Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc khai triển

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
1

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

MỤC LỤC

\

2

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Lời nói đầu
Hiện nay khoa học kỹ thuật đang phát triển mang lại những lợi ích cho con
người về tất cả những lĩnh vực của đời sống xã hội. Để nâng cao đời sống nhân
dân, để hoà nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng như
trên thế giới. Đảng và Nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những năm tới
nhằm tiến tới công nghiệp hoá và hiện đại hoá đất nước.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển
nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan
trọng trong việc sản xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân.
Để thực hiện việc phát triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kỹ
thuật có trình độ chuyên môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của
công nghệ tiên tiến, công nghệ tự động hoá theo dây truyền trong sản xuất .
Nhằm thực hiện mục tiêu đó, sinh viên trường ĐHKT Công Nghiệp - Thái
Nguyên nói riêng và những sinh viên của các trường kỹ thuật nói chung trong cả
nước luôn cố gắng phấn đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức
đã được học và tìm hiểu trong quá tình học tập để có thể đóng góp một phần trí tuệ

và sức lực của mình vào công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỷ mới .
Làm quen với công việc thiết kế, chúng em đã được giao “ Thiết kế trạm dẫn
động dùng cho băng tải”. Qua đồ án này, chúng em có thể tổng kết lại những kiến
thức lý thuyết đã được học, củng cố và mở rộng thêm kiến thức, hiểu rõ hơn công
việc của một kỹ sư tương lai. Tuy nhiên với những hiểu biết còn hạn chế cùng với
kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của chúng em không tránh khỏi những
thiếu sót. Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo trong bộ môn
Thiết kế cơ khí và các thầy cô giáo trong khoa cơ khí để đồ án của em được hoàn
thiện hơn .
Sinh viên thực hiện :
1- Nguyễn Văn Nhậm
2- Đinh Văn Đạt
Giảng viên hướng dẫn :
Ngô Quốc Huy

3

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 PGS. TS. Trịnh Chất – TS. Lê
Văn Uyển. Nhà xuất bản Giáo Dục – 2007

[2] – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 2 PGS. TS. Trịnh Chất – TS. Lê
Văn Uyển. Nhà xuất bản Giáo Dục – 2007

[3] – Hướng dẫn đồ án Chi Tiết Máy 2013Vũ Ngọc Pi – Nguyễn Văn Dự.

[4] – Tập bản vẽ Chi tiết máy
Nguyễn Bá Dương – Nguyễn Văn Lẫm – Hoàng Văn Ngọc – Lê Đắc Phong
Nhà xuất bản Đại học và trung học chuyên nghiệp-Hà Nội-năm 1978.

[5] – Dung sai và lắp ghép – PGS.TS. Ninh Đức Tốn. Nhà xuất bản giáo dục.

Phần I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
4

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

1. Chọn động cơ điện
1.1 Chọn kiểu, loại động cơ
Với thị trường hiện nay việc chọn động cơ là điều không quá khó khăn, để chọn
động cơ phù hợp với điều kiện sản xuất, điều kiện kinh tế, cho hiệu quả cao nhất,
thì cần phải lắm rõ một số loại động cơ phổ biến.
Sau đây là một vài loại động cơ đang có mặt trên thị trường:
+ Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số
mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo
chiều dễ dàng ... nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải
tăng thêm vốn đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị
vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm ...
+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại: một pha và ba pha
Động cơ một pha: có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho các dụng cụ gia đình.
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha: đồng bộ và không đồng bộ.
So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm
hiệu suất và hệ số cosφ cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối

phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ, do đó chúng
được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (100kw), khi cần đảm bảo chặt
chẽ trị số không đổi của vận tốc góc.
Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto ngắn mạch:
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong
một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng điện mở máy thấp nhưng hệ số cosφ thấp,
giá thành đắt, vận hành phức tạp do đó chỉ dùng thích hợp trong một phạm vi hẹp
để tìm ra vận tốc thích hợp của dây chuyền công nghệ đã được lắp đặt.
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch có ưu điểm là kết cấu đơn giản,
giá thành hạ, dễ bảo quản, có thể trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi

5

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

dòng điện song hiệu suất và hệ số công suất thấp so với động cơ ba pha đồng bộ,
không điều chỉnh được vận tốc.
Từ những ưu, nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc, ta chọn Động
cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch.
1.2 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:

Pdmdc ≥ Pdtdc

(kW)

Trong đó: -

Pdmdc
Pdtdc

theo công thức 2.19[1]
: Công suất định mức của động cơ.
: Công suất đẳng trị trên trục động cơ.

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ:
Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên :
Plvct
P =
η∑

Pdtdc = Plvdc

dc
lv

Với: -

Trong đó : -

Plvct

η∑

(kW): Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.

: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.
: Hiệu suất chung của toàn hệ thống.

Ta có :
Plvct =

Ft v
103

(kW)
6

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Với : -Ft : Lực vòng trên trục công tác (N);
-v : Vận tốc vòng của băng tải (m/s).
⇒ Plvct =

Ft v 7500.1,2
=
= 9(k W )
103
103

η∑ = η mbr .η n ol .η l kn .η k x

theo công thức 2.9[1]

trong đó (m là số cặp bánh răng trụ, n là số cặp ổ lăn, l là số khớp nối, k là số bộ
truyền xích ).
Tra bảng 2.3[1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:
Với :

-

ηbr = 0,96

: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ. (2 cặp)

η x = 0,96
: Hiệu suất bộ truyền xích.
-

ηol = 0,99
ηkn = 1,0

: Hiệu suất các cặp ổ lăn. (4 cặp ổ lăn)
: Hiệu suất khớp nối. (2 khớp nối)

⇒ η∑ = 0,962.0,994.1,0.0,96 = 0,85

Pdtdc = Plvdc =

Vậy ta xác định được :
Thay vào 1.1 ta có

Plvct

9
=
= 10,59(k W )
η ∑ 0,85

Pdmdc ≥ 10,59(k W )

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ
Động cơ có số vòng quay càng lớn thì kích thước, trọng lượng, giá thành động
cơ giảm. Về mặt này nên chọn động cơ có số vòng quay lớn. Tuy nhiên nếu số
7

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

vòng quay càng lớn thì tỷ số truyền động chung càng lớn và kết quả là làm tăng
khuôn khổ, kích thước, giá thành của các bộ truyền, trục, ổ, với lý do này nên chọn
động cơ có số vòng quay nhỏ.
Vì vậy cần phải chọn số vòng quay của động cơ hợp lý. Số vòng quay đồng bộ
của động cơ
(còn gọi là tốc độ từ trường quay), theo tiêu chuẩn có các số vòng quay: 3000,
1500, 1000, 750,… (v/ph).
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác
định theo công thức:

ndb =

60 f

p
f

f

: Tần số của động cơ xoay chiều (Hz) (
p
p
: Số đôi cực từ ( = 1; 2; 3; … )

-

= 50Hz )

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ của động cơ có giá trị là 3000, 1500, 1000,
750,... (v/ph).
Khi số vòng quay đồng bộ của động cơ càng tăng thì khuôn khổ, khối lượng và giá
thành động cơ giảm ( vì số đôi cực p giảm ), trong khi đó hiệu suất và hệ số công
suất ( cosφ ) càng tăng. Vì vậy người ta mong muốn sử dụng động cơ có số vòng
quay cao.
Tuy nhiên dùng động cơ với số vòng quay cao lại yêu cầu giảm tốc độ nhiều
hơn, tức là phải sử dụng hệ thống dẫn động với tỷ số truyền lớn hơn, kết quả là
kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Vì vậy kết hợp hai yếu tố trên cần chọn số vòng quay thích hợp cho động cơ: Chọn

p

f
= 2;

= 50Hz. Ta có số vòng quay đồng bộ của động cơ:
8

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên




Thuyết minh đồ án chi tiết máy

⇒ ndb =

60.50
= 1500(v / ph)
2

Số vòng quay của trục công tác được xác định theo công thức:

- Với hệ dẫn động băng tải

60.103.v
nct =
(v / ph)
πD

-

D: Đường kính tang dẫn của băng tải (mm)

-

v: Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

⇒ nct =

60.103.v 60.103.1, 2
=
= 41,67(v / ph)
πD
π .550

• Tỷ số truyền nên dùng
Với: -

unhd = 8 ÷ 40
undx = 1,5 ÷ 5

h
u∑ nd = und
.undx

: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp.
: Tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền xích.

(Tra bảng 2.4[1]).
h
x
⇒ u∑ nd = und
.und
= (8 ÷ 40).(1,5 ÷ 5) = (12 ÷ 200)

Vậy ta xác định được số vòng quay nên dùng của động cơ:
dc
nnd
= u∑ nd .nct = (12 ÷ 200).41,67 = (500,04 ÷ 8334)(v / ph)

⇒

Từ công thức (1.6) ta có:

dc
ndb ∈ nnd

1.4 Chọn động cơ sử dụng thực tế

9

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Căn cứ vào công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

Plvdc

ta tiến hành

tra bảng P1.3[1] chọn động cơ có công suất định mức thỏa mãn điều kiện và có số
vòng quay đồng bộ của động cơ

Kiểu động
cơ
4A160S4Y
3

Công
suất
(KW)
15,0

ndb

, thành lập bảng sau :
ϕ
η%
Vận tốc
cos
quay
(v/ph)
1460
0,88
89

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

2,2

1,4

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, quá tải cho động cơ
1.5.1 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
ì của hệ thống. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức:
dc
Pmm
≥ Pbddc

(kW)

Trong đó:
dc
Pmm

-

Pbddc
-

: Công suất mở máy của động cơ.
: Công suất cản ban đầu.

Xác định công suất mở máy của động cơ:
dc
Pmm
=

Tk dc
.Pdm = 1,4.15,0 = 21(k W )
Tdn

Xác định công suất cản ban đầu:

Pbddc = K bd .Plvdc = 1,25.10,59 = 13,24(k W )
(

K bd

: Hệ số cản ban đầu theo sơ đồ tải trọng ).
10

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
dc
⇒ Pmm
> Pbddc

( Thỏa mãn điều kiện ).

1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Trong quá trình làm việc tải trọng không đổi vì vậy không cần kiểm tra điều kiện
quá tải cho động cơ.
2. Phân phối tỷ số truyền

Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống

Với: -

ndc
nct

⇒ u∑ =

u∑

u∑ =
xác định theo:

ndc
nct

: Số vòng quay của động cơ đã chọn.
: Số vòng quay của trục công tác.

ndc 1460
=
= 35,04
nct 41,67

Hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:

u∑ = ung .uh

ung
Với: -

uh

: Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp.

: Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp.

2.1 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:

ung = (0,1 ÷ 0,15).uh

⇒ ung = (0,1 ÷ 0,15).u∑

(0,1 ÷ 0,15).35,04 = 1,87 ÷ 2,29
=

11

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Bộ truyền ngoài hộp giảm tốc là bộ truyền xích, yêu cầu khi thiết kế cần giảm
thiểu về động năng va đập và mòn xích, giảm thiểu sai số khi truyền giữa các răng

đĩa xích, dựa theo bảng 5.4

[ 1]

và bảng 2.4

[ 1]

ung
,ta chọn

=2,0.

2.2 Tính toán tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp giảm tốc
uh =

u∑ 35,04
=
= 17,52
ung
2,0

Từ công thức 1.13 ta có:
Ta lại có:

uh = ∑ ui = u1.u2

Phân phối TST theo chỉ tiêu: hàm đa mục tiêu với thứ tự-ưu tiên các hàm đơn mục
tiêu sau: khối lượng lớn các bộ truyền , mômen quán tính thu gọn và thể tích các
bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất.
Ta có:
Tỷ số truyền cấp nhanh:

⇒

u2 =
Tỷ số truyền cấp chậm:

u1 ≈ 0,825. 3 uh2 = 0,825. 3 17,522 = 5,57

uh 17,52
=
= 3,15
u1 5,57

3.Xác đinh thông số trên các trục
3.1 Xác định công suất trên các trục
Ta có

Pdc = Plvdc = 10,59(kW)

Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo công thức:
-

Công suất danh nghĩa trên trục I:

P1 = Plv .ηkn .ηol = 10,59.1,0.0,99 = 10,48(kW)
12

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy
-

Công suất danh nghĩa trên trục II:

P2 = P1.ηbr .ηol = 10,48.0,96.0,99 = 9,96(kW)
-

Công suất danh nghĩa trên trục III:

P3 = P2 .ηbr .ηol = 9,96.0,96.0,99 = 9, 47(kW)
-

Công suất danh nghĩa trên trục công tác:

Pct = P3 .η x .ηol = 9(KW)
3.2 Xác định số vòng quay trên các trục
-

Tốc độ vòng quay trên trục I:

n1 =
-

ndc 1460
=
= 1460(v / ph)
U kn
1

Tốc độ vòng quay trên trục II:

n2 =
-

n1 1460
=
= 262,12(v / ph)
U1 5,57

Tốc độ vòng quay trên trục III:

n3 =

n2 262,12
=
= 83,21(v / ph)
U2
3,15

Tốc độ quay trên trục công tác:

nct =

n3 83, 21
=
= 41,67(v / ph)
U ng
2,0

3.3 Xác định Momen xoắn trên các trục

Ti = 9,55.106.
Áp dụng công thức:

Pi
ni

13

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Tính toán Momen xoắn trên các trục:
-

Momen xoắn trên trục động cơ:

Tdc = 9,55.106.
-

Momen xoắn trên trục I:

P1
10,48
= 9,55.106.
= 68550,685( N .mm)
n1
1460

T1 = 9,55.106.
-

Momen xoắn trên trục II:

T2 = 9,55.106.
-

P2
9,96
= 9,55.106.
= 362879,597( N .mm)
n2
262,12

Momen xoắn trên trục III:

T3 = 9,55.106.
-

Pdc
10,59
= 9,55.106.
= 69270,205( N .mm)
ndc
1460

P3
9,47
= 9,55.106.

= 1086870,568( N .mm)
n3
83,21

Momen xoắn trên trục công tác:

Tct = 9,55.106.

Pct
9
= 9,55.106.
= 2062634,989( N .mm)
nct
41,67

3.4 Bảng tổng hợp kết quả

Trục
Thông số
Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(v/ph)
Công suất
(kW)

Động cơ

I

ukn = 1

II
u1 = 5,57

III

Công tác

ung = 2,0

u2 = 3,15

1460

1460

262,12

83,21

41,67

10,59

10,48

9,96

9,47

9

14

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Mômen xoắn
(N.mm)

69270,205

68550,685

362879,597

1086870,568

2062634,989

Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH.
Chọn loại xích:
Có 3 loại xích : xích ống, xích con lăn và xích răng. Trong 3 loại xích trên ta chọn
xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm :
- Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống ) bằng
ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích lăn).
Chế tạo dễ dàng hơn, không phức tạp bằng xích bánh răng.

- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống.
- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế.
- Phù hợp với vận tốc yêu cầu.
Vì công suất không quá lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy.
2. Xác định các thông số của bộ truyền xích.
a Chọn số răng xích:
Số răng xích càng ít xích càng quay không đều, động năng va đập càng lớn, do đó
A.
1.

xích càng nhanh mòn . Vì vậy khi thiết kế phải đảm bảo số răng nhỏ nhất của đĩa
xích phải lớn hơn Zmin (Zmin =17÷19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình, Zmin
=13÷15 khi vận tốc thấp).
Từ số răng Z1 tính ra số răng đĩa lớn
Ta có: ux = ung = 2,0

Z 2 = u.Z1 ≤ Z max

Dựa vào bảng 5.4[1] ta có:
Z x1 = Z1 = 29 – 2ung = 29 – 2.2, 0 = 25 ( răng ) .

Chọn Z1 = 25

Từ(2.1) => số răng đĩa xích lớn:
Z x 2 = Z 2 = ung . Z1 = 2, 0.25 = 50 ( răng ) .

Chọn Z2 = 50

Vậy Z2 = 50 (răng) < Zmax = 120 ( răng).
15

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Vậy tỷ số truyền thực:
ut =
b Xác

Z 2 50
=
= 2,0
Z1 25

định bước xích p:

P = 10,59KW ; n3 = 83,21 v/ph ; T3 = 1086870,568 N.mm
Với Z01 = 25 , số vòng quay đĩa nhỏ n01 = 50; 200; 400; 600; 800; 1000; 1200 và 1600 v/ph.
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích, chọn theo mong muốn có bước xích nhỏ
hơn có thể dùng xích nhiều dãy, khi đó:

Pd =

Theo 5.5[1] ta có:

Pt P.k .k z .k n
=
≤ [ P]
kd

kd

Trong đó:

kz =
+ kz hệ số số răng

Z 01 25
=
=1
Z1 25

+ Chọn n01= 200 v/ph

kn =

n01
200
=
= 2,40
n03 83,21

(hệ số số vòng quay)

+ Hệ số k theo 5.4[1]
k=kokakđckbtkđkc
Với: k0 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
Do đường nối 2 tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang góc ≤ 60° nên k0 = 1
+ ka hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Với khoảng cách trục
a = (30÷50)p nên ka =1

+ kđc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích vị trí trục không
điều chỉnh được kđc = 1,25

16

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

+ kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, môi trường làm có bụi, chất lượng
bôi trơn II theo bảng 5.7[1] => kbt = 1,3
+ kđ: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng do tải trọng không đổi
kđ = 1,25
+ kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, bộ truyền làm việc trong thời
gian 15,6 giờ một ngày tức là 2 ca, kc = 1,25

⇒ k = 1.1.1,25.1,3.1,25.1,25 = 2,54
+ kd: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số dãy xích kd = 1 (có một dãy xích)
Pd =

10,59.2, 54.1.2, 40
= 64,56
1

(KW)

Chọn công suất cho phép [P] = 68,1 KW theo bảng 5.5[1]

với

 n01 = 200(v / ph)

 Pd = 64,56(K W )

Bước xích

p = 50,8 mm

Đường kính chốt

dc = 14,29 mm

Chiều dài ống

B = 45,21 mm

Khoảng cách trục và số mắt xích.
- Khoảng các trục a = (3050)p
Ta chọn a= 30p = 30.50,8 = 1524 (mm)
- Số mắt xích :
c

2a Z1 + Z2 ( Z2 - Z1 ) .p 2.1524 25 + 50 ( 50 - 25 ) .50,8
x=
+
+
=
+
+

= 97,51
p
2
4π 2a
50,8
2
4π 2 .1524
2

2

Lấy số mắt xích chẵn x= 98

17

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

- Tính lại khoảng các trục a (mm):
2

2 ( Z 2 − Z1 )
2

a = 0,25p  x − 0,5 ( Z2 + Z1 ) +  x − 0,5 ( Z 2 + Z1 )  −
π2







2

2
 ( 50 − 25 )  

a = 0,25.50,8 98 − 0,5 ( 50 + 25 ) + 98 − 0,5 ( 50 + 25 )  − 2. 
 
π

 


Ta có a =1523,290 (mm)

Để xích tải không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục a một lượng
là a
a = (0,002 0,004)a

ta lấy a = 0,003a

Vậy a = 0,003.1523,290 = 4,57 (mm)
Do đó:
a = 1523,290 – 4,57 = 1518,72 (mm)
- Chiều dài xích tải L(mm):
L= p.x = 50,8.98 =4978,4 (mm)

- Số lần va đập của xích là:
i=

Z1.n 3
≤ [ i]
15.x

i=
=>

25.83,21
= 1,42
15.98

Tra bảng 5.9[1], với xích con lăn ta được [i] = 15
Vậy i [i]
Kiểm nghiệm bền xích về độ bền.
Ta kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
Q
s=
≥ [ s]
K d .Ft + F0 + Fv
d

Trong đó:

+ Q: Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2[1] với xích con lăn:
18

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Q = 226,8 (KN) = 226800 (N), khối lượng một mét xích 9,7 kg.
+ Kđ : Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,2 (ứng với chế độ làm việc trung bình).
Ft =
+ Ft : Lực vòng,

1000P
v
v=

Ft =

Z1.p.n 25.50,8.83,21
=
=1,761 (m/s)
60.103
60.103

1000.10,59
=6013,629 (N)
1,761

+ Fv : Lực căng do lực li tâm sinh ra, tính theo công thức:
Fv = q.v2 = 9,7. 1,7612 = 30,081 (N)
+ F0 : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
Với: kf Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích và vị trí bố trí bộ truyền, phụ
thuộc vào độ võng f của xích , f thường dùng (0,001…0,002)a lấy kf = 6;4;2 và 1.

Lấy kf = 4.
a: khoảng cách trục (m)
=> F0 = 9,81.Kf.q.a = 9,81.4.9,7. 1518,72.10-3 = 578,067 (N)
s=
=>

Q
226800
=
= 28,986
K d .Ft + F0 + Fv 1,2.6013,629 + 578,067 + 30,081

[s]: Hệ số an toàn cho phép, tra bảng 5.10[1]
với n1 = 83,21 (v/ph); => [s] = 9,3
Vậy s > [s] => bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
e

Đường kính đĩa xích.

-Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

19

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

d1 =

d2 =

p
50,8
=
= 405,319(mm)
π 
π 
sin  ÷ sin  ÷
 25 
 Z1 

p
50,8
=
= 809,039( mm)
π 
π 
sin  ÷ sin  ÷
 50 
 Z2 

- Đường kính vòng đỉnh răng:

 π 

 π 
d a = p 0,5 + cotg  ÷ = 50,8. 0,5 + cotg  ÷ = 427,523( mm)
 25  


 Z1  

1


 π 

 π 
d a = p 0,5 + cotg  ÷ = 50,8 0,5 + cotg  ÷ = 832,843 ( mm)
 50  

 Z 2 

2

Tra bảng 5.2[1] với p=50,8 ta có d1 = 28,58 mm. Với
r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.28,58 + 0,05 = 12,904

(mm)

d f = d1 − 2r = 405,319 − 2.12,904 = 379,551 ( mm)
1

=>

d f = d 2 − 2r = 809,039 − 2.12,904 = 783,231 ( mm)
2

=>

Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc trên mặt đĩa xích phải kiểm nghiệm:
K r ( Ft .K đ + Fvd ) .E
σ H = 0, 47
≤ [σH ]
A.K d
Điều kiện:
Trong đó:
f

: Ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 5.11[1] khi chọn vật kiệu là thép 45, tôi cải
thiện thì: = 500 (MPa)
Fvd : Lực va đập trên đĩa m dãy xích (N)
20

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Fvd = 13.10-7 n3.p3.m = 13.10-7.83,21. 50,83.1 = 14,181 (N)
Kd : Hệ số phân bố không đều tải trọng các dãy, Kd = 1 ( xích 1 dãy )
trong đó với Z1 =25, kr = 0,42 ; E = 2,1.105 MPa ; A = 645 mm2
σ H1 = 0, 47

K r ( Ft .K đ + Fvd ) .E
A.K d

=>

0,42.( 6013,629.1,25 + 14,181) .2,1.105
= 0,47
= 476,963(MPa)
645.1
Vậy dùng thép 45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt HB210 và
= 500 (MPa) là vật liệu đảm bảo đủ bề để chế tạo đĩa xích
Ta có:

σ H2 = 0, 47

K r ( Ft .K đ + Fvd ) .E
A.K d

Với: Z2 = 50 => Kr = 0,24; E=2,1.105 ; Kd = 1 ; A = 645(mm2)

σH

2

0,24.( 6013,629.1,25 + 14,181) .2,1.105
= 0,47
= 360,550(MPa)
645.1

Theo bảng 5.11[1]
Dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất cho phép

[ σ H 2 ] [ σ H1 ]
=

Vậy

= 600 (Mpa)

σ H 1 < [ σ H 1 ]

σ H 2 < [ σ H 2 ]

độ bền tiếp xúc cho răng đĩa được đảm bảo.

Xác định lực tác dụng lên trục.
Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức:
c.

21

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

Fx = K x .Ft

Theo(5.20) [1]
Với Kx = 1,15 bộ truyền nằm ngang nghiêng góc nhỏ hơn 400
=> Fx = 1,15.6013, 629 = 6915, 673 ( N )

3. Thông số của bộ truyền xích:
Thông số

Kí hiệu

Loại xích

Giá trị
Xích con lăn 1 dãy

Bước xích

p

50,8 mm

Số mắt xích

x

98

Chiều dài xích

L

4978,4 mm

Khoảng cách trục

a

1518,72 mm

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

25

Số răng đĩa xích lớn

Z2

50

Vật liệu đĩa xích

45

Thép 45 tôi cải thiện

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

d1

405,319 mm

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2

809,039 mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

427,523 mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da2

832,843 mm

Đường kính chân răng đĩa xích lớn

df1

379,551 mm

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df2

783,231 mm

Lực tác dụng lên trục

Fx

6915,673 N

B.

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

22

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

- Bộ truyền bánh răng đã cho là bộ truyền bánh răng trụ. Dựa vào các tiêu chí kỹ
thuật, kinh tế ta thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cho hộp giảm tốc.
Do:
- Ở bánh răng nghiêng, các răng không song song với đường sinh mà làm với
đường sinh một góc

β

nên các răng chịu tải và thôi tải một cách dần đồng thời

trong vùng ăn khớp luôn có ít nhất hai đôi răng vì vậy bánh răng nghiêng làm việc
êm hơn, va đập và tiếng ồn giảm so với bánh răng thẳng.
- Tiết kiệm được chi phí chế tạo.
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
1.Chọn vật liệu
Đóng vai trò là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và
bộ truyền bánh răng nói riêng.
Hộp giảm tốc được thiết kế có công suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể
cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và
bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau.

Loại bánh Loại

Nhiệt

răng

luyện thép

Nhỏ
Lớn

thép

Độ rắn

Giới

hạn Giới

bền

chảy

σb

σ ch

45

Tôi

cải HB1=250

(MPa)
850

45

thiện
Tôi

cải HB2=240

750

hạn

( MPa)
580
450
23

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên

Thuyết minh đồ án chi tiết máy

thiện

2. Xác định ứng suất cho phép
Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép
ứng suất uốn cho phép

[σF ]

[σH ]

và

:

2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH ]

được xác định theo công thức 6.1[1] :

σ Ho lim
[σ H ] =
.Z R .ZV .K xH .K HL ( MPa )
SH
Trong đó: -

ZR
ZV

: Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc.
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

K xH

: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy:
-

σ Ho lim

Tra bảng 6.2[1]:

Z R .ZV .K xH = 1

: Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.

σ Ho lim = 2 HB + 70

- Trên bánh răng nhỏ:
- Trên bánh răng lớn:

σ Ho lim = 2 H1 + 70 = 2.250 + 70 = 570( MPa)

σ Ho lim = 2.H 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550( MPa)

24

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên


Thuyết minh đồ án chi tiết máy

-

SH

: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

Tra bảng 6.2[1]:
-

K HL

S H = 1,1

: Hệ số xét đến tuổi thọ.

K HL = mH
Theo công thức 6.3[1]:
Trong đó: Trường hợp
-

mH

N HO

N HE

: bậc của đường cong mỏi.

HB ≤ 350 ⇒

Chọn

mH = 6

N HO

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
2,4
N HO = 30.H HB
Theo công thức 6.5[1]:
N HE
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N HE = 60.c.n.t∑
Theo công thức 6.7[1]:
:

- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1).
-n : Số vòng quay trong trong 1 phút.
-

t∑
:

Tổng số giờ làm việc.

t∑ = (0,65.24).(0,7.365).6 = 23914,8(h)
a, Bánh răng nhỏ:
2 ,4
N HO1 = 30.H HB
= 30.250 2,4 = 17,07.106

-

N HE1 = 60.c.n1.t∑ = 60.1.1460.23914,8 = 2,09.109
25

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên