Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một trong những kỹ năng cơ sở của sinh viên
nghành kỹ thuật. Tuy đã được học ở các môn như Cơ học máy, Chi tiết máy … nhưng
phải đến đồ án Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí sinh viên mới có cái nhìn toàn
diện về thiết kế máy. Bên cạnh đó, đồ án đã giúp sinh viên củng cố kiến thức đã học
cũng như hoàn thiện những kỹ năng làm việc cơ bản ngay từ khi còn ngồi trên ghế nhà
trường.
Lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẻ, một lĩnh vực hoàn toàn khác đó chính
là vận dụng của lý thuyết vào thực tế ở một mức độ nào đó. Trong quá trình thiết kế,
có những lúc tra cứu các tài liệu không thực sự chuẩn xác vì vậy không tránh khỏi
những sai sót.
Trong đồ án này em chỉ trình bày một đồ án môn học với những nội dung sau:
-Tính toán chung
-Thiết kế bộ truyền đai thang theo yêu cầu đồ án
-Thiết kế bộ truyền bánh răng côn -trụ của hộp giảm tốc.
-Tính toán trục và kích thước của hộp giảm tốc .
-Bôi trơn và các chi tiết khác
Các số liệu, hình vẽ được tham khảo từ tài liệu:
[1].Tính toán thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí_Tập 1&2 .(PGS.Trịnh Chất-Lê Uyển)
[2].Giáo trình hướng dẫn thiết kế chi tiết máy.(T.S Phạm Tuấn ).
[3].Dung sai lắp ghép.(T.S Ninh Đức Tốn).
[4].Chi tiết máy_Tập 1&2.(GS.TS.Nguyễn Trọng Hiệp).
Em xin chân thành cảm ơn Thầy giáo hướng dẫn Nguyễn Thanh Tùng bộ môn Kỹ
Thuật Cơ Khí giúp đỡ em trong quá trình làm đồ án này!!!
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Tiến Luật
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 1

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn
Mục Lục

Đề Bài:

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 2

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

CHƯƠNG 1
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1.Chọn động cơ.
Tính chọn động học và chọn loại động cơ .
Cần chọn động cơ điện sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất của động
cơ.Khi làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

- Động cơ không phát nóng khi quá nhiệt độ cho phép.
- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn.
- Động cơ có momen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi mới
khởi động .
Vậy ta chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ. Để chọn động
cơ điện , cần tính toán công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ xác định theo công thức (2.8)[1].

=β
Nyc

N ct
η

Trong đó :
+ Công suất công tác Nct:
Theo công thức (2.11)[1]
Nct

= = = 3,375(kw)
(trong đó P=2700 N là Lực kéo băng tải , V=1,25 m/s là vận tốc băng tải )
+,Hiệu suất hệ dẫn động η:
Theo công thức (2.9)[1] :

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 3

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58

Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

η = η1.η 2 .η3 ...
Trong đó η1,η2,η3… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn
động.
Theo sơ đồ đề bài thì :

η = (η k )2 (ηbr )2 .ηd .(ηol )5
ηk
ηbr

: hiệu suất của khớp.
:hiệu suất một cặp bánh răng.
ηd
ηol

:hiệu suất bộ truyền đai.

:hiệu suất một cặp ổ lăn.

Tra bảng (2.3)[1], ta được các hiệu suất :
ηk=1
ηbr1=0,97 ( bánh răng côn)
ηbr2=0,97 ( bánh răng trụ)
ηol= 0,995
ηđ=0,97

vậy

η = 12.(0,97) 2 .0,97.(0,99)5 = 0.89

+,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β :
Theo công thức (2.14)[1] thì hệ số β được xác định :

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 4

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
2

2

GVHD:Phạm Tuấn
2

M  T
M  T M  T
4
2 4
β = ∑  i ÷ . i =  1 ÷ . 1 +  2 ÷ . 2 = 12. + ( 0,5 ) . = 0,79
8
8
 M 1  Tck

 M 1  Tck  M 1  Tck
(Mmm được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ )
⇒

Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :

Ρ yc = β

Ρ ct 0,79.3,375
=
= 2,96 ( kw )
η
0,89

1.1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện.
- Số vòng quay trên trục công tác nlv :
Theo công thức (2.16)[1] ta có.
Nlv=60000v/(πD)= 60000.1,2/(π50)= 59,68 (vòng/phút)
(trong đó V=1,25 m/s vận tốc băng tải, D=400 mm đường kính tang quay )
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ic :
Theo công thức (2.15)[1] ta có :
ic = id .ih

Trong đó

id là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang.
ih là tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn –trụ 2 cấp

Theo bảng 2.4[1] .
+, Truyền động bánh răng côn-trụ , HGT bánh răng côn- trụ 2 cấp ih=(10÷25)

+, Truyển động đai thang iđ = (3÷5)
⇒

chọn ih= 15
id =3

⇒

ic=3x15=45
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 5

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

- Số vòng quay trên trục động cơ nsb
Theo công thức (2.18)[1] ,ta có:
Nsb=nlv.45.59,68=2685,6 (vòng/phút)
⇒

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb=2880 vòng/phút.

1.1.3. Chọn động cơ.
Động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:
N dc ≥ N yc

ndc ≈ nsb
M K M mm
≥
M dn
M

Ta có Nyc

=2,96 kw

nsb=2880 v/ph

M mm M mm
=
= 1,8
M
M1

+ Chọn động cơ.
Tra bảng P1.3[1] ta chọn được loại động cơ 4A100S2Y3 có các thông số sau:
Ndc= 4kw
nđb =2880 v/ph
TK
= 2,0
Tdn

1.2.Phân phối tỷ số truyền.
-Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)[1]

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 6

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
uc =

GVHD:Phạm Tuấn
ndc 2880
=
= 48, 26
nlv 59,68

- Theo công thức (3.24)[1] ta có

uc=uh.un=uh.uđ

Ta chọn uđ= 3
⇒ uh =

uc 48,26
=
= 16,09
ud
3

Ta chọn tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh ubr1= 4,5
⇒

tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm là :
ubr 2 =

uh 16,09
=
= 3,58
ubr1
4,5

1.3.Xác định các thông số trên các trục.
1.3.1. Công suất tác dụng lên các trục.
+, trên trục công tác, Nct= 3,375 kw (đã tính )
+, Trục III :
N3 =

N ct
3, 375
=
= 3,5 ( kw )
ηk .ηbr 2 .ηol 1.0,97.0,995

+, Trục II ;
N2 =

N3
3,5
=
= 3,63 ( kw )
ηbr1.ηol 0,97.0,995

+, Trục I :

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 7

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
N1 =

GVHD:Phạm Tuấn

N2
3, 63
=
= 3, 76 ( kw )
ηd .ηol 0,95.0,995

+, Trục động cơ :
N dc =

N1
3, 76
=
= 3, 78 ( kw )
ηk .ηol 1.0,995

1.3.2. Số vòng quay trên các trục.
+, Tốc độ quay của động cơ ndc=2880 vòng/phút
+, Tốc độ quay của trục I :
n1 =

ndc 2880
=
= 2880 ( v ph )
uk
1

+,Tốc độ quay của trục II :
n2 =

n1 2880
=
= 960 ( v ph )
ud
3

+, Tốc độ quay của Trục III:
n3 =

n2 960
=
= 213,33 ( v ph )
i1 4,5

+, Tốc độ quay của trục công tác :
nct =

n3 213,33
=
= 59,68 ( v ph )
id
3,58

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục.

M i = 9,55.106.

Ni
ni

+, Trục I :
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 8

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
M 1 = 9,55.106

GVHD:Phạm Tuấn

N1
3,76
= 9,55.106

= 12468,06 ( N .mm )
n1
2880

+, Trục II :
M 2 = 9,55.106

N2
3,63
= 9,55.106
= 36110,94 ( N .mm )
n2
960

+, Trục III :
M 3 = 9,55.106

N3
3,5
= 9.55.106
= 156682,14 ( N .mm )
n3
213,33

+, Trục động cơ :
M dc = 9,55.106

N dc
3,78
= 9,55.106

= 12534,4 ( N .mm )
ndc
2880

+, Trục công tác :
M ct = 9,55.106

N ct
3,375
= 9,55.106
= 540067,86 ( N .mm )
nct
59,68

1.4.Bảng kết quả tính toán.
Trục
Động cơ

I

II

III

Công tác

Thông số
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n
(v/ph)

SVTH: Trịnh Văn Thao

3
2880

4,5
2880

Trang 9

3,58
960

Khớp
213,33

59,68

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
Công suất
(kw)

N

Momen xoắn M
(N.mm)

GVHD:Phạm Tuấn

3,78

3,76

3,63

3,5

3,375

12534,4

12468,06

36110,94

156682,14

540067,86

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG):
Thông số đầu vào:
nđc = 2922 vòng/phút
iđ = 3
b

h

yo

bt

40°

2.1. Chọn loại đai:
Theo bảng 4.13 [1 ] ta chọn loại đai có tiết diện là:
Thông số của loại đai tiết diện A:
a0=11

a=13

F=81 mm2

h0=2,8

h=8

F=138 mm2

h0=4,1

h=10,5

Thông số của loại đai tiết diện B:
a0=14

a=17

Ta chọn loại đai có tiết diện loại A có thông số như trên.
2.2. Xác định đường kính bánh đai:
Với loại đai có tiết diện loại A: Chọn D1 = 160 (mm)
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 10

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Kiểm nghiệm vận tốc đai :

V=

π .n.D
60000

=

π .2880.160
60000

= 24 < (30÷50) (m/s)

⇒ Vậy chọn D1=160(mm)thỏa mãn điều kiện
Tính đường kính bánh lớn:

D2 = iđai x D1 =3x160= 480 (mm)
Chọn D2 = 480 (mm) khi đó :
N’2=

D1
D2

x n1 =

160
.2880
480

= 960( vòng/ phút)

So sánh với số vòng theo yêu cầu:
n2 − n ' 2
n2


x100% =

960 − 960
960

x100% = 0

<4%

Vậy thoả mãn yêu cầu

2.3. Khoảng cách trục và chiều dày đai .
Khoảng cách trục A
Ta có:
0,55( D1+D2)+ h ≤A≤2(D1+D2)

(4.14 [I])

i=3 => A =D2= 480(mm)
Kiểm tra:
0,55(480+160) + 8 ≤A ≤2.(160 +480)
360 ≤ 1280
⇒(thỏa mãn)
2.4. Định chính xác chiều dài đai và khoảng cách trục :
Theo công thức 4.4 [I] ta có:
L= 2A + π(d1+d2)/2 + (d2-d1)2/(4A)
= 2x480 + π(160+480)/2 + ( 480-160)2 /(4x480)= 2018,6 (mm)
Theo bảng 4.13 [I] ta chọn L= 2500(mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy U trong 1s của đai :
U =V/L<Umax = 10 => U= (24.100)/2500= 9,6(m/s)<10
Vậy L = 2500 (mm) thỏa mãn.
Xác đinh khoảng cách trục theo công thức :
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 11

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

1
[2L-π (D1 +D 2 )+ [2 L − π ( D1 + D 2)]2 − 8( D2 − D1 ) 2 ]
8

A=
=729,8(mm)
Chọn A= 730(mm)
Có thể giảm A được xuống :
Amin= A-0,015L= 730-0,015.2500= 692,5(mm)
Có thể tăng A lên :
Amax=A+0,03L= 730+0,03.2500=805(mm)
2.5. Góc ôm trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức

z>

1000.N I
480 − 160
180o − 57o.
= 155o
V .[σ P ]O .ct .cα .cv .F
730
=
α

Thỏa mãn điều kiện về góc ôm : >120
2.6. Xác định số đai cần thiết:
Số dây đai cần thiết được xác định theo công thức:

z>

1000.N I
V .[σ P ]O .ct .cα .cv .F

Trong đó: chọn ứng suất căng ban đầu σ0=1,2(N/m2)
Ứng suất có ích cho phép [σp]0=1,7(N/m2)
Vận tốc dài :V = 24 (m/s)
Ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng .Tra bảng5-6[2]: Ct=0,8
Cα: Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm .Tra bảng 5.18[2] Cα= 0,92
Cv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc.Tra bảng 5.19
0.85 − 0, 74
(24 − 20) = 0.762
25 − 20
Cv=0.851000.4, 28
= 2.3
24.1, 7.0,8.0,92.0, 762.81
Z>
Vậy chọn số đai Z=3
2.7. Định các kích thước của bánh đai .
Chiều rộng bánh đai
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 12

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
B=( Z-1)t + 2e

GVHD:Phạm Tuấn

4.17[1]

Tra bảng 4.21[1] ta có :
H=12.5

h0=3.3

t=15

e=10

Suy ra : B =(3-1)15 + 2.10 = 50(mm)
Đường kính bánh ngoài
Dn1= D1+2h0 = 160 + 2.3,3 = 166,6 ( mm)
Dn2=D1+2h0 =480+ 2.3,3 = 486,6(mm)
Đường kính bánh trong:
Dt1 = Dn1-2e = 166,6- 2.10 =146,6 (mm)
Dt2 = Dn2 – 2.e = 486,6 – 2.10 = 466,6 (mm)
Trong đó :
Dn1:đường kính vòng ngoài của bánh đai 1
Dn2:đường kính vong ngoài của bánh đai 2
Dt1:đường kính vòng trong của bánh đai 1
Dt2:đường kính vòng trong của bánh đai 2
2.8. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Tính lực căng ban đầu:
S0 = σ0.F = 1,2.81 = 97,2 (N)
Tính lực tác dụng lên trục:

R= 3S0.Z. sin

α
2

=3.97,2.3.sin

155o
2

= 854.06(N)

2.9. Bảng thông số bộ truyền đai thang ( bộ truyền ngoài ).

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 13

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Thông số

Kết quả

Khoảng cách trục

A =730 mm

Chiều dài đai

L = 2500 + ( 100400)mm

Gốc ôm trên bánh đai

α1

Số dây đai

Z=3

Chiều rộng bánh đai

B = 50 mm

Đường kính vòng ngoài của bánh đai

Dn1 = 166.6 mm ;
mm
Dt1= 146.6 mm ;
mm

Đường kính vòng trong của bánh đai
Lực tác dụng lên trục

= 155o

Dn2 = 486,6
Dt2 = 466,6

R = 854,06 N

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC:
3.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.( cấp nhanh)
3.1.1. Chọn vật liệu:
Ta thấy bộ truyền chịu tải trọng nhỏ,êm nên ta chọn vật liệu thép thường hóa với
HB < 350 có độ rắn bề mặt HB2=HB1+(2550)HB
+ Bánh nhỏ ta chọn thép 50 thường hóa
+ Bánh lớn ta chọn thép 35 thường hóa
Cơ tính của thép là
Cơ tính
SVTH: Trịnh Văn Thao

σbk(N/mm2)
Trang 14

σch(N/mm2)

HB1

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

[σ]Notx

GVHD:Phạm Tuấn

Thép 50

600

300

180 230

Thép 35

500

260

140 190

Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Ta có công thức tính ứng suất cho phép là:
[σtx] =[σ]Notx. HB.KN’
: :ứng suất mỏi tiếp xúc khối bánh răng làm viêc lâu dài (N >N0)

Tra bảng 3-7 [2], ta được: [σ]Notx=2,6 (N/mm2)
K’N: Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc
6

K’N=

N0
N td

Với :
N là chu kì ứng suất cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc,N =107
0
0
Ntđ: Số chu kì tương đương

Ntđ= 60.u.n.T.
n: Số vòng quay làm việc/phút của bánh răng
u: Số vòng ăn khớp của một bánh răng/vòng
Chọn u =1
Số chu kì tương đương là :
Ntđ= 60.1( 5.250.974+0,53.5.250)= 73059375
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 15

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Ntđ> N0 suy ra chọn K’N=1
ứng suất cho phép của bánh răng

 ứng suất cho phép của bánh răng lớn là:

[σ]tx = 2,6.160.1=416(N/mm2)
ứng suất cho phép của bánh răng bé:
’
2
[σ]tx=[σ]Notx1 . KN =520.1=520(N/mm )

Ứng suất uốn cho phép:
Răng làm việc 1 mặt nên ta có công thức:

σ 0 .kn" (1, 4 ÷ 1, 6)σ −1.kn"
[σ ]u =
=
n.kσ
n.kσ
Trong đó :
σ0

và

σ −1

là giới hạn bền mỏi

Chọn σ-1= 0,45σbk
n: Hệ số an toàn , n=1,5
k σ:Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng , k σ=1,8
kn”

là hệ số chu kì ứng suất uốn, kn”

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 16

= kn’ =1

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Với bánh răng nhỏ:

k .N 3
1, 05.106
L ≥ i + 1x 3 [
]2 x
(1 − 0,5ψ L ).i.[σ ]tx
0,8ψ L .n3
2

[σ]u=
Với bánh răng lớn:

[σ]u=

1, 6.0, 45.500
= 133,3( N / mm 2 )
1,5.1,8

3.1.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
Theo [II] ta có : k=1,3 1,5 Ta chọn k =1,5
3.1.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :
ΨL== ( 0.30.33) với
Ta chọn ΨL = 0,33
3.1.5. Xác định chiều dài bánh răng nón .
Công thức thiết kế:
L ≥ i 2 + 1x 3 [

k .N 3
1, 05.106
]2 x
(1 − 0,5ψ L ).i.[σ ]tx
0,8ψ L .n3

ΨL = 0,33
K = 1,3

[σ]tx= 416(N/mm2)
N3=3,5 (KW)

n3 =213,33 vòng/phút
Thay số vào công thức ta được :
L=160,32(mm)
3.1.6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Ta có công thức tính vận tốc vòng:

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 17

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
v=

GVHD:Phạm Tuấn

π.dtb .n2 2π.L(1 − 0,5ψ L )n2
=
(m / s )
60000
60000 i 2 + 1

Với n2= 960 vòng /phút, L = 160,32 (mm)
V2=2,92(m/s)
Với V2= 2,92 (m/s) theo bảng 3-11[II], ta chọn cấp chính xác là cấp: 8
3.1.7. Định chính xác trị số tải trọng k và chiều dài L
Hệ số tải trọng k: k=ktt.kđ
ktt:hệ số tập trung tải trọng
Vì bộ truyền có HB <350 và v= 2,92(m/s) nên ktt=1
kđ: tra bảng 3.13[I] : kđ= 1,55
⇒ k=1,55 1= 1,55
3

Chọn lại L = Lsobo.

k
ksb

= 160,32(mm)

3.1.8. Xác định số răng ,chiều rộng của bánh răng và góc nghiêng của răng :
Xác định modun
Ta có công thức tính môdun: ms =(0,02 0,03)L = (0,02 0,03)160,32 = 3,2 4,8 Tra
bảng 3.1 [II],Ta chọn: ms = 4
Môdun trung bình :
mtb=msx x
từ ΨL= suy ra b = L. ΨL = 160,32.0,33=52,9(mm)
suy ra mtb=4 x (160,32-0,5.52,9)/160,32= 3,34(mm)
Số răng bánh dẫn:

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 18

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

2L

Z1=

ms i 2 + 1

= 17,4( răng)

Chọn Z1 = 20 ( răng)
Ta có công thức tính số răng:
Z2=i.Z1= 4 .20=80 (răng)
Tính chiều rộng bánh răng :b= 52,9 (mm)
3.1.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng :
Xác định hệ số dạng răng y:
Tan φ1=Z1/Z2= 20/80= 0.25= 14o2’
Tan φ2=Z2/Z1= 80/20= 4= 75o57’
Ztd1= Z1/Cos φ1= 20/(cos14o2’)=21 răng
Ztd2= Z2/Cos φ2= 80/(cos75o57’)=321 răng
Tra bảng 3.18 [II]:
y1 = 0,429
y2 = 0,517
Kiểm nghiệm đối với bánh răng lớn :
Công thức tính độ bền uốn theo bảng 3-16[II]:
[σ ]txqt = 2,5.416 = 1040( N / mm 2 )

19,1.106.K .M
σu =
< [σ ]u
0,85. y.mtb 2 .Z .n.b
Sức bền uốn của bánh răng nhỏ :

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 19

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động
K=1,55

NII=3,63 kw
σu

b=52,9

GVHD:Phạm Tuấn
Z=20 răng

= 160(N/mm2)

n=960 v/p

y=0,431

mtb= 3,34

19,1.106.1,55.3, 63
σu =
= 21, 6 < [σ ]u = 160( N / mm 2 )
2
0,85.0,517.3,34 .20.960.52,9

phù hợp với ứng suất cho phép
Sức bền của bánh răng lớn:
K=1,55
y=0,517

N3=3,5 kw

Z= 80 răng
σu

b=52,9

n3=213,33v/p

= 160(N/mm2)

19,1.106.1,55.3,5
σu =
= 23, 41 < [σ ]u = 160( N / mm 2 )
2
0,85.0,517.3,34 .80.213,33.52,9
⇒ thỏa mãn với ứng suất cho phép
3.1.10. Bánh răng chịu quá tải :
Hệ số quá tải:
Ta có công thức tính hệ số quá tải:
kqt =

mqt
m

=(1,82,2) ta chọn k qt=2

Ứng suất tiếp xúc quá tải

σ txqt = σ tx kqt < [σ ]txqt
[σ ]txqt = 2,5[σ ]Notx
Do bộ truyền bằng thép nên
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 20

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Kiểm nghiệm với bánh răng lớn

[σ ]txqt = 2,5.416 = 1040( N / mm 2 )
(i + 1)3/2 .1,55.N III
1, 05.106
σ tx =
x
( L − 0,5b)i
0,85b.nIII
Thay số vào ta được:

σ tx

1, 05.10 6
(4, 5 + 1) 3/ 2 .1, 55.3,5
=
x
(160, 32 − 0, 5.52, 9).4, 5
0,85.52, 9.213, 33

σ txqt = σ tx kqt

= 148,9(N/mm2)

[σ ]txqt
= 148,9.= 210,6(N/mm2) <

⇒ Thỏa mãn
Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:

1, 05.106
(i + 1)3/ 2 .1,55.N II
σ tx =
x
( L − 0,5b)i
0,85b.nII
Thay só vào ta được:

1, 05.106
(4,5 + 1)3/ 2 .1,55.3, 63
σ tx =
x

(160,32 − 0,5.52,9).4, 5
0,85.52,9.960
= 71,47(N/mm2)

σ txqt = σ tx kqt

[σ ]txqt
= 71,47.= 101,07(N/mm2) <

⇒ Thỏa mãn
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 21

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Kiểm nghiệm ứng suât uốn quá tải của bánh răng
Ta có công thức tính ứng suất uốn quá tải :

σ uqt = σ u .kqt < [σ ]uqt
Với ứng suất quá tải được tính theo công thức

[σ ]uqt = 0, 8σ c
Với bánh răng lớn :

[σ ]uqt = 0,8.260 = 208( N / mm 2 )

σ uqt = σ u .kqt = 5,86.2 = 11,72( N / mm2 ) < [σ ]uqt
=> thoả mãn
Với bánh răng nhỏ:

[σ ]uqt = 0,8.300 = 240( N / mm 2 )

σ uqt = σ u .kqt = 24, 4.2 = 48,8( N / mm 2 ) < [σ ]uqt
=> thoả mãn

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 22

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

3.1.11. Định các thông số hình học của bộ truyền.
Tên thông số

Kết quả

Số răng bánh côn nhỏ Z1

20 răng

Số răng bánh côn lớn Z2

80 răng

Chiều dài nón (L)
Modun trung bình
Modun trên mặt mút lớn

160,32(mm)
Mtb=3,34
Ms=4

Góc mặt nón lăn

φ1=14o2’
φ2= 75o57’

Đường kính vòng lăn d= ms.Z

D1=80mm
D2=320mm

Góc ăn khớp

α = 20

Đường kính vòng đỉnh
De=ms.(Z+2cos φ)

De1=87,7mm
De2=322mm

Đường kính vòng lăn trung bình
Dtb=d(1-0,5ψL)

Dtb1=66,8mm
Dtb2=267,2mm

Góc chân răng γ= arc tan( 1,25ms/L)

Góc đầu răng ∆= arctan (ms/L)

Góc mặt nón chân răng

Góc mặt nón đỉnh răng

3.1.12.
Tính các
lực tác
dụng:
Lực
vòng:
Ft1=
Ft2=(2.MI/d
2)=

γ =1
∆= 1

φi1=φ1- γ=1
φi2=φ2- γ=74
Φe1=φ1-∆ =1
Φe2=φ2-∆ =74

(2.13988,36/66,8)=418,8(N)
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 23

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Lực hướng tâm
Fr1=Fr2=F1tanα.cosφ1= 418,8.tan20.cos14o2’=147,7(N)
Lực dọc trục:
Fa1=Fa2=F tanα.sin φ1 = 418,8. tan20. sin14o2’=37,4(N)

3.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm).
Thông số đầu vào:
Công suất:

N2 = 3,63 (kW)

Số vòng quay: n2 =960(v/ph)
Tỉ số truyền:

i2= 3,58

Mô men xoắn: M2 = 36110,94(N.mm)
3.2.1, chọn vật liệu
Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 tôi cải thiện
Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σ b1=850 Mpa và giới hạn chảy
σch1=580 Mpa
Bánh lớn có độ rắn
σch2=450 Mpa

HB 192…240 có giới hạn bền σ b2=750 Mpa và giới hạn chảy

3.2.2,Xác định ứng suất cho phép.
a, Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[σ H ] = σ H0 lim K HL / S H

(*)

Dựa vào bảng 6.2[1] với thép tôi cải thiện ta có :
σ0Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở.
SH=1,1

hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Chọn độ rắn :Bánh nhỏ 250 HB
SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 24

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58


Đồ Án Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động

GVHD:Phạm Tuấn

Bánh lớn 240 HB
→ σ0Hlim1=2.250+70 =570 Mpa
σ0Hlim2= 2.240 +70 =550 Mpa
+, KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1].
K HL = mH

Với

N HO
N HE

mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350
→ mH =6

+, NHO

số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc

Theo công thức (6.5)[1] ta có:
NHO1=30HB12,4 =30.2502,4=17,1.106
NHO2=30HB22,4 =30.2402,4=15,5.106
+, NHE số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Theo công thức (6.7)[1] ta có

n

Mi

∑(M
NHE= 60.c.

i =1

max

)3

.

3
 M  3



M
1
2
N HE1 = 60.c.  ÷ .T1 +  ÷ .T2  .n1 = 60.1.(13.84000 + 0,53.84000).2922 = 1,6.1010
 M1 
 M1  

3
 M  3




M
3
3
9
1
2

N HE2 = 60.c.  ÷ .T1 + 
÷ .T2  .n 2 = 60.1.(1 .84000 + 0,5 .84000).974 = 5,5.10
 M1 
 M1  

SVTH: Trịnh Văn Thao

Trang 25

Lớp Máy & Tự Động Thuỷ Khí- K58