Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN CHẤM ĐỒ ÁN
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................
...........................................................................................................................................

...........................................................................................................................................

2


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Lời nói đầu
Thiết kế và phát triển những hệ thống dẫn động là một trong những vấn đề cốt lõi trong cơ khí , được
ứng dụng rộng rãi trong thực tế , một trong số đó là hệ thống dẫn động băng tải mà nhóm em đã thực
hiện.Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại.Vì thế tầm quan
trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn .Hiểu biết nó và ứng dụng trong thực tiễn là một yêu
cầu cần thiết đối với người kĩ sư.
Để nắm vững lí thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một người kĩ sư trong tương lai.Đồ án
môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học giúp sinh viên ngành cơ kỹ thuật làm
quen với những kĩ năng thiết kế , tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học
vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể .Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên ngành củng cố kiến thức
của các môn học liên quan ,vận dụng khả năng sáng tạo và làm việc theo nhóm
Trong quá trình thực hiện đồ án này , chúng em được sự hướng dẫn tận tính của thầy Ngô Thanh
Minh Quốc và các thầy cô trong ngành Cơ Kỹ Thuật , khoa Khoa Học Ứng Dụng.Tuy nhiên trong quá
trình thực hiện chúng em không tránh khỏi thiếu sót , chúng em mong tiếp tục được sự chỉ bảo ,góp ý
của thầy cô và các bạn
Cuối cùng, chúng em xin chân thành cám ơn các thầy cô đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn
học này.

3

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

MỤC LỤC
Lời nói đầu ............................................................................................................................................................ 3
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .......................................................... 6
Chọn động cơ : .......................................................................................................................................... 6

I.
1.

Thông số đầu vào .................................................................................................................................. 6

2.

Công suất ............................................................................................................................................... 6

3.

Chọn động cơ: ....................................................................................................................................... 7

4.

Phân phối tỉ số truyền .......................................................................................................................... 7

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ............................................................................. 10
Thiết kế bộ truyền xích .......................................................................................................................... 10

A.

1.

Chọn loại xích : ................................................................................................................................... 10

2.

Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích : ......................................................................... 10

3.

Xác định bước xích p , khoảng cách trục ......................................................................................... 10

4.

Kiểm tra độ bền của xích ................................................................................................................... 11

5.

Xác định đường kính an toàn các đĩa xích ....................................................................................... 12

6.

Lực tác dụng lên các trục................................................................................................................... 13

7.

Kết luận ............................................................................................................................................... 13
THIẾT KẾ BÁNH RĂNG ..................................................................................................................... 14

B.

1.

Chọn vật liệu: ...................................................................................................................................... 14

2.

Phân phối tỉ số truyền : ...................................................................................................................... 14

3.

Xác định ứng suất cho phép .............................................................................................................. 14
TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG ................................................................................................ 17

C.
1.

Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ nghiêng ................................................................. 17

2.

Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ nghiêng ................................................................... 23

CHƯƠNG 3 : THIẾT KẾ TRỤC , LỰA CHỌN THEN, Ổ LĂN .................................................................. 30
Tính toán trục : ....................................................................................................................................... 30

I.
1.

Chọn vật liệu ....................................................................................................................................... 30

2.

Xác định sơ bộ đường kính trục........................................................................................................ 30

3.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .................................................................. 30

4. Tính chính xác trục và vẽ kết cấu ......................................................................................................... 33
5. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của các trục : .............................................................................................. 45
II.

Chọn loại khớp nối ............................................................................................................................. 64

1.

Nối trục vòng đàn hồi ......................................................................................................................... 64

2.

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt .................................................................... 64

III.

Chọn loại ổ lăn .................................................................................................................................... 65

4


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP.......................................................................................... 72
4.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc ........................................................................................................................... 72
4.2 Chọn bề mặt ghép nắp và thân................................................................................................................ 72
4.3 Xác định kích thước cơ bản của hộp giảm tốc ....................................................................................... 72
4.4

Một số chi tiết khác ............................................................................................................................ 74

4.5 Chọn dầu cho hộp giảm tốc ..................................................................................................................... 75
KẾT LUẬN: ........................................................................................................................................................ 77
TÀI LIỆU THAM KHẢO ................................................................................................................................. 77

5


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.

Chọn động cơ :
1. Thông số đầu vào

F(N)

V(m/s)

d(mm)

L (năm)

` t1
(giây)

t2 (giây) T1

8500

0.9

430

9

36

15

T2
(moment (moment
xoắn)
xoắn )
T

0,7T

2. Công suất
Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức

Pct 

Pt


Pct công suất cần thiết của động cơ (kW)
Pt công suất tính toán của động cơ (kW)

Trong đó :

 hiệu suất truyền động của động cơ
+ Với công suất tính toán của động cơ được xác định theo công thức 2.1[1]

Pi

( P ) t
t

Ti

2

i

Pt  P1

1

i



 P1

(T ) t
t
2

i

i

T
T
( 1 )2 t1  ( 2 ) 2 t2
Fv
T
T

1000
t1  t2

Fv t1  0, 25.t2 8500.0,9 36  0, 7 2.15

 7, 05(kW)
1000

t1  t2
1000
36  15

+ Hiệu suất truyền động của động cơ :

  nt1 .ol4 .br2 .1x
Dựa vào bảng 2.3[1] .Ta xác định được :
-

Hiệu suất nối trục nt

-

Hiệu suất ổ lăn

1

ol  0,99
6


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

-

Hiệu suất bánh răng br

-

Hiệu suất bộ truyền xích  x

 0,96

 0,95

   1.0,994.0,962.0,95  0,841
 Công suất cần thiết của động cơ điện :

Pct 

Pt 7,05

 8,38(kW )
 0,841

3. Chọn động cơ:
+ Xác định số vòng quay của trục máy công tác
nlv  6000

v
0,9
 6000
 40(v / p)
d
 430

+ Điều kiện moment mở máy :

Tmm Tk
T
T

 k  1 1
T
Tdn
Tdn T
Từ các điều kiện

 Pct  8,38(kW)

 Tk
T  1
 dn
Chọn động cơ có số hiệu DK63-6 theo bảng phụ lục 1.2[1] với các thông số kĩ thuật
 Pn  10(kW)

 Tk
 1, 4  1

 Tdn

ndc  960 (v / p)
4. Phân phối tỉ số truyền
+ Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động

uch 

ndc 960

 24  u1.u2 .u x  u1.u2 .u x  uhs .u x
nlv 40
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc uhs  10
 Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh u1 theo công thức 3.18[ 2]

u1  3 uhs2

 ba1
 (0, 01  0, 02)uhs
 ba 2

1
 0, 02.10  3, 77
1, 6
Chọn u1 theo dãy tiêu chuẩn trang 99[ 1] => u1 = 4
 Tỷ số truyền của cặp bánh răng thứ 2 ( cấp chậm )
u
10
u2  hs   2,5
u1 4
 u1  3 102

7


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Chọn u2 =2,5
 Tỷ số truyền chính xác của hộp giảm tốc :

uhs  u1.u2  2,5.4  10
 Tỷ số truyền của bộ truyền xích

ux 

ndc
960

 2.4
nlv .u hs 40.10

Lập bảng đặc tính kĩ thuật:

9,55 106 10
 99479,17 , ndc = 960
 Trục động cơ: Pdc  10( KW ), T 
960
 Trục I PI  Pdc br ol kn  10  0,96  0,99 1  9,504









Số vòng quay



Momen xoắn

nI  ndc  960
T1 

9.55 106  PI
 94545
nI

Trục II PI  PI br ol  9,504  0.96  0.99  9.033( KW )


Số vòng quay



Momen xoắn

Trục III

nII 

nI 960

 240

u1
4

9.55 106  9,033
 359438,125
240
PI  P1 br ol  9.033  0.96  0.99 1  8,585( KW )



Số vòng quay



Momen xoắn

TII 

nIII 

TIII 

n2 240

 96(v / phut )
u2 2.5

9.55 106  PII 9.55 106  8,585

 854028, 646( Nmm)

nII
96

Trục IV PIV  PIII ol  x  8,585  0.95  0.99  8.074( KW )


Số vòng quay



Momen xoắn

nIV 

T1 

nIII 96

 40(v / phut )
u x 2, 4

9.55 106  PIII 9.55 106  8, 074

 1927667,5( Nmm)
nIV
40

Bảng đặt tính kỹ thuật:

8

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Trục

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Động cơ

I

II

III

IV

9,504

9,033

8,585

8,074

Thông số
Công suất P (KW)

10

Tỷ số truyền u
Số vòng quay v/p

Moomen xoắn Nmm

1
960

99479,17

4
960

94545

2,5
240

2,4
96

40

359438,125 854028,646 1927667,5

9


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
A. Thiết kế bộ truyền xích

1. Chọn loại xích :
Vì vận tốc nên ta chọn xích ống con lăn một dãy vì xích ống con lăn có độ bền cao hơn
xích ống, chế tạo không phức tạp, giá thành thấp
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích :
Với ux =2,4
Chọn z1  29  2.2, 4  24, 2 (răng )
 Chọn số răng của đĩa nhỏ z1 =25 ( răng ) (> zmin  19 )
 z2  ux .z1  2, 4.25  60 (răng )
 Chọn số răng của đĩa lớn z2  61 (răng) (< Zmax=120)
3. Xác định bước xích p , khoảng cách trục
Tinh toán điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích
Pt  P.k .k z .kn  [P]
Với :
Hệ số răng k z 

z01 25 25


1
z1
z1 25

Hệ số số vòng quay kn 

n01
n

Chọn n01= 50 gần với n1=96 nhất
 kn 

n01 50

 0,521
n1 96

k  k0 .ka .kdc .kbt .kd .kc
Với các hệ số thành phần được xác định theo bảng 5.6[1]


Đường nối 2 tâm đĩa xích so với đường nằm ngang < 600 => k0 =1



Khoảng cách trục , chọn a=40p => ka =1



Vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích => k dc =1



Tải trọng va đập nhẹ => k d =1,2



Làm việc 2 ca => kc =1,25



Làm việc trong môi trường có bụi , bôi trơn đạt yêu cầu loại 2 => kbt  1,3

k  1.1.1.1, 2.1, 25.1,3  1,95

 Pt  8,585.1.0,521.1,95  8, 722(kW )
Ta có Pt  [P]  10,5(kW )

10


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

 Theo bảng 5.5[1] , ta chọn bước xích p = 38,1 (mm)
( thỏa điều kiện bảng 5.8 , p=38,1< pmax=50,8 )
Khoảng cách trục a = 40p  40.38,1  1524(mm)
Xác định số mắt xích theo 5.12[1]

x

2a z1  z2 ( z2  z1 ) 2 . p


p

2
4 2 a

61  25 (61  25)2 .38,1
 2.40 

 123,8
2
4 2 .1524
 Lấy số mắt xích chẵn xc  124 (mắt)
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.15[1]
2

2
z z  
a*  0, 25 p  xx  0,5( z1  z2 )   xx  0,5( z2  z1 ) 2   2  2 1  

   

2

61  25  
2


 0, 25.38,1 124  0,5(25  61)  124  0,5.(61  25)  2 
  





 9,525.124  43  79,36  1527, 429 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng

A  0,003.a  4,6(mm)
 Khoảng cách trục a  1527, 429  4,6  1522,829( mm)
+ Số lần va đập của xích tính theo công thức 5.14[1]

i

z1.n1 25.96

 1, 29  [I]  25
15.x 15.124

( bảng 5.9[1])

4. Kiểm tra độ bền của xích
Kiểm tra hệ số an toàn
Q
s
 [s]
kd .Ft  F0  Fv

Với:


Q : tải trọng phá hủy , tra bảng 5.2[1]  Q  127000( N )



Kd : hệ số tải trọng động chế độ làm việc trung bình  kd  1, 2



Ft : lực vòng , được xác định theo công thức
P
Ft  1000
v

11


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Với :

v

z1. p.n3 25.38,1.96

 1,524(m / s)
60000
60000

 Ft  1000.


8,858

 5633, 2( N )
1,524

F0 : Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra , xác định theo công thức
F0  9,81.k f .q.a
Với :



GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

a : khoảng cách trục , a = 1522,829 (mm)
q : khối lượng 1m xích , tra bảng 5.2[1]  q  5,5(kg )
kf = 2 ( bộ truyền nghiêng 1 góc trên 400
 F0  9,81 2  5,5 1,522  164, 239( N )

Fv Lực căng do lực li tâm gây ra :
Fv  q.v 2  5,5.1,5242  12,774( N )

127000
 18,3
1, 2.5633, 2  164, 239  12,774
Từ bảng 5.10[1] ta có hệ số an toàn cho phép [s]=8,5
 Hệ số an toàn s 

 s > [s] thỏa điều kiện an toàn khi quá tải
5. Xác định đường kính an toàn các đĩa xích
Đường kính vòng chia các đĩa xích được xác định theo công thức 5.14[1]
p
38,1

d1 

 303,344 (mm)
sin( / z1 ) sin( / 25)

d2 

p
38,1

 740,159(mm)
sin( / z 2 ) sin( / 61)




d 1  p(0,5  cotag( z )  38,1(0,5  cotan( 25 ))  322,394 ( mm)

1

d  p(0,5  cotag(  )  38,1.(0,5  cotan(  ))  759, 209 ( mm)
  2
z2
61
+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích :
Ứng suất tiếp xúc phải thỏa :
k .( Ft .K d  Fvd ).E
 H  0, 47.
  H 
Akd

Với  H  là ứng suất cho phép [Mpa] tra bảng 5.11
500 ( MPa)   H   600 ( MPa)

Ft : lực vòng = 5633,2 (N)
kd : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy xích kd  1 ( vì chỉ có 1 dãy xích )
Fvd : lực va đập trên 1 m dãy xích tính theo công thức

12


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Fvd  13.107.n1. p3 .m  13.107  96  38,13  6,902( N )
Fvd 1 6,902

 2,876( N )
ux
2, 4
Kd hệ số tải trọng động Kd = 1,2
Kr1 tra bảng trang 87  K r1  0, 42, K r 2  0, 2
E=2.105 (Mpa)
A=395(mm2 ) (tra từ bảng 5.12 [1] ứng với xích 1 dãy và bước xích p= 38,1(mm))
Ta tính được

0, 42  (5633, 2 1, 2  6,902)  2.105
 563,805(MPa)
 H 1  0, 47 
395



0, 2  (5633, 2 1, 2  2,876)  2.105



0,
47

 388,947 (MPa)
 H2
395

Kết luận :  H 1 ,  H 2   H  => thỏa điều kiện bền tiếp xúc
 Fvd 2 

6. Lực tác dụng lên các trục
Lực căng trên các nhánh
 F1  Ft  F2
 F  164, 239  12, 774  177, 013( N )
 2

 F1  5633, 2  177, 013  5810, 213( N )
 F2  F0  Fv
Theo công thức 5.20[1] . Ta xác định được lực tác dụng lên trục
Fr  k x .Ft

k x hệ số kể đến trọng lượng xích k x  1, 05 vì bộ truyền nghiêng 1 góc trên 400
 Fr  k x .Ft  1,05.5633, 2  5914,86(N)
7. Kết luận

Tỷ số truyền

ux = 2,4

Số răng của đĩa xích

z1=25; z2=61

Bước xích

p=38.1(mm)

Đường kính chốt

do=11.12(mm)

Chiều dài ống lót

B=35.46(mm)

Số mắt xích

x=124

Khoảng cách trục

1522,829(mm)

13

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

B. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu:
+ Ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau
+ Do công suất hộp giảm tốc ở mức Trung bình – nhỏ , nên chọn vật liệu ở nhóm 1, theo bảng
6.1 [1]
+ Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB : 241..285 có
 b1  850( MPa),  ch1  580( MPa)
+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB : 192…240 có
 b 2  750( MPa),  ch 2  450(MPa)

 HB1  280 ( HB)
 Chọn 
 HB2  240 ( HB)
2. Phân phối tỉ số truyền :
uhs  10, u1  4 , u2  2,5
3. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
 H0 lim  2 HB  70 ( Mpa)

 S H  1,1
0
 Flim
 1,8HB

 S F  1, 75

0
Với :  H0 lim ,  Flim
lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở
S H , S F hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Các ứng suất cho phép của bánh nhỏ (HB=280 )
0

 H lim1  2.280  70  630( Mpa)
 0

 Flim1  1,8.260  468( MPa)
Các ứng suất cho phép của bánh lớn (HB=240 )
0

 H lim2  2.240  70  550( Mpa)
 0

 Flim2  1,8.240  432( MPa)
+ Tổng số giờ làm việc của bánh răng:
 Ti  9.300.8.2  43200 (h)  Lh

Tổng số giờ làm việc ở mỗi chế độ tải
𝑡1 =

36
× 43200 = 30494(ℎ)
36 + 15

𝑡2 =

15
× 43200 = 12706(ℎ)
36 + 15

a. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

14


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Theo 6.1a[1] ta có
K
 H    H lim . HL
SH
Theo 6.3[1] ta có

N H 01
 K HL1  6
N HE1


 K  6 N H 02
 HL 2
N HE 2

2,4

2,4
6

 N H 01  30.HB1  30.260  18,75.10
Theo 6.5[1]  
2,4
2,4
6

 N H 02  30.HB2  30.240  15, 475.10

3

Theo 6.7[1] ,ta có N HE

 T 
 60c  i  ni .ti
 Tmax 

 N HE1  60 1 960  13  30494  0.73 12706   2 109



9

N HE1 2 10

 0,5.109
 N HE 2 
u1

4


 N HE1  N H 01
K  1
  HL1
Vì 
 K HL 2  1
 N HE 2  N H 02

K HL1
1

 H 1    H lim1. S  630. 1,1  572 ( MPa)

H1

K
1
HL 2
   
 350.  500 ( MPa)
H1
H lim 2 .

SH 2
1,1

Vì hộp giảm tốc sử dụng bánh răng trụ nghiêng nên ta tính ứng suất tiếp chính xác cho
1

phép  H   .( H 1   H 2 )  0,5.(572  500)  536( MPa)
2
b. Xác định ứng suất uốn cho phép
K .K
 F    0 F lim . FC Fl
SF
Với :

 0 F lim . đã được xác định ở phần trước
K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải K FC  1 (do đặt tải một phía )

K FL hệ số tuổi thọ , được xác định theo công thức
K FL 
Với :

6

N FO
N FE

N FO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn, N FO  4.106 cho tất cả

các loại thép

15


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

N FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương, được xác định theo công thức
6.8[1]
6

N FE  N HE

 T 
 60c  i  ni .ti
 Tmax 

 N HE1  60 1 960  16  30494  0.76  12706  1,84  109



9

N HE1 1,84 10

 0, 46 109
 N HE 2 
u
4

1
 N FE1  N FO
K  1
  FL1
Vì 
 K FL 2  1

 N FE 2  N FO

K FC .K FL1
1

0
 468.
 267, 43(MPa)
 F 1   F lim1. S
1, 75

F1

K FC .K FL 2
1
    0
 432.
 246,86(MPa)
F 2
F lim 2 .

SF 2
1, 75
Kết luận :


 H 1  536 ( MPa)
Ứng suất tiếp xúc cho phép 

 H 2  536 ( MPa)

Ứng suất uốn cho phép

 F 1  267, 43( MPa)

 F 2  246,86( MPa)

c. Xác định ứng suất cho phép khi quá tải
Theo công thức 6.13,6.14[1]
Đối với bánh răng nhỏ (HB=280,  ch  580 )


 H 1 max  2,8. ch1  1624( MPa)


 F 1 max  0,8. ch1  464( MPa)
Đối với bánh răng lớn (HB = 240,  ch  450 )

 H 2 max  2,8. ch 2  2,8.450  1624( MPa)


 F 2 max  0,8. ch 2  0,8.450  464( MPa)

16


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

C. TÍNH TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

1. Tính toán cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo 6.15a[1]
T1.K H 
aw1  K a .(u1  1) 3
2
 H  .u1 . ba
Với :

K a hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng , K a  43 ( tra từ

bảng 6.5[1])

u1  4 ( tỷ số truyền trục 1 và trục 2)

T1  94545( Nmm) moment xoắn trên trục bánh răng chủ động

 H   536 (MPa)

tính ở phần trên

 ba  0,315 ( các bánh răng đặt không đối xứng với các ổ, tra bảng 6.6[1] và
tiêu chuẩn trang 99[1])
Theo công thức 6.16[1]  bd  0,53. ba (u1  1)  0,53.0,315.5  0,8348

K H  : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng ,chọn K H   1,12 ( sơ đồ 3)


aw1  43.(4  1) 3

94545.1,12
 142, 722(mm)
5362.4.0,315

Chọn aw1  160(mm) theo tiêu chuẩn dãy 1 trang99[1]
b. Xác định thông số ăn khớp
Theo 6.17 m  (0,01  0,02).a w  (0,01  0,02)160  1,6  3, 2(mm)
Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m=2
Đối với hôp giảm tốc 2 cấp khai triển , ta chọn 80    200
Ta có :
2a .cos 
z .m(u  1)
z1  w
 cos   1
m(u  1)
2 aw

 cos 200  cos   cos80
2a .cos 20
2a .cos8
 w
 z1  w
m(u  1)
m(u  1)
2.160.cos 20
2.160.cos8

 z1 
2.5
2.5

 30, 07  z1  31, 69
 Chọn z1  31
 z2  u1.z1  4.31  124
Tỷ số truyền thực um  4
Góc nghiêng răng cos 1 

m.(z1  z2 ) 2. 124  31

 0,969
2 aw
2.160

17


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc
Chọn 1  14,3040

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 H  zM .zH .z .

2.T1.K H .(u1  1)
bw .u.d w 2

Theo bảng 6.5[1] zM  274(MPa)1/3

z H - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
zH 

Với

2.cos b
Sin(2 tw )

 tan 
 cos 

 tw   t  arctan 


 tan 20 
 20,590
  arctan 

 0,969 


b  arctan(cos t .tan  )  arctan(cos(20,590 ).tan(14,3040 ))  13, 42440
2.cos(13, 42440 )
 zH 
 1, 7189
Sin(2.20,590 )

z hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Với :   

bw .sin   ba .aw .sin  0.315 160.sin(14,3040 )


 1,9828  1
m.
m.
2.3,14

 z 

1



Với   có thể được xác định theo công thức 6.38 b



 
1 1
1 

1
  .cos    1,88  1,32  
 .0,969  1,8289
 31 124 

 z1 z2 
 

  1,88  1,32 


 z 

1
 0, 739
1,8289

T1 : moment xoắn trên trục 1 T1  94545( Nmm)
K H hệ số tải trọng tĩnh khi tính về tiếp xúc
K H  K H  .K H K HV
Với

K H  được tính ở phần trước K H   1,12

d w1 đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo công thức bảng 6.11
2.a
2.160
d w1  w 
 64(mm)
u 1
5
Vận tôc vòng v được xác định theo công thức 6.40[1]

18


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

v

 .d w1.n1



 .64.960

 3, 215(m / s)  4
60000
60000
 chọn cấp chính xác là =9
Từ bảng 6.14 với : cấp chính xác = 9 , v = 3,215 < 5

 K H   1,16

 K F  1, 4
K HV : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K HV  1 

VH .bw .d w1
2.T1.K H  .K H

aw
u
hệ số kể đến các ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Với VH   H .g0 .v.
Trong đó :  H

 H  0,002 ( tra bảng 6.15 với HB2<350 , răng nghiêng)
g 0 hệ số kể đến các ảnh hưởng của sai lệch các bước răng
bánh 1 và bánh 2, g 0  73 ( tra bảng 6.16 : Hệ số kể đến sai lệch của bước răng với m=2, cấp
chính xác = 9 )

160
 2,969
4
2,969  50, 4  64
 1
 1, 039
2  94545 1,12 1,16

VH  0,002.73.3, 215.

 K HV

 K H  K H  .K H K HV  1,12.1,16.1,039  1,35
Từ các hệ số thành phần trên ta tính được độ bền tiếp xúc

2.94545.1,35.5
 432, 72( MPa)
0,315.160.4.642
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Thep công thức 6.1 với v= 3,215 (m/s)<5 (m/s) , zV  1 ,với cấp chính xác động học là 9 chọn

 H  274.1, 7189.0, 739.

cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra  2,5...1, 25(  m) do
đó Z R  0,95 với d a  700(mm) , K XH  1
Do đó :  H    H .ZV .Z R .K XH  536.1.1.0,95  509, 2 ( MPa)
  H   H  => Cặp bánh răng cấp nhanh thỏa điều kiện bền tiếp xúc

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43[1] :
2.T .K .Y .Y .Y
 F 1  1 F   F 1   F 1 
bw .d w1 .m
Theo bảng 6.7[1] ứng với  bd  0,8 , HB1  350 , HB2  350 ứng với sơ đồ 3 =>

K FB  1, 24
Theo bảng 6.14[1] với v=3,215 (m/s) cấp chính xác = 9 =>
19


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Theo công thức 6.47[1] :  F   F .g0 .v.

aw
u

Tra bảng 6.15[1]  F =0,006
Tra bảng 6.16[1] g 0 =73

 F  0, 006.73.3, 215.

160
 8,91(m / s)
4

Do đó theo 6.46[1]

K FV  1 

vF .bw .d w1
8,91.50, 4.64
 1
 1, 088
2.T1.K F  .K F
2.94545.1, 24.1, 4

Theo 6.45[1] : K F  K F  .K F .K FV  1, 24.1, 4.1,088  1,889

m  2 mô đun pháp
bw1  50, 4 ( chiều rộng vành răng )

d w1  64(mm) : đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ
1
Y 
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1
Với   =1,8289  Y 
 0,547

1,8289
YB : hệ số kể đến độ nghiêng của răng,được tính theo công thức



14,3040
YB  1 
 1
 0,898  YB  0,898
140
140
YF 1 , YF 2 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương :
z1
31

 34, 07
3
cos 
0,9693
z2
124
zv 2 

 136, 286
3
cos 
0,9693
Hệ số dịch chỉnh x=0
Theo bảng 6.18 [1]
YF 1  3, 7593

Chọn 
YF 2  3, 6
zv1 

 F1 

2  T1  K F  Y  Y  YF 1
bw  d w1 m



2  94545 1,889  0,547  0,898  3, 7593
 102, 24 ( MPa)
50, 4  64  2

  F 1   F 1   267, 43 => bánh răng nhỏ thỏa độ bền uốn

Đối với bánh lớn , theo CT 6.44[1], điều kiện đảm bảo độ bền uốn

F2 

 F 1.YF 2
YF 1

  F 2 

20


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Với  F 2 

 F 1.YF 2
YF 1



GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

102, 24.3, 6
 97,908   F 2   246,86 ( MPa)
3, 7593

 Bánh răng lớn thỏa độ bền uốn
e. Kiểm nghiệm răng về độ quá tải
T
1
Ta có hệ số quá tải K qt  max 
 1, 43
T
0, 7
Theo 6.48[1] ứng suất tiếp xúc cực đại
 H max   H K qt  432, 72. 1, 43  517, 46 ( MPa)
Theo 6.13[1]  H max  2,8. ch  2,8.450  1260 ( MPa)


 F 1max   F 1.K qt  102, 24.1, 43  146, 2( MPa)
Theo 6.49[1] 


 F 2max   F 2 .K qt  97,908.1, 43  140(MPa)

 F 1 max  0,8.580  464(MPa)
Theo 6.14 

 F 2 max  0,8.450  360(MPa)
 H max   H max

  F1max   F 1 max

 F2max   F 2 max

Kết luận : cặp bánh răng cấp nhanh thỏa điều kiện bền khi quá tải
f. Các thông số hình học và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Khoảng cách trục

aw1  160(mm)

Mô đun pháp
Chiều rộng bánh nhỏ

m =2 (mm)

Chiều rộng bánh lớn

bw2  45,4(mm)

Tỷ số truyền

u1  4

Góc ăn khớp

tw  20,590

Góc nghiêng răng

  14,3040
z1  31(răng)
z2  124 (răng)
x1  x2  0

Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia

Đường kính đỉnh răng

bw1  50, 4(mm)

m.z1 2.24

 65(mm)
cos  0,96
m.z2 2.96
d2 

 256(mm)

cos  0,96
d a1  d1  2m  68(mm)
d1 

21


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

d a 2  d 2  2m  258(mm)

Đường kính đáy răng

d f 1  d1  2,5.m  59(mm)

d f 2  d2  2,5.m  251(mm)

Hình 2.1 :Bánh răng nhỏ cấp nhanh

Hình 2.2 : Bánh răng lớn cấp nhanh

22


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

2. Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Chọn vật liệu : giống cấp nhanh
 HB3  280
- Bánh răng nhỏ 
 ch 3  580
 HB4  240
- Bánh răng lớn 
 ch 4  450
-

Các giá trị ứng suất cho phép giống cấp nhanh
Ứng suất tiếp xúc cho phép  H   536 ( MPa)

 F 3  267, 43( MPa)
Ứng suất uốn cho phép 
 F 4  246,86( MPa)
Các thông số khác :
n2  240(v / p)

T2  359438,125( Nmm)

u2  2,5
a. Xác định khoảng cách trục :
Theo 6.15a[1]
aw2  K a .(u2  1) 3
Với :

T2 .K H 

 H 

2

.u 2 . ba

K a  43 ( tra từ bảng 6.5[1] đối với loại răng nghiêng , vật liệu thép – thép )

u2  2,5 ( tỷ số truyền trục 2 và trục 3)
T2  359438,125( Nmm) moment xoắn trên trục bánh răng chủ động

 H   536 (MPa)

tính ở phần trên

 ba  0,315 ( các bánh răng đặt không đối xứng với các ổ, tra bảng 6.6[1])
Theo công thức 6.16[1]  bd  0,53. ba (u1  1)  0,584
K H  : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng ,chọn K H   1,0292 ( sơ đồ
5)


aw2  43.(2,5  1) 3

359438,125.1, 0292
 177,3(mm)
5362.2,5.0,315

Chọn aw2  200(mm) theo tiêu chuẩn dãy 1 trang99[1]
 Chiều rộng vành răng bw2  aw2 . ba  200.0,315  63(mm)
b. Xác định thông số ăn khớp
Theo 6.17[1] m2  (0,01  0,02).a w2  (0,01  0,02)200  2  4(mm)

Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m2=2,5
Đối với hộp giảm tốc 2 cấp khai triển , ta chọn 80    200
Ta có :

23


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

z3 

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

2aw2 .cos  2
z .m (u  1)
 cos  2  3 2 2
m2 (u2  1)
2aw2

 cos 200  cos  2  cos80


2aw2 .cos 20
2a .cos8
 z3  w2
m2 (u2  1)
m2 (u2  1)

2.200.cos 20
2.200.cos8

 z3 
2,5.3,5
2,5.3,5
 42,95  z3  45, 27



 Chọn z3  44 (răng)
 z4  u2 .z3  2,5.44  110 (răng)
Chọn z4  110 (răng)
Tỷ số truyền thực um  2,5
Góc nghiêng răng cos  2 

m.(z3  z4 ) 2,5.  44  110 

 0,9625
2aw2
2.200

Chọn 2  15,740
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.33 Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 H  zM .z H .z .

2.T2 .K H .(u2  1)
bw2 .u2 .d w2 2

Trong đó : Z M hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , tra bảng
6.5[1] => zM  274(MPa)1/3

z H - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
zH 

Với

2.cos  b 2
Sin(2 tw2 )

 tan  
 tan 20 
 20, 710
  arctan 

 0,9625 
 cos  2 

 tw2   t 2  arctan 

b  arctan(cos t .tan  )  arctan(cos(20,710 ).tan(15, 740 ))  14,770
 zH 

2.cos(14, 77 0 )
 1, 71
Sin(2.20, 710 )

z hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Với :   

bw2 .sin  2 63.sin(14,770 )


 2,05  1
m.
2,5.3,14

24


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

 z 

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

1



Với   : hệ số trùng khớp ngang ,có thể được xác định theo công thức
6.38 b



 
1 1
1 

 1
  .cos 2   1,88  1,32  
 .0,9625  1,84

 44 110 

 z3 z4 
 

  1,88  1,32 


 z 

1
 0, 737
1,84

T2 : moment xoắn trên trục 2 T2  359438,125 ( Nmm)
K H hệ số tải trọng tĩnh khi tính về tiếp xúc
K H  K H  .K H K HV
Với

K H  được tính ở phần trước K H   1,04

d w2 đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ theo công thức bảng 6.11
2.a
2.200
d w2  w2 
 114, 29(mm)
u  1 2,5  1
Vận tôc vòng v được xác định theo công thức 6.40[1]
 .dw2 .n 2  .114, 29.240
v


 1, 435(m / s)  4
60000
60000
 chọn cấp chính xác là =9
Từ bảng 6.14 với : cấp chính xác = 9 , v = 1,435 < 2,5

 K H   1,13

 K F  1,37
K HV : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K HV  1 
Với VH   H .g 0 .v.

VH .bw2 .d w2
2.T2 .K H  .K H
aw2
u2

Trong đó :  H  0,002 ( tra bảng 6.15 với HB2<350 , răng nghiêng)

g 0  73 ( tra bảng 6.16 : Hệ số kể đến sai lệch của bước
răng với m=2,5, cấp chính xác = 9 )
200
VH  0, 002.73.1, 24.
 1, 62
2,5
1, 62.63.114, 29
 K HV  1 

 1, 014
2.359438,125.1, 04.1,13
 K H  K H  .K H K HV  1,014.1,13.1,04  1,192

25


Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

GVHD Th.s Ngô Thanh Minh Quốc

Từ các hệ số thành phần trên ta tính được độ bền tiếp xúc

2.359438,125.1,192.(2,5  1)
 416,93( MPa)
63.2,5.114, 292
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Thep công thức 6.1 với v= 1,24 (m/s) , zV  1 ,với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính

 H  274.1, 71.0, 737.

xác về mức tiếp xúc là 9 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra  10...40(  m) do đó Z R  0,9
với d a  d1  2m  z1  2m  39.2,5  2.2,5  100  700(mm) , K XH  1
Do đó :  H    H .ZV .Z R .K XH  536.1.1.0,9  482 ( MPa)
  H   H  => Cặp bánh răng cấp chậm thỏa điều kiện bền tiếp xúc

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43[1] :
2.T .K .Y .Y .Y
 F 3  2 F   F 3   F 3 

bw2 .d w2 .m
Y 

1



: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Với   =1,84  Y 

1
 0,543
1,84

YB : hệ số kể đến độ nghiêng của răng,được tính theo công thức

YF 3 , YF 4



15,740
 0,888  YB  0,888
140
140
hệ số dạng răng của bánh 3và bánh 4, phụ thuộc vào số răng tương đương :

YB  1 

 1

z3
44

 49,35
3
cos 
0,96253
z4
110
zv 4 

 123,36
3
cos 
0,96253

zv 3 

 zv 3  42
Chọn 
 zv 4  94
Hệ số dịch chỉnh x=0
Theo bảng 6.18 [1]
YF 3  3, 69
Chọn 
YF 4  3, 6

K F hệ số tải trọng khi tính về uốn, theo 6.45[1]
K F  K F  .K F .K FV

Trong đó :

K F  hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng khi tính về uốn , tra bảng 6.7[1] chọn K F   1,1

K F hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn , tra bảng 6.14[1] chọn K F  1,37

26