Công suất

cơ

KW

4A160M8Y3

11

Vận tốc
quay

Cosϕ

η%

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

0,75

87

2,2

1,4

(v/ph)

730

5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ:
a. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất mở máy đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ
thống.
Vậy:
dc
Pmm
≥ Pbddc

(KW)

dc
dc
dc
Pmm
– Công suất mở máy của động cơ Pmm = K mm Pdm

K mm =

Tk
=2,2 Hệ số mở máy của động cơ
Tdn

Pbddc – Công suất ban đầu trên trục động cơ
Từ các công thức trên ta tính được:
dc
dc
Pmm

= kmm .Pdm
= 2,2.11 = 24,2 (KW)

Pbddc = Plvdc .K bd = 11.1,5 = 16,5

(KW)

Kbd – Hệ số cản ban đầu;ta chon
̣ Kbd =1,5
dc
dc
Ta thấy: Pmm > Pbd . Vậy động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy.

b. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Ở đây chế độ làm việc êm nên tải trọng là không đổi nên ta không cần kiểm tra quá tải
cho động cơ.
         II.

Phân phối tỉ số truyền

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 4


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Việc phân phối tỷ số truyền Ich cho các cấp bộ truyền tong hộp có ảnh hưởng rất lớn đến
kích thước và khối lượng trong hộp giảm tốc
Thỏa mản nguyên tăc sau :
+Phân phối tỷ số truyền I ch sao cho các bộ truyền có kíchthươc nhở gọn
+Phân phối tỷ số truyền sao cho việc bôi trơn dể nhất
Ta có :
n âc
ichung=
nt
60.1000.v 60.1000.0,7
Π dnt
=
= 33,4 v/p (v=
nt =
)
π .D
3,14.400
60.1000
730
⇒ ic =
= 21,8
33,4
Mà :ih = ing.itr = iđ.it = iđ.inh.ichậm
ich 21,8
= 11,97
Chọn iđ=1,82 ta có : it= =
iâ 1,82
Bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng nón răng thẳng): inh
Bộ truyền cấp chậm (bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng): ichậm
Trong điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp

ngâm dầu
lấy inh  =0,22it =>  choün  inh  =  0,22.11,97=2,63
11,97
= 4,55
=>  inh  =  
2,9
n

730

dc
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống: U ∑ = n = 33,4 = 21,8
ct

Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph)
nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph)
Ta có:
Với:

uΣ = ung .uh = u x .uh
ung – tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp
uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = u1.u2
u1, u2 – tỉ số truyền của các bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm
1. Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nối với 1 bộ truyền xích ngoài hộp.

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 5

Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Chọn ung = ux = 3
⇒ uh =

uΣ 21,8
=
= 7,2
ung
3

2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
uh = u1.u2
Đối với hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục ta tính TST

theo công thức:

III. Xác định các thông số trên các trục
1. Tính tốc độ quay của các trục (v/ph)
- Tốc độ quay của trục I:
- Trong đó

u

k

(v/ph)

là tỉ số truyền của khớp nối

- Tốc độ quay của trục II:

(v/ph)

- Tốc độ quay của trục III:

(v/ph)

- Tốc độ quay của trục IV:

(v/ph)

2. Tính công suất trên các trục (KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 6


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

(KW)
- Công suất danh nghĩa trên trục I:

P

p .η .η
ct

=

I

lv

k

3

= 11,3.1.0,99 = 11,187

(KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục II:

P

p .η .η

=

II

I

I − II

3

= 11,187.0,97.0,99 = 10,7

(KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

P

III

=

p .η

II − III

II

.η = 10,7.0,97.0,99 = 10,3
3

(KW)

- Công suất danh nghĩa trên trục IV:

P

IV

=

p .η
III

.η = 10,3.0,96.0,99 = 9,8

III − IV

3

(KW)

3. Tính mômen xoắn trên các trục (Nmm)
-Mô men xoắn trên trục thứ k được xác định theo công thức sau:
Tk =

9,55.106 P k
nk

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

T

dc

6

9,55.10

=

n

P

6

dc

dc

9,55.10 .11,3
=
= 147829
730

(Nmm)

- Mômen xoắn trên trục I:

T

I

=

9,55.10

n

6

P

6

9,55.10 .11,187
=
= 146351
730

I

I

(Nmm)

- Mômen xoắn trên trục II:

T

II

=

9,55.10

n

6

P

6

II

II

9,55.10 .10,7
=
= 378463
270

(Nmm)

- Mômen xoắn trên trục III:

T

IiI

=

9,55.10

n

6

IiI

P

6

III

9,55.10 .10,3
=
= 983650
100

(Nmm)

- Mômen xoắn trên trục IV:

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 7

Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

T

IV

=

9,55.10

n

6

P

GVHD: Nguyễn Thanh

6

IV

IV

9,55.10 .9,8
=
= 2802096
33,4

(Nmm)

4. Lập bảng số liệu tính toán:

Tham số

Đ/cơ

Trục
i

I

11,3

Tỷ số truyền

11,187
3

Số vòng quay(v/ph)
Mô men (Nmm)

III

Inh= 2,63
                 Ich=

Iđ = 1,82

Công suất (kw)

II

10,7
4,7

Công tác

4,55

4,55

10,3
3,1

9,8
1

730

730

270

100

33,4

147829

146351

378463

983650

2802096

PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
I. Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp
1. Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ
Do hộp giảm tốc ta đang thiết kế có công suất trung bình, nên chọn vật liệu nhóm I có độ
cứng HB < 350 để chế tạo bánh răng.
Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn
thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị độ cứng.
H1 ≥ H 2 + ( 10 ÷ 15 ) HB

- Dựa vào bảng 6.1, [I]: Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng, ta chọn:
Cặp bánh răng trụ:
Loại bánh
răng

Nhãn
hiệu
thép

Nhiệt
luyện

Kích thướt
S(mm) không
lớn hơn

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Độ rắn

Giới hạn

Giới hạn

bền σ b

chảy σ ch

(Mpa)

(Mpa)

Page 8


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân
Bánh răng

45XH

nhỏ

Bánh răng

GVHD: Nguyễn Thanh

Tôi cải

100

thiện
Tôi cải

45X
100
lớn
thiện
2. Xác định ứng suất cho phép

HB 230
300
HB 230
280

850

600

850

650

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép xác định theo các công thức
sau:
σ Ho lim
Z R ZV K XH K HL
SH

(6.1)[I]

σ Fo lim
YR Z S K XF K FC K FL
SF

(6.2)[I]

[σ H ] =

[σ F ] =

ZR – Hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KXH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
KXF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ: Z R ZV K XH = 1 và YR Z S K XF = 1 nên ta có:
[σ H ] =

σ Ho lim
K HL
SH

(6.1a)[I]

[σ F ] =

σ Fo lim
K FC K FL
SF

(6.2a)[I]

Trong đó:

σ H0 lim và σ F0 lim : lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho

phép ứng với số chu kì cơ sở.
Giá trị của chúng được tra trong bảng 6.2, [I].
Chọn độ rắn

HB

n

= 290

HB

n

= 280

σ H0 lim = 2 HB + 70

(MPa)

σ F0 lim = 1,8 HB

(MPa)

Vậy

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 9


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân
Bánh nhỏ:

GVHD: Nguyễn Thanh

2.290+70=650
1,8.290=522

Bánh lớn:

2.280+70=630
1,8.280=504

(MPa)
(MPa)
(MPa)
(MPa)

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của việc đặt tải.
Vì hệ dẫn động ta thiết kế, tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều) ề KFC
=1

 KHL,FL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng, được xác định theo công thức sau:

K HL = mH

N HO
N HE

(6.3)[I]

K FL = mF

N FO
N FE

(6.4)[I]

Với:
-mH, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì vật liệu ta chọn làm bánh răng có HB < 350 nên: mH = mF = 6
-NHO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

2,4
N HO = 30 H HB
(HHB – Độ rắn Brinen)

(6.5)[I]

N

HOn

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh răng nhỏ.

N

HOi

: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh răng lớn

NFO: số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
Với tất cả các loại thép thì: NFO = 4.106
NHE, NFE: số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Vì ở đây bộ truyền chịu tải động tĩnh nên:
NHE = NFE = N = 60.c.n.tΣ

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

(6.6)[I]

Page 10

Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Với: c, n, tΣ lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong 1 phút và
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Ta có:c=1

t

∑

= 10000

  (giời)

- Trong bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
Bánh nhỏ có:n1 =730 (v/ph) nên:

N

HE1

=

N

= 60.1.730.10000 = 438.106

FE1

Bánh lớn có:n2 = 270 (v/ph) nên:

N

HE 2

=

N

FE 2

= 60.1.270.10000 = 162.106

- Trong bộ truyền bánh răng cấp chậm:
Bánh nhỏ có:n3 = 100 (v/ph) nên:

N

HE 3

=

N

FE 3

= 60.1.100.10000 = 60.106

Bánh lớn có:n4 = 33,4(v/ph) nên:

N

HE 4

=

N

FE 4

= 60.1.33,4.10000 = 20,1.106

Vậy:
- Bộ truyền bánh răng cấp nhanh có:

N
N
N
N

HE1

= 438.106 > N HOn = 24,4.106 ⇒ lấy

FE1

= 438.106 > N FO = 4.106 ⇒ lấy

HE 2

= 162.106 > N HOl = 22,4.106 ⇒ lấy

FE 2

= 162.106 > N FO = 4.106 ⇒ lấy

N
N

N
FE1

HE1

=

N

=

N

HE 2

=

N

HE 3

FO

=

N

FE 2

N

HOn

⇒ K HL1 = 1

⇒ K FL1 = 1

N

FO

HOl

⇒ K HL 2 = 1

⇒ K FL 2 = 1

- Bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm có:

N
N
N
N

HE 3

= 60.106 > N HOn = 24,4.106 ⇒ lấy

FE 3

= 60.106 > N FO = 4.106 ⇒ lấy

HE 4

= 20,1.106 <

HOl

= 22,4.106 ⇒ K HL 4 ≈ 1

FE 4

= 20,1.106

HOl

= 4.106 ⇒ lâ′y N FE 4 N FO ⇒ K FL 4 = 1

N
>N

N

FE 3

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

=

=

N

N

FO

HOn

⇒ K HL 3 = 1

⇒ K FL 3 = 1

Page 11


Đồ Án Chi Tiết Máy

Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 ta có ứng với vật liệu đã chọn
thì:
SH = 1,1; SF = 1,75
Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng.
=590

(MPa)
=298

(MPa)

=573

(MPa)
=288

Vì vậy, ứng suất tiếp xúc cho phép là:

=

(MPa)
=573(MPa).

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
(MPa)

(6.13)[I]

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB<350) là:
=0,8.650=520

(MPa)

=0,8.600=480

(MPa)

3.Tính toán cấp chậm ,bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
a.Tính khoảng cách trục:
aw1 =Ka(u+1)

3

T 1.K Hβ
[σ H]2 .u1.ψ ba

(6.15a)[I]
Tra bảng 6.6 → ψ ba =0,25...0,4 ,chọn

ψ ba = 0,3.Bánh răng thẳng Ka =49,5.

Theo (6.16)

ψ bd = 0,53.0,3.(2,7+1)=0,6 bảng (6.7) ,tra theo đồ 4

→

= 1,01

→ aw1 = (mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp :
Lấy aw1 = 210 (mm)
từ đó → m = (0,01..0,02)aw1 = (0,01..0,02) .210= 2,1..4,2

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

(6.17)[I]

Page 12


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Chọn môdun tiêu chuẩn m = 2,5

2a w1
2.210
=
= 45 chọn z1 =45
m(u + 1) 2,5.(2,7 + 1)

→ z1 =
→ z2 =

.45=2,7.45=121 chọn z2 = 121

Do đó
aw =

m( z 2 + z1) 2,5.(45 + 121)
=
= 207(mm)
2
2

Có tỉ số truyền thực ut =

121
=3
45

Vì

45 theo bảng 6.9[I] ta chọn hệ số dịch chỉnh = 0

cos α tw=

z t .m. cos α (45 + 121).2,5. cos 300
=
= 0,86
2.a aw
2.210

(6.27)[I]

→
c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Do hệ thống bánh răng được đậy kín trong hộp ( môi trường không bụi) và được bôi trơn
đầy đủ.Vậy dạng hỏng nguy hiểm nhất thường gặp là tróc rỗ bề mặt, nên cơ sở chọn độ
bền tiếp xúc để thiết kế kiểm nghiệm hệ thống dẫn động bánh răng:
σ H=Z m.Z H .Z ε .

2T 1.K H .(u m +1)
b w u m d 2 w1

(6.33)[I]
Trong đó:

Z
Z

M

H

hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp trong bảng 6.5
số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Bảng 6.5 → ZM = 274 (MPa1/3)
ZH =

2 cos β b
2

=
= 1,52
sin 2α tw
sin(2 × 30)

(6.34)[I]
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
hệ số trùng khớp dọc
hệ số trùng khớp ngang

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 13


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

=

(4 −ε α)
=
3

Zε

(4 − 1,8)
= 0,7

3

(6.36a)[I]
Đường kính vònh lăn bánh nhỏ
dw1 =
v=

2a w 2
2.121
=
= 65(mm)
(u +1) 2,7 + 1

Π.d w1.n1 3,14.65.270
=
= 0,9
60000
60000

(6.40)[I]
Theo bảng (6.13) ,chọn cấp chính xác 9,tra bảng 6.16 hệ số làm việc êm g0 =73
ν H=δ H.g 0 .v.

a w2
121
= 0,006.73.0,9.
= 2,6
ut
2,7

(6.42)[I]

hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
δ H = 0,006 tra theo bảng (6.15)
KHv = 1 +

ν H .b w .d w1
2T 1.K Hβ .K Hα

(6.41)[I]
chiều rộng vành răng
bw = Ψba .aw2=0,3 × 232,5 = 70 (mm)
KHβ = 1,0 ,KHα= 1
hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1 +

2,6.72.65
= 1,01
2.378463.1,01.1

KH = KHβ . KHα . KHv =1,01.1.1,01=1
(6.39)[I]

(6.33)[I]

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 14

Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

σ

H

GVHD: Nguyễn Thanh

= 274.1,52.0,7 2.378463.1.( 2,7 + 1) /(72.2,7.652 ) = 538( Mpa)

[
(6.1)[I]
- hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 … 1,25
µm ⇒ZR = 0,95
- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng,ta có v = 0,6 < 5 (m/s) nên lấy
- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thướt bánh răng
Lại có da <700 mm → KXH =1

→ [σH] = 573.0,95.1.1.1 = 544,4 (Mpa)

σ

H

= 538 <

[σ ] = 544,4
H

Vậy kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc đạt yêu cầu

d.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

σ

=
F1

2T 1 K Y ε Y β Y
bω d ω m
F

1

F1

≤ [σ F 1]

(6.43)[I]

σ

F2

= σ F 1Y F 2 ≤ [σ F 2]

Y

F1

(6.44)[I]

- hệ số kể đến sự trùng khớp

của răng

Y

s

=

1

sα

= 0,6

Y β -hệ số kể đến độ nghiêng của răng, đối với răng thẳng
Y Y -hệ số dạng răng của bánh 1, 2. Tra bảng 6.18[I] ta có:
Y = 3,8
Y = 3,6
F1

F2

F1

F2

KF- hệ só tải trọng vêt uốn
KF = KFβ . KFα . KFv

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 15


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

K

Fv

=1+

V bω d ω
2T K β K
F

1

GVHD: Nguyễn Thanh

1

F

(6.46)[I]

Fα

v = δ g auω

(6.47)[I]

v

F

F

0

go = 73

δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. δ F = 0, 016
bảng(6.15)[I]

ν F=δ F.g 0.v.

a w2
210
= 0,016.73.0,9.
= 9,3
ut
2,7

KFα =1
KFβ = 1,23

K

=1+

FV

(6.7)[I]
9,3.72.65
= 1,05
2.378463.1,23.1

→ KF = KFβ . KFα . KFv = 1,23.1.1,05 = 1,3

σ

F1

σ

=

F2

2.378463.1,3.0,6.1.3,8
= 192 <
72.65.2,5

=

192.3,6
= 181,9 ≤
3,8

[σ ] = [σ ] = 298 (Mpa)
F1

Fn

[σ ] = [σ ] = 288
F2

Fl

(Mpa)

Vậy kiểm nghiệm về độ bền uốn đạt yêu cầu.
e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:

σ H max = σ H K qt ≤ [ σ H ] max
(6.48)[I]

K

qt

= K bđ = 1,2

σ H max=σ H. K qt = 538.1,2 = 645 < [σ H]max = 1680MPa

σ F 1 max=σ F 1.K qt= 192.1,2 = 230,4 < [σ F 1]max = [σ Fn]max 480 MPa

σ F 2 max=σ F 2.K qt= 181,9.1,2 = 218,28 < [σ F 2]max = [σ Fl]max 520MPa

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 16


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện quá tải
g.Các thông số bộ truyền
Dựa theo bảng 6.11[I] ta tính
Bánh răng 1
Khoảng cách trục, aw

Bánh răng 2
210 mm

Môđun pháp, m

2,5 mm

Chiều rộng, bw

72 mm

Tỉ số truyền, u

72 mm
2,7

Số răng, z1, z2

45

121

Hệ số dịch chỉnh răng

0

0

65 mm

175,5 mm

70 mm

180,5 mm

58,75 mm

169,25 mm

mz1
= 65  mm
1

175,5 mm

Đường kính lăn,
Đường kính đỉnh răng,
Đường kính đáy răng,
Đường kính chia, d

d 1=

4. Tính toán truyền động bánh răng trụ răng thẳng (cấp mhanh)
Vì trong hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục có khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh và
cấp chậm bằng nhau nên ta chọn các thống bộ truyền như phần trên.
Vì momen xoắn trên trục ở bộ truyền cấp chậm bao giờ cũng lớn hơn ở cấp chậm, ta cũng
đã kiểm tra bền cho bánh răng ở cấp chậm rồi nên bánh răng ở cấp nhanh không cần kiểm
nữa.Ta chỉ cần tính lại vận tốc và cấp chính xác
v=

Π.d w1.n1 3,14.85.730
=
= 3,3
60000
60000

(6.40)[I]

Theo bảng (6.13) ,chọn cấp chính xác 8,tra bảng 6.16 hệ số làm việc êm g0 =56

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 17


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 …
1,25µm

PHẦN III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT

I.Giới thiệu:
- Truyền động đai là truyền động ma sát giữa đai và bánh đai. Ưu điểm của bộ truyền đai là
làm việc không ồn, thích hợp với vận tốc lớn. Đai không làm việc được trong điều kiện
ẩm ướt
- Chọ loại đai :
- Ta chọn loại đai dẹt vật liệu là vải cao su dày là loại có sứ bền tính đàn hồi cao ít chịu
ảnh hưởng của độ ẩm nhiệt độ, vận tốc truyền cao.
II.Các bước thiết kế bộ truyền đai :
+ Giai đoạn I : Nghiêng cứu các yêu cầu của bộ truyền
Ta thiết kế bộ truyền đai dẹt để dẫn truyền công suất từ động cơ đến hộp giảm tốc với tỷ
số truyền của đai là i đ = 1,82 số vồng quay của truc dẫn là n=730 v/p
Trục bị dẫn là n=270v/p

Đai làm việc trong nhiệt đọ và môi trường khô vận tốc khá lớn ta thiết kế bộ truyền đai
theo hai phương án sau đó chọn một phương án hợp lý.
+ Giai đoạn II :
Xác định các thông số hình học của đai

1.Xác định đường kính bánh đai.
Ta có sơ đồ đọng có A là khoảng cách trục D1,D2 là đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai
lớn α 1 , α 2 là góc ôm bánh nhỏ và bánh lớn
A =

2.L − 3,14( D1 + D2 ) +

[ (2.L − 3,14( D1 + D2 ) ] 2 − 8( D2 − D1 ) 2
8

(I1CT5-2T83)

a. Đường kính bánh đai nhỏ.

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 18


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân
Theo công thức D1=(1100 → 1300)

GVHD: Nguyễn Thanh

3

N1
, mm (I1 CT(5-6)_T84)
n1

Với N1 công suất trục dẫn kw
n1 Số vòng quay trong một phút của bằng số vòng quay của động trục bị dẫn cơ
11,3
Phương án 1: chọn D1=1100=1100. 3
= 274 mm
730
N1
11,3
Phương án 2 : chọn D1=1300 3
=1300 3
=324mm
n1
7300

π .D.n1
≤ (25 → 30) m s (I1CT5-7T84)
60.1000
3,14.274.730
= 10,5
Ta có :
PA1:V=
60.1000
3,14.324.730
= 12,4mm

PA2:V=
60.1000
Cả hai phương án đều thỏa mãn điều kiện
Ta có : D2 =i.D1
Phương án 1: D2 =1,82.274=498 mm
Phương án 2: D2 =1,82.324 =589mm
Tính số vòng quay trục
(1 − ε ). D1 n1
ε
D2 choün =0,1
n
Kiểm tra vận tốc theo điều kiện V=

2=

274
.730 = 397,6
498
Phương án 1: n2=
324
0,99.
.730 = 397,5
589
Phương án 2: n2=
730 − 397,6 100
∆n1 =
. 100 = 0,5 < 5%
730
730 − 397,5 100
∆n2 =

. 100 = 0,4 < 5%
730
b. Xác định chiều dài đai.
v
Ta có : Lmim=
(I CT(5-9) T85)
u maî 1
umax Là số vòng chạy lần nhất trong một giây của đai umax(3 ÷ 5) chọn umax=3
10,5
= 3,5m = 3500mm ( PA1)
Lmin=
3
12,4
= 4,2m = 4200mm ( PA2)
Lmin=
3
Thay Lvà D1,D2 vàocông thức A ta được:
0,99.

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 19


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

A1 =
A

2

=

2.3500 − 3,14(274 + 498) +

GVHD: Nguyễn Thanh

[ (2.3500 − 3,14(274 + 498) ] 2 − 8(498 − 274)2
8

2.4200 − 3,14(324 + 589) +

[ (2.4200 − 3,14(324 + 589) ] 2 − 8(589 − 324)2

8
- Kiểm tra điều kiện A ≥ 2(D1+D2) (I1 CT(5-10)T86)
Phương án 1: 1138>2(274+498)=1544mm
Phương án 2: 1377>2(324+589)=1826mm
Thỏa mãn
- Kiểm tra theo điều kiện góc ôm :
D − D1 0
57 > 150 0 (I1 CT(5-11)T86)
Phương án 1: α = 180 0 − 2
A
498 − 274 0
α = 180 0 −
57 = 167 0
1000
589

− 324 0
0
57 = 164 0
Phương án 2: α = 180 −
1000
Cả hai đều thỏa mãn điều kiện
( D − D1 ) 2
π
Tính lại L : L= 2 A + ( D2 + D1 ) + 2
(I1 CT5-1 T83)
2
4A
π
(498 − 274) 2
Phương án 1: L = 2.1138 + (498 + 274) +
= 3499 (mm)
2
4.1138
π
(589 − 324) 2
Phương án 1: L= 2.1377 + (589 + 324) +
= 4200 ( mm)
2
4.1377
N .1000
Để xác định chiều rộng đai ta xác định theo điều kiện bền mòn b ≥
vδ [δp ] 0 ct c v cb cα
T86)
δ
δ

≤[
] (I1 CT5-12 T86)
Chiều dài đai δ chọn theo tỷ số
D1
D1
δ
1
D 274
≤
δ= 1=
= 6,85 ( PA1)
Ta có :
40 40
D1 40
D1 324
=
= 8,1 (PA2)
40 40
Chọn ứng suất công ban đầu δ 0 = 1,8 N mm 2 ,Theo(I1 B5-7 T89 ) có δ p

= 1138  
= 1377

(I1 CT5-13

δ=

[ ]

ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ trọng tải

c α Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm
cv Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
cb Hệ số xét đến ảnh hưởng của bộ truyền
Theo(I1 B5-7,5-8,5-6T90,89)ta coï ct=0,8 c α =0,97,cv=0,9, cb=1

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

0

= 2,25 N

mm 2

Page 20


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân
Phương án 1:

b≥

GVHD: Nguyễn Thanh

6,85.1000
= 96
10,5.4,3.2,25.0,8.0,97.0,9

8,1.1000
= 114

12,4.4,3.2,25.0,8.0,97.0,9
Chiều rộng B của bánh đai
B=1,1b+( 10 ÷ 15 )(I1 CT,5-14T91)
Phương án 1: B=1,1.96+10=115,6(mm) ta láúy B=125(mm)
Phương án 2: B=1,1.114+10 =135,4mm láúy B=140mm
Xác định lực căng đai
S0= δ 0δ .b (I1 CT,5-16 T91)
Phương án 1: S0=1,8.4,3.96=743.04N
Phương án 2: S0=1,8.5,08.114=1072N
α
Lực tác dụng lên trục : R=3S0.sin
(I1 CT5-17T91)
2
167
= 1453,4 N
R1=3.487,6 sin
2
164
= 3184,7 N
R2=3.1072. sin
2
Giai đoạn III :
Qua hai phương án thiết kế ta thấy cả hai phương án đều thỏa mãn tuy nhiên ta phải chọn
phương án một vì phương án này làm bộ truyền đai có kích thướt nhỏ gọn
Vậy ta đã thiết kế bộ truyền đai với các thong số hình học
Khoảng cách trục A=1138 chiều dài đai L=3499mm
Góc ôm α = 167 0 chiều rộng đai b=63 chiều dài đai là 8,1mm
Bánh đai : Đường kính bánh đai nhỏ D1=274mm,D2=498mm
Lực căng đai S0=743,04N ,Râ=1453,4
Ta có kết cấu bánh đai như hình vẽ :

Phương án 2:

b≥

IV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
1.Thông số khớp nối trục đàn hồi

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 21


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Do khớp nối truyền công suất tương đối lớn nên ta chọn cách nối trục vòng đàn hồi. T đc=
147829 (Nmm). Khi đó tra bảng16.10a các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
được tra theo mômem xoắn.
T =500 (M.m)
d = 40 (mm)
D = 170 (mm)
dm = 80 (mm)
L = 175 (mm)
l = 110 (mm)
d1 = 71 (mm)
Do = 130 (mm)
Z=8
nmax = 3600

B=5
B1 =70
l1 = 30 (mm)
D3 = 28 (mm)
l2 = 32(mm)
2. Thiết kế trục
a.Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục I, II, III trong hộp truyền giảm tốc là thép 35 có
σ b = 600 MPa , ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 15..30 Mpa
b.Tính đường kính sơ bộ
T
3
d=
0,2.[τ ]
(10.9)[I]
[ ]-ứng suất xoắn cho phép [ ]= 15...30 Mpa, lấy số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm
tốc, trị số lớn đối với trục ra
3 146351
≈ 37mm
d1 =
0,2 × 15
d2 =

3

378463
≈ 45mm
0,2 × 20

983650

≈ 58mm
0,2 × 25
Ở đây do trục I (d1) nối với động cơ điện 4A160M8Y3 có đường kính trục dđc =42 mm.
d1=(0,8..1,2) dđc = (0,8..1,2).42 = 36.6…50,4 mm.
Vậy chọn d1 = 35 mm.
c.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Dựa theo bảng 10.2, 10.3 [I] ta chọn
mm
mm
mm
mm
mm
Tra bảng (10.4),(10.3)[I], kết quả tính được khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến
chi tiết quay thứ i như sau:
l12 = - lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + k3 +hn = 78,25 mm
l13 = 0,5 × (lm13 + b0) + k1 +k2 = 69,5 mm
2.55,5 = 139 mm
l22 = 0,5 × (lm22 + b0) + k1 +k2 = 74,3 mm
l23 = l11 +k1 + b0+ l32 = 259 mm
l21 = l23 + l32 = 343 mm
l32 = 0,5(lm32+ b0) + k1 +k2 = 0,5(1,5.60+19)+10+15 = 84 mm
l31 = 2 l32 = 84.2 = 168 mm
l33 = l31 +0,5.(lm33 + b0) +k3 + hn = 262

d3 =

3

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 22


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

d.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quáy tác dụng lên trục:
Ta có sơ đồ bố trí hộp giảm tốc như hình (10.9)[I]

`
Lực từ đai tác dụng lên trục 1 hướng theo phương y có trị số là:
Fy12 = 1453 N.
Theo phương y có trị số là
Fx12 = 3185 N
Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi tạo ra: Fx33= (0,2 ÷ 0,3) Fr ; Fr = 2TIII/D0 ,
Tra bảng 16.10a ta chọn D0 = 71 mm: Fx33 = 2459 N
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần:
Fx: Lực vòng.
Fy: Lực hướng tâm.
Fz: Lực dọc trục.
Với trục 1:
2T1
2.146350
=−
= −4503N
Fx13= −
dw11
65

Fx13 .tgα tω
4503.tg300
=−
= −2600 N
Fy13 = −
Cosβ
cos0 0

Fz13 = − Fx13 .tgβ = 0 N
Với trục 2:
Fx22= - Fx13 = 4503 N
Fy22= - Fy13 = 2600 N
Fz22= - Fz13 = 0 N
2.T
2.378463
Fx23 = −
=−
= −11645N
d w23
65
Fy23 = Fx23 .tgα tw = 11645.tg300 = 6723N

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 23


Đồ Án Chi Tiết Máy
Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

Với trục 3:
Fx32= - Fx23 = 11645 N
Fy32= - Fy13 = - 6723 N
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Khi đó ta có các biểu đồ Momen và các giá
trị tương ứng trên các vị trí, khi tính toán momen uốn tổng và các momem tương đương tại
các thiết diện ta tiến hành làm tròn, các kết qủa có sai số đó được bù bằng hệ số an toàn
khi các trục được kiểm nghiệm. Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ:
Với trục 1:
Fl y11 = ( Fy13 .l13 + Fy12 .l12 ) /l11 = 2117 N

Fl y10 = Fl y11 + Fy12 + Fy13 = 6170
Flx11 =

(Fx13.l13 +Fx12 .l12 ) = 4044 N
l11

Fl x10 = Fx13 + Fx12 − Flx11 = 3644 N
Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng(với các tiết diện 0, 1, 3: lần lượt
là các tiết diện từ trái sang phải ứng với các trục tương ứng:
M td 12 ≈ 146000 Nmm
M 11 = M x21 + M y21 ≈ 273600 Nmm
M td 11 = M 112 + 0,75.T 2 = 273600 2 + 0,75.146000 2 ≈ 301000mm
M 13 = M x23 + M y23 = 281000 2 + 147000 2 ≈ 317000 Nmm
M td 13 = M 132 + 0,75.T 2 = 152000 2 + 0,75.53000 2 = 159000 Nmm

Đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ:
M
d 12 = 3 td 12 = 32mm

0,1[σ ]
d 11 = 3

M td 11
= 41mm
0,1[σ ]

M td 13
= 41.2mm
0,1[σ ]
Khi đó theo tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ và điều kiện bền ta chọn thông số các
đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là: d12 =40 mm, d11 = 45 mm và d13 =
48mm.Khi tính toán lắp bánh răng lên trục 1 ta dùng then bằng để truyền momen xoắn.Khi
đó theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau:
d13 = 3

Đường
kính trục

45

Kích thướt tiết
diện

Chiều sâu rãnh
then

Bán kính góc lượn của
rãnh

b

h

t1

t2

nhỏ nhất

lớn nhất

14

9

5,5

3,3

0,25

0,4

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 24


Đồ Án Chi Tiết Máy

Tân

GVHD: Nguyễn Thanh

40

12

8

5

3,3

0,25

0,4

48

14

9

5,5

3,3

0,25

0,4

Với trục 2:
Fl y 21 = − Fy 22 .l22 + Fy 23 .l23 / l21 = 5639

(
)
Fl = −( Fl + F + F ) = 14962
Fl x 21 = − ( Fx 22 .l22 + Fx 23 .l23 ) / l21 = −(4503.74,3 − 11645.259) / 343 = 9768 N
Flx20 = −( Flx21 + Fx22 + Fx23 ) = -(7000 + 4503 – 11645) = 31110 N
y 20

y 21

y 22

y 23

Momen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng:
M td 21 = 0,75.T 2 = 0,75.3784632 ≈ 327000 Nmm
M 22 = M x21 + M y21 = 220000 Nmm
M td 22 = M 222 + 0,75.T 2 = 394000 Nmm
M 23 = M x22 + M y22 = 510000 Nmm

M td 23 = M 232 + 0,75.T 2 = 606000 Nmm
Đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ:
M
327000
d 21 = 3 td 21 = 3
= 41,7 mm

0,1[σ ]
0,1.45

SV: Nguyễn Bá Anh Hào - Lớp: 08LTĐL1

Page 25