Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Header Page 1 of 113.
TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: HỒ NGUYỄN CÔNG MINH

MSSV: G0901548

Ngành đào tạo: KT ÔTÔ – MÁY ĐỘNG LỰC
Ngƣời hƣớng dẫn: DƢƠNG ĐĂNG DANH

Ký tên

Ngày hoàn thành

Ngày bảo vệ
ĐỀ TÀI
Đề số 9: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 12

1

Footer Page 1 of 113.


Header Page 2 of 113.
Hệ dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc trục vít –

bánh rang; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F(N) :
Vận tốc xích tải, v(m/s) :
Số răng đĩa xích tải dẫn, z (răng):
Bƣớc xích tải, p (mm):
Thời gian phục vụ, L (năm):
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

Phƣơng án
F, N
v, m/s
z, răng
p, mm
L, năm
t1, giây
t2, giây
T1
T2

12
19500
0,3
9
110
8
15
37
T

0,5T

2

Footer Page 2 of 113.


Header Page 3 of 113.

Lời nói đầu

Đ

ất nƣớc ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan
trọng đối với đời sống con ngƣời. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng
năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao
động của ngƣời nông nhân và công nhân một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn
cho ngƣời học trong quá trình làm việc.
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác,
một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và
cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất
nƣớc.
Đồ án chi tiết máy nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy,
Chi Tiết Máy, Vẽ Cơ Khí…và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp
giảm tốc là 1 bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ
bản nhƣ bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung
và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều cần thiết với 1 kỹ sƣ.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Dƣơng Đăng Danh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận

đƣợc ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này đƣợc hoàn thiện hơn.
Hồ Nguyễn Công Minh

3

Footer Page 3 of 113.


Header Page 4 of 113.

Nội dung
Trang
Phần 1 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

5

Phần 2 Thiết kế đai thang

8

Phần 3 Thiết kế các bộ truyền

11

Bộ truyền trục vít

11

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

17

Phần 4 Thiết kế trục , chọn then , nối trục

22

Trục I

23

Chọn then

28

Trục II

30

Chọn then

35

Trục III

38

Chọn nối trục

40

Chọn then

44

Phần 5 Chọn ổ lăn

46

Trục I

46

Trục II

48

Trục III

51

Phần 6 Thiết kế vỏ hộp và chọn các chi tiết phụ

53

Bảng dung sai

58

Tài liệu tham khảo

59

4

Footer Page 4 of 113.


Header Page 5 of 113.

PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ
SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
A/ TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN


Chọn hiệu suất của hệ thống:

-Hiệu suất ổ lăn: ηol = 0,99
-Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: ηbr = 0,96
-Hiệu suất bộ truyền trục vis: ηtv = 0,8
-Hiệu suất bộ truyền đai thang: ηđ = 0,96
-Hiệu suất khớp nối: ηk = 0,99
-Hiệu suất truyền động:   k .br .tv .d .ol4  0,99.0,96.0,8.0,96.0,994  0, 7


Tính công suất tính toán:

-Công suất trên xích tải: Plv 

F .v 19500.0,3


 5,85 kW
1000
1000

-Công suất tính toán:
2

2

 T1 
 T2 
  t1    t2
12.15  0,52.37
T
T 


Ptd  Plv .
 5,85
 3,99 kW
t1  t2
15  37
-Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct 

Ptd





3,99
 5, 69 kW
0, 7

-Số vòng quay của trục công tác:

5

Footer Page 5 of 113.


Header Page 6 of 113.
nlv 

60000.v 60000.0,3

 18,18 vòng/phút
z. p
9.110

Chọn sơ bộ tỉ số truyền:
-Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vis – bánh răng: uh = 40
-Tỉ số truyền bộ truyền đai: ud = 3,5
-Tỉ số truyền chung: uch = uh.ud = 40.3,5 = 140
-Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.uch = 18,18. 140 = 2545,2 vòng/phút
Theo bảng P1.3 sách „TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‟ của TRỊNH CHẤT –
LÊ VĂN UYỂN, ta chọn động cơ sau:
Động cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc quay
(vòng/phút)

cosυ

η (%)

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

4A112M2Y3

7,5

2922

0,88

87,5

2,2

2

B/ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
-Chọn tỉ số truyền của hệ thống
uch 

ndc 2922

 160, 73
nlv 18,18

Chọn ud = 3,5 → uh 
Chọn utv =20 → ubr 


uch 160, 73

 45,92
ud
3,5

uh 45,92

 2,3
utv
20

Tính toán công suất trên các trục

-Trục 3: P3 

Plv

5,85

 5,97 kW
ol .k 0,99.0,99

-Trục 2: P2 

P3
5,97

 6, 28 kW
ol .br 0,99.0,96

-Trục 1: P1 

P2
6, 28

 7,93 kW
ol .tv 0,99.0,8
6

Footer Page 6 of 113.


Header Page 7 of 113.
-Trục động cơ: Pdc 


P1

dol



7,93
 8,34 kW
0,96.0,99

Tính toán số vòng quay các trục:

-Trục 1: n1 

ndc 2922

 834,86 vòng / phút
ud
3,5

-Trục 2: n2 

n1 834,86

 41, 74vòng / phút
utv
20

-Trục 3: n3 

n2 41, 74


 18,15 vòng / phút
ubr
2,3



Tính momen xoắn trên các trục:

-Trục động cơ: Tdc  9,55.106.

Pdc
8,34
 9,55.106.
 27257, 70 N.mm
ndc
2922

-Trục 1: T1  9,55.106.

P1
7,93
 9,55.106.
 90711, 62 N.mm
n1
834,86

-Trục 2: T2  9,55.106.

P2

6, 28
 9,55.106.
 1436847,15 N.mm
n2
41, 74

-Trục 3: T3  9,55.106.

P3
5,97
 9,55.106.
 3141239, 67 N.mm
n3
18,15

Tlv  9,55.106

-Trục công tác:

Plv
5,85
 9,55.106
 3078099,17 N.mm
nlv
18,15

BẢNG ĐẶC TÍNH

Công suất P
(kW)

Tỉ số truyền u
Số vòng quay
n (vòng/phút)
Momen xoắn
T (N.mm)

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục công
tác

8,34

7,93

6,28

5,97

5,85

3,5

20

2,3

1

2922

834,86

41,74

18,15

18,15

27257,70

90711, 62

1436847,15

3141239,67

3078099,17

7

Footer Page 7 of 113.

Header Page 8 of 113.

PHẦN 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG
 Thông số kĩ thuật:
P1 = 8,34 kW
n1 = 2922 vòng/phút
u = 3,5

1/ Chọn thông số dây đai
Theo hình 4.22, ta chọn đai loại A, có thông số:
Dạng
đai

Kí hiệu

bp, mm

b0, mm

h, mm

y0, mm

A,
mm2

Đai
thang

A

11

13

8

2,8

81

Chiều
dài đai,
(mm)
560 ÷
4000

T1,
N.mm

D1, mm

11 ÷ 70 100 ÷ 200

2/ Chọn đường kính bánh đai d1, d2 theo tiêu chuẩn

Đƣờng kinh bánh đai nhỏ d1 = 1,2.dmin = 1,2.100 = 120 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 140
mm
-Vận tốc đai: v 

.d1.n1 3,14.140.2922

 21, 41 m/s < 25 m/s
60000
60000

Giả sử ta chọn hệ số trƣợt tƣơng đối   0, 01
Đƣờng kính bánh lớn:
d 2  ud1 (1  )  3,5.140.(1  0,01)  485,1 mm

-Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 500 mm
-Ta tiến hành tính lại tỉ số truyền thực tế

ut 

d2
500

 3, 61
d1 1    140 1  0, 01

8

Footer Page 8 of 113.


Header Page 9 of 113.
Sai số: u 

(u t  u)

3, 61  3,5
.100% 
.100%  3,1 % < 4%, nên sai số chấp nhận đƣợc.
u
3,5

3/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục
-Khoảng cách trục nhỏ nhất:
0,55(d1+d2) + h = 0,55.(140+500) + 8 = 360 mm
-Khoảng cách trục lớn nhất:
2(d1 + d2) = 2(140 + 500) = 1280 mm
Điều kiện: 360  a  1280 mm
Chọn sơ bộ a = d2 = 500
4/ Tính chiều dài đai L
Chiều dài tính toán của đai:
(d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2
3,14.(140  500) (500  140)2
L  2a 

 2.500 

 2070,11 mm
2
4a
2
4.500
Theo bảng 4.3, ta chọn L =2240 mm
5/ Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s
i

v 21, 41

 9,56 s 1 < 10 s 1
L 2, 24

6/ Tính lại a theo tiêu chuẩn
Ta tiến hành tính lại khoảng cách trụca theo chiều dài L ta vừa chọn đƣợc:

k  k 2  8 2
a
4
Trong đó
k  L



  d1  d 2 
3,14. 140  500 
 2240 
 1234, 69
2
2

d 2  d1 500  140

 180
2
2

 a  589,88 mm

9

Footer Page 9 of 113.


Header Page 10 of 113.
Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép.
7/ Tính góc ôm đai α1
1  180 

57(d 2  d1 )
57(500  140)
 180 
 145, 210
a
589,88

8/ Tính số đai z
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng góc ôm đai:
C  1, 24 1  e1 /110   1, 24(1  e145,21/110 )  0,91

-Hệ số xét đến ảnh hƣởng vận tốc:

Cv  1  0,05(0,01v2 1)  1  0,05(0,01.21, 412 1)  0,82
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng tỉ số truyền u:
Cu = 1,14 vì u = 3,5 > 2,5
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 0,9
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng chế đọ tải trọng: Cr = 0,7 (làm việc 2 ca)
-Hệ số xét đến ảnh hƣởng chiều dài đai:
CL 

6

L 6 2240

 1, 05
L0
1700

Theo đồ thị hình 4.21a, chọn [P0] = 3,5 kW khi d = 140 mm và đai loại A
-Số dây đai đƣợc xác định theo công thức

z

P1
8,34

 4, 23
 P0  CCu CLCzCr Cv 3,5.0,91.1,14.1, 05.0,9.0, 7.0,82

Chọn z = 5
9/ Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai
Thông số tra bảng 4.4
-Chiều rộng bánh đai
B= (Z – 1)e +2f = (5-1)15+2.10 = 80 mm
10

Footer Page 10 of 113.

Header Page 11 of 113.
-Đƣờng kính ngoài bánh đai
da = d + 2b = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm
10/ Lực tác dụng lên bánh đai
-Lực căng đai ban đầu:

F0  zA10  5.81.1,5  607,5 N
-Lực căng mỗi đai
F0 607,5

 121,5
5
5
-Lực vòng có ích:

Ft 

1000P1 1000.8,34

 389,54 N
v1
21, 41

-Lực vòng trên mỗi đai: 77,91 N
-Lực tác dụng lên trục:

 
 145, 21 
Fr  2F0 sin  1   2.607,5.sin 
  1159, 43 N

 2 
 2

PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A . BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT
a/ Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục vít P1 =7,93 kW
Công suất trên bánh vít P2 = 6,28 kW
Tỉ số truyền utv = 20
Moment xoắn trên trục vít T1 = 90711,62 N.mm
Moment xoắn trên bánh vít T2 =1436847,15 N.mm
Số vòng quay của trục vít n1 = 834,86 vòng/phút
Số vòng quay của bánh vít
n2= 41,74 vòng/phút
Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b/ Tính toán

11

Footer Page 11 of 113.


Header Page 12 of 113.
Khác với bộ truyền bánh răng,bộ truyền trục vít có dạng hỏng chủ yếu là dính răng và mòn răng
và tính toán thiết kế cho bộ truyền trục vít kín và hở đều theo độ bền tiếp xúc nhƣng có hệ số
hiệu chỉnh cho phù hợp thực tế.
Vật liệu cho bộ truyền phải có tính chống dính cao, trục vít bằng thép còn bánh vít bằng đồng
thau hoặc gang.
1. Dự đoán vận tốc trượt vS– chọn vật liệu

vS 

 3, 7  4, 6  n1

3

5

T2 

 3, 7  4, 6  834,86 3 1436847,15

10
 3, 49  4, 33 m/s  4 m/s

105

Với vS ≤ 5 m/s và tra phụ lục 6.1[2] và bảng 7.8[1] ta chọn :
-Trục vít : thép C45,HRC>45 đƣợc tôi để tăng độ cứng và đƣợc mài bóng.
-Bánh vít :Đồng thanh không thiếc BrAlFe9-4, đúc trong khuôn cát có σch = 200 Mpa, σb = 400
Mpa
-Cấp chính xác của bộ truyền là 8 (bảng 7.4[1] )
2. Xác định ứng suất cho phép
Bánh vít kém bền hơn trục vít nên ta tính toán cho bánh vít.
*Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh vít đƣợc chế tạo từ đông thanh không có thiếc b  300MPa , ứng suất cho phép [σ] đƣợc
chọn theo điều kiện tránh dính.
[σH] = (276 ÷ 300) – 25vs = (276 ÷ 300) – 25.4 =170 † 200 ≈ 180 MPa
*Ứng suất uốn cho phép

Ứng suất cho phép [σF] của bánh vít xác định theo công thức 7.28

F    0, 25.ch  0, 08b  9

106
106
  0, 25.200  0, 08.400  9
 56, 63 MPa
N FE
2,8.107

Trong đó:
σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa là giới hạn chảy và giới hạn bền của vật liệu
NFE là số chu kỳ tải trọng tƣơng đƣơng

12

Footer Page 12 of 113.


Header Page 13 of 113.

9

 Ti 

   ti
T
 60L h n 2  i 1  n 
 ti

n

N FE

i 1

19 15  0, 59  37
 60  38400  41, 74 
 2,8.107
15  37
3/ Chọn số ren z1 , tính số ren z2 , chọn sơ bộ hiệu suất
Số mối ren z1 trên trục vít, utv =20 trong khoảng 16÷30 nên z1 = 2
Số răng trên bánh vít z2 = u . z1 = 20.2 = 40
Hệ số đƣờng kính q của trục vít phải thỏa điều kiện 0,4 ≥ q/z2 ≥ 0,22
Ta chọn q = 0,26z2 = 0,26.40 = 10,4
Theo tiêu chuẩn chọn q=10 ( bảng 7.2[1] )
Hiệu suất sơ bộ

  0,9(1 

u tv
20
)  0,9(1 
)  0,81
200
200

4/ Tính khoảng cách trục aw theo độ bền tiếp xúc và chọn modun m

aW


q
 1 
z2


2

  170  K H T2
 3 
 
[

]
  H  q / z2
2

10  3  170  1, 484 1436847,15

 1 
 245,85 mm
 
 
40   180 
10 / 40

Trong đó KH = KV . Kβ = 1,4 . 1,06 = 1,484
KV là hệ số tải trọng động, tra theo vS và cấp chính xác (bảng 7.6[1])
KV = 1,4

Kβ là hệ số tập trung tải trọng, Kβ = 1,06÷1,2, chọn Kβ = 1,06
Mođun m 

2a W
2  245,85

 9,8
z2  q
40  10

Chọn tiêu chuẩn m = 10
Tính lại aw theo m tiêu chuẩn

13

Footer Page 13 of 113.


Header Page 14 of 113.
aW  m 

z2  q
40  10
 10 
 250 mm
2
2

Chọn tiêu chuẩn aW =250 mm
Hệ số dịch chỉnh x trong khoảng ±0,7 để không cắt chân răng và nhọn đỉnh răng.

x

aW
250
 0,5  q  z 2  
 0,5 10  40   0
m
10

Vậy khoảng cách của bộ truyền aw= 250 mm
5/ Kích thước của bộ truyền
Thông số kĩ thuật
Trục vít
Đƣờng kính vòng chia
Đƣờng kính vòng đỉnh
Đƣờng kính vòng đáy

Công thức

Góc xoắn ốc vít γ

γ = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31o

Chiều dài phần cắt ren trục vít

b1 ≥ (C1+C2.z2)m = (11+0,06.40)10 = 134
mm

Bánh vít

Đƣờng kính vòng chia
Đƣờng kính vòng đỉnh
Đƣờng kính vòng đáy
Khoảng cách trục
Đƣờng kính lớn nhất bánh vít
Chiều rộng bánh vít

d1 = m.q = 10.10 = 100 mm
da1 = d1+2m = 100+2.10= 120 mm
df1 = d1-2,4m = 100-2,4.10 = 76 mm

d2 = m.z2 = 10.40 = 400 mm
da2 = m(z2+2) = 10(40+2) = 420 mm
df2 = m(z2-2,4) = 10(40-2,4) = 376 mm
aW = 0,5m(q+z2) = 0,5.10(10+40) = 250
mm
daM2 ≤ da2+6m/(z1+2) = 435 mm
b2 ≤ 0,75da1= 90 mm

6/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt,hệ số tải trọng và hiệu suất

vS 

m  n1
10  834,86
z12  q 2 
22  102  4,37 m/s
19500
19500

Vẫn thỏa cấp chính xác đã chọn
Hệ số tải trọng tính theo bảng 7.6[1]: KV =1,4
Hiệu suất tính theo công thức :



; Kβ = 1,06

tan 
tan11,31

 0,83
tan(    ') tan(11,31  1,62)

Trong đó góc ma sát có thể tra theo bảng 7.5[1] hoặc tính theo công thức

 '  arctg(0, 048 / vS0,36 )  arctg(0, 048 / 4,370,36 )  1, 62O
14

Footer Page 14 of 113.


Header Page 15 of 113.
7/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Số răng tƣơng đƣơng bánh vít

z V2 

z2
40


 42, 42
3
3
cos  cos 11,31

Chọn hệ số dạng răng YF =1,55 theo bảng 7.10[1]
Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít

F 

1, 2T2 YF K F 1, 2 1436847,15 1,55 1, 484

d 2 b2 m
400.90.10
 11, 02 MPa<  F   53, 63 MPa

Trong đó hệ số tải trọng tính KF = KH =1,484
8/ Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền
-Lực dọc trục

Fa1  Ft 2 

2T2 2.1436847,15

 7184, 24 N
d2
400

-Lực vòng

Ft1  Fa 2  Ft 2  tg     '  7184, 24  tg 11,31  1, 62   1649,37 N

-Lực hƣớng tâm

Fr1  Fr 2  Ft 2  tg  7184, 24  tg20  2614,85 N
Kiểm tra độ bền uốn của trục,theo bảng 7.11[1] chọn [σF] = 65 MPa

32 M 2F  0, 75T12
32 470919,832  0, 75  90711, 622
F 

d 3f 1
.763
 11, 08 MPa   F   65 MPa

Với MF là tổng moment uốn tƣơng đƣơng
2

F l F l F d 
M F   t1    r1  a1 1 
4 
 4   4
2

2

2

 1649, 37  400   2614,85  400 7184, 24 100 

 

 
  470919,83 Nmm
4
4
4

 


9/ Kiểm nghiệm độ cứng trục vít
15

Footer Page 15 of 113.


Header Page 16 of 113.
Trục vít đƣợc khảo sát nhƣ trục khi tính toán theo độ cứng với đƣờng kính tính toán theo vòng
đáy df1. Độ võng trục vít đƣợc xác định theo công thức

y

l3 Fr21  Ft21
48E  J e

 [y]

4003 2614,852  1649, 37 2


48  2,1 105  2, 2.106
 0, 0088 mm<[y]  (0, 001  0, 05)m
trong đó
l là khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ l=(0,9…1)daM2 = 400 mm
5

E là modun đàn hồi vật liệu trục vít bằng thép E=2,1.10 MPa
Je là moment quán tính tƣơng đƣơng mặt cắt trục vít


0, 625d a1  4
 0, 375 
 d f 1
d
f1

Je  

64
 2, 2.106 mm 4

0, 625 120 

4
 0, 375 
 .76
76


64

10/ Tính toán nhiệt

t1  t 0 
 30 

1000P1 (1  )
 [t1 ]
K T A(1  )

1000  7, 93(1  0,83)
 64, 29O C  [t1 ]  95 OC
16 1,89.(1  0, 3)
o

Trong đó [t1] ≤ 95 C là nhiệt độ làm việc cho phép tùy vào dầu bôi trơn.
2o

KT là hệ số tỏa nhiệt có giá trị 12÷18 ( W/m . C)
A diện tích bề mặt thoát nhiệt A  20a W  20  0, 25
1,7

1,7

 1,89 m2

o

t1 là nhiệt độ dầu C
o

t0 là nhiệt độ môi trƣờng xung quanh C

ψ là hệ số thoát nhiệt qua bệ máy,thông thƣờng bằng 0,3
Nhiệt độ làm việc vẫn nằm trong khoảng cho phép.

B . BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
16

Footer Page 16 of 113.


Header Page 17 of 113.
a/ Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục dẫn động P1 = 6,28kW
Công suất trên trục bị dẫn động P2= 5,97kW
Tỉ số truyền ubr = 2,3
Moment xoắn trên trục dẫn động T1 = 1436847,15 N.mm
Moment xoắn trục bị dẫn động T2 = 3141239,67 Nmm
Số vòng quay trục dẫn động n1= 41,74 vòng/phút
Số vòng quay trục bị dẫn động n2= 18,15 vòng/phút
Thời gian làm việc Lh
= 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b/ Tính toán
1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn
Chọn thép 40Cr đƣợc tôi cải thiện. Theo bảng 6.13[1] ta chọn
độ rắn trung bình HB1 = 250 đối với bánh dẫn
độ rắn trung bình HB2 = 228 đối với bánh bị dẫn
2/ Chu kỳ làm việc –hệ số tuổi thọ

Chu kỳ làm việc cơ sở
2,4
2,4
7
NHO1 = 30HB1
= 30.250 = 1,71.10 chu kỳ
NHO2 = 30HB2

2,4

= 30.228

2,4

7

= 1,37.10 chu kỳ

6

NFO1 = NFO2 = 5.10 chu kỳ
Chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng
mH : bậc của đƣờng cong mỏi,có giá trị là 6

N HE1

 Ti 
 60c 

 T max 

mH / 2

ni  ti

 13 15  0, 53  37 
7
 60 1 41, 74  38400 
  3, 6.10
15  37


7

NHE2 = NHE1/u = 1,6.10

Tƣơng tự
mF là số mũ của đƣờng cong mỏi,mF =6 đối với vật liệu có HB<350.

17

Footer Page 17 of 113.


Header Page 18 of 113.

N FE1

 Ti 
 60c 


 T max 

mF

ni  ti

 16 15  0, 56  37 
7
 60 1 41, 74  38400 
  2, 9 10
15  37


7

NFE2 = NFE1/u = 1,3.10
Hệ số tuổi thọ

K HL 

mH

NHO
NHE

KHL1 = 1

( NHE1>NHO1)

KHL2 = 1

( NHE2>NHO2)

K FL  mF

NFO
NFE

KFL1 = 1

( NFE1>NFO1)

KFL2 = 1

( NFE2>NFO2)

3/ Giới hạn mỏi tiếp xúc va uốn của các bánh răng

OHlim1  2HB1  70  2  250  70  570 MPa
OHlim2  2HB2  70  2  228  70  526 MPa
OFlim1  1,8HB1  1,8  250  450 MPa
OFlim2  1,8HB2  1,8  228  410, 4 MPa
4/ Ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép
•Ứng suất tiếp xúc cho phép

H1  

OHlim1  0,9
570  0,9

 K HL1 
1  466,36 MPa
sH
1,1

H2  

OHlim 2  0,9
526  0,9
 K HL2 
1  430,36 MPa
sH
1,1

Trong đó sH =1,1 khi tôi cải thiện
(bảng 6.13[1])
Ứng suất tiếp xúc cho phép trong tính toán

H   H2   430,36 MPa
•Ứng suất uốn cho phép

18

Footer Page 18 of 113.


Header Page 19 of 113.

F1  

OFlim1
450
 K FL1 
1  257,14 MPa
sF
1, 75

F2  

OFlim 2
410, 4
 K FL2 
1  234,51 MPa
sF
1, 75

Trong đó sF =1,75 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1])
5/ Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba,tính ψbd và chọn sơ bộ KH = KHβ
Dựa vào vị trí bánh răng và độ rắn bề mặt theo bảng 6.15[1] ta chọn ψba =(0,25÷0,4)
Theo tiêu chuẩn ψba = 0,4
Khi đó

 bd 

 ba  u  1
2



0, 4(2,3  1)

 0, 66
2

Hệ số tập trung tải trọng tra theo bảng 6.4[1]
KHβ = 1,04
,
KFβ = 1,07
6/ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

a W  50  u  1 3

T1K H
 ba [H ]2 u

 50  2, 3  1 3

1436847,15 1, 04
 340, 26 mm
0, 4  430, 362  2, 3

Chọn aW = 315 mm
7/ Chọn modun m – xác định số răng,tính chính xác u
Khi HB ≤ 350 , m = (0,01†0,02)aW =3,15÷6,3 mm
Theo tiêu chuẩn chọn m = 5 mm
Tổng số răng z1+z2 = 2aW/m = 2.315/5 = 126
Số răng bánh dẫn

z1 

z1  z 2

126

 38,18
u 1
2,3  1
Chọn z1 = 38 răng , z2 = 126-38 = 88 răng
Tính chính xác

u

z 2 88

 2,32
z1 38
Sai số (2,32 -2,3)/2,3=0,87 % (chấp nhận)

8/ Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền
Đƣờng kính vòng chia
19

Footer Page 19 of 113.


Header Page 20 of 113.
d1 = z1.m = 38.5 = 190 mm
d2 = z2.m = 88.5 = 440 mm
Đƣờng kính vòng đỉnh
da1 = d1 + 2m = 190+2.5 = 200 mm
da2 = d2 + 2m = 440+2.5 = 450 mm

Khoảng cách trục

aW 

mz1 1  u 
2



5.38(1  2,32)
 315 mm
2

Chiều rộng vành răng
b2 = a.ψba = 315.0,4= 126 mm
b1 = b2 + 5 = 131 mm
9/ Vận tốc vòng bánh răng-chọn hệ số tải trọng động

v

d1n1
.190.41, 74

=0,42 m/s
60000
60000

Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 chọn
KHV = 1,06

KFV = 1,11

10/ Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc
H 


Z M Z H Z
d w1

2T1K H K Hv (u  1)
bw u

275.1, 76.0,86 2.1436847,15.1, 04.1, 06.(2,32  1)
 415,5 MPa <  H 
190
126.2,32

Trong đó:
Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM = 275 MPa1/2
Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc ZH 

2
2

 1, 76
sin 2 w
sin(2.20)



 1 1 

 1 1 
Hệ số trùng khớp ngang   1,88  3, 2     cos  1,88  3, 2     1  1, 76
 38 88  

 z1 z 2  

Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc:
4  
4  1, 76

 0,86
3
3
11/ Kiểm nghiệm theo độ bền uốn
Z 

20

Footer Page 20 of 113.


Header Page 21 of 113.
Hệ số dạng răng

YF1  3, 47 

13, 2
13, 2

 3, 47 
 3,82
z1
38

YF2  3, 47 

13, 2
13, 2
 3, 47 
 3, 62
z2
88

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng
Bánh dẫn

F1   257,14  67,31
YF1

3,82

Bánh bị dẫn

F2   234,51  64, 78
YF2

3, 62

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

Ứng suất uốn tính toán

F2 

2YF2 T1K F K FV
d1b 2 m



2  3, 62 1436847,15 1, 07 1,11
190.126.5

 103, 22   F   234,51 MPa
12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng

Ft1  Ft 2 

2T1 2 1436847,15

 15124, 71 N
d1
190

Lực hƣớng tâm

Fr1  Fr 2  Ft  tg  15124, 71 tg20  5504,94 N

C . BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
Đƣờng kính vòng đỉnh

Bánh vít:

da2 = 420 mm

Bánh răng lớn: da4 = 450 mm
Chiều sâu ngâm dầu (0,75÷2)h và không nhỏ hơn 10mm
Với h = 2,25.m =2,25.10 =22,5 mm là chiều cao răng của bánh vít
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = (10÷15) mm
Điều kiện bôi trơn với h > 10 mm
21

Footer Page 21 of 113.


Header Page 22 of 113.

2r
d
1
d a2  h  10  15   a4  a4  210  22, 5  10  15   150
2
3
3
 177, 5  172, 5   150

H

Mức dầu cao nhất không vƣợt quá 1/3 bán kính bánh răng trụ

h1 

1
1
d a4  H  d a4  225  172,5  52,5  75
2
6

Mức dầu thấp nhất phải lớn hơn chiều cao răng của bánh vít

 d  d a2 
h 2  h1   a4
  15  h
2


 h 2  52,5  15  15  22,5  22,5
Hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn.

PHẦN 4 THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
-Sơ đồ không gian của các chi tiết trong hộp giảm tốc:

TR? C 1

TR? C 3

TR? C 2

-Phân tích lực:

22

Footer Page 22 of 113.


Header Page 23 of 113.

TR? C 1

Ft4
Fa1

Fr2

TR? C 3

Ft1
Fk

Fr1

Fr4

Fa2
Fr

Fr3

Ft2
TR? C 2

Ft3

TRỤC I
a. Thông số kỹ thuật
Công suất trên trục P1 = 7,93 kW
Moment xoắn trên trục T1 = 90711,62 N.mm
Số vòng quay của trục n1 = 834,86 vòng/phút
Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ
Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh
b. Tính toán
1. Chọn vật liệu
Chọn thép C45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa.
Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20 Mpa
2. Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn

d

5T

3

 



3

5  90711, 62
 28,31 mm
20

Chọn d = 30 mm
3. Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục
Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T
l = (0,9÷1)daM2 = 420 mm
f = 105 mm
23

Footer Page 23 of 113.


Header Page 24 of 113.
f

l

c

w

Sơ đồ phân tích lực

A

D

B
C
Fa1

Fr
RBx

RBy

RDx
Ft1

Fr1

RDy

Giá trị các lực – moment uốn
Lực do bánh đai tác dụng lên trục Fr = 1159,43 N
Bộ truyền trục vít
Fa1 = 7184,24 N
,
.
Ft1 = 1649,37 N
Fr1 = 2614,85 N
Khoảng cách
AB = f = 105 mm
BC = CD =l/2 = 210 mm
4. Tính phản lực
Xét mặt phẳng đứng

24

Footer Page 24 of 113.

Header Page 25 of 113.

M

B
X

 0  Fa1.rtvis  Fr1.BC  R Dy .BD  0

 7184, 24.100 / 2  2614,85.210  420.R Dy  0
 R Dy  452,16 N

F

Y

 0  R By  Fr1  R Dy  0

 R By  R Dy  2614,85 N
 R By  2162, 69 N
R By  2612, 69 N
Ta có 
 R Dy  452,16 N
Xét mặt phẳng ngang
 M BY  0  Fr .105  Ft1.210  R Dx .420  0

 1159, 43.105  1649,37.210  R Dx .420  0
 R Dx  534,83 N

F

x

 0  Fr  R Bx  Ft1  R Dx  0

 R Bx  2273,97 N
 R  2273,97
Ta có  Bx
R Dx  534,83 N
5. Vẽ biểu đồ nội lực
Biểu đồ moment uốn Mx , My , moment xoắn T. Đơn vị Nmm

25

Footer Page 25 of 113.