Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải 2

TRƯỜNG SĨ QUAN KỸ THUẬT QUÂN SỰ
KHOA KỸ THUẬT CƠ SỞ
--------o0o--------

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY

Học viên thực hiện: Vũ Tiến Thành
Lớp: DQS02.151
Giáo viên hướng dẫn: Trung úy, Lê Văn Nhân

1 năm 2015
Tp.Hồ Chí Minh,


TRƯỜNG SĨ QUAN KỸ THUẬT QUÂN SỰ
KHOA KTCS
BỘ MÔN CNKL
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Học viên thực hiện: Vũ Tiến Thành
Ngành đào tạo:
Tăng – Thiết giáp
Người hướng dẫn: Lê Văn Nhân
Ngày hoàn thành:
Học kỳ I năm học 2014- 2015

MSHV: 10
Kí tên:
Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI
Đề số 10: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN BĂNG TẢI
Phương án số: 1
1

T

3

2

T1
T2

Truc 1

Truc 2

t
t1
Truc 3

t2

4

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
Sơ đồ tải trọng
1- Động cơ điện ba pha không động
bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc trục vít – bánh răng; 4- Bộ tuyền xích

ống con lăn; 5- Băng tải.
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên băng tải, F(N)
Vận tốc băng tải, v(m/s)
Đường kính tang dẫn, D(mm)
5

2


Thời gian phục vụ, L(năm)
Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ.

Phương án
F, N
v, m/s
D, mm
L, năm
Ngày/năm, ngày
Ca/ngày, ca
t1, giây
t2, giây
T1
T2

1
20000
0,3
400
7

220
3
28
23
T
0,6T

3


MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC..............................................................................................................4
LỜI NÓI ĐẦU.........................................................................................................6
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHÔI TỶ SỐ TRUYỀN........................7
1.1 Chọn động cơ...............................................................................................7
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống................................................................11
1.1.2 Tính công suất tính toán.......................................................................11
1.2 Phân phối tỷ số truyền..................................................................................8
PHÂN 2 : THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.............................................................7
2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng........................................................................11
2.1.1 Chọn vật liêu........................................................................................11
2.1.2 Tính các ứng suất cho phép..................................................................11
2.2 Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc.................................................21
2.2.1 Thông số kỹ thuật của bộ truyền..........................................................21
2.2.2 Dụ đoán vận tốc trượt,chọn vật liệu.....................................................21
2.2.3 Xác định ứng suất cho phép.................................................................21
2.2.4 Tính thiết kế.........................................................................................22
2.2.5 Kiểm nghiệm đọ bền tiếp xúc..............................................................23
2.2.6 Kiểm nghiệm đọ bền uốn.....................................................................24

2.2.7 Tính nhiệt lượng trong truyền động trục vít.........................................24
PHẦN 3: THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN – KHỚP NỐI..................................28
3.1 Thiết kế trục.................................................................................................8
3.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục.................................28
3.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.......................29
3.1.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền....................................................30
3.2 Chọn then và kiểm nghiệm then..................................................................40
3.3 Tính kiểm nghiệm độ bền trục.....................................................................40
3.3.1 Độ bền mỏi...........................................................................................40
3.3.2 Độ bền tĩnh...........................................................................................42
3.4 Tính toán nối trục........................................................................................43
PHẦN 4 : TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN...........................................................45
4.1 Chọn ổ lăn cho trục 1..................................................................................45
4.1.1 Chọn loại ổ...........................................................................................45
4.1.2 Kích thước và0 cấp chính xác của ổ.....................................................45
4.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động...................................................45
4.1.4 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh....................................................46
4.2 Chọn ổ lăn cho trục 2..................................................................................47
4.2.1 Chọn loại ổ ..........................................................................................47
4.2.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ ...................................................47
4.2.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.............................................48
4


4.3 Chọn ổ lăn cho trục 3..................................................................................51
4.3.1 Chọn loại ổ...........................................................................................51
4.3.2 Chọn kích thước và cấp chính xác ổ....................................................52
4.3.3 Kiểm nghiệm ổ lăn về khả năng tải động.............................................52
PHẦN 5: CHỌN CHI TIẾT PHỤ, THIẾT KẾ VỎ HỘP, BẢNG DUNG SAI.......55
5.1 Kết cấu vỏ hộp............................................................................................55

5.2 Kết cấc một số chi tiết.................................................................................57
5.3 Bôi tron và điều chỉnh ăn khớp...................................................................60
5.4 Dung sai lắp ghép........................................................................................61
PHẦN 6: TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................63

5


LỜI NÓI ĐẦU
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 nước. Hiểu biết,
nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là
những yêu cầu rất cần thiết đối với học viên sĩ quan kỹ thuật.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể
nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với
các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không
thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp
giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học
như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; và giúp học viên có cái nhìn tổng
quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển
hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như
bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các học viên có thể
bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một học
viên cơ khí động lực.
Chúng tôi chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Nhân, các thầy trong khoa kỹ
thuật cơ sở đã giúp đỡ chúng tôi rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

chúng tôi rất mong nhận được ý kiến từ thầy

Học viên thực hiện
Vũ Tiến Thành

6


PHẦN 1:XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỈ SỐ
TRUYỀN CHO HỆ DẪN ĐỘNG
1.1 Tính toán chọn động cơ điện
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống:

ηol

-

Hiệu suất ổ lăn:

-

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

-

Hiệu suất bộ truyền trục vít không tự hãm (z =1):

-

Hiệu suất bộ truyền xích:

-

Hiệu suất khớp nối (đàn hồi):

ηbr

ηtv
ηx

= 0,99
= 0,96
= 0,7
= 0,97

η KN

=0.99

ηΣ = η KN .η x .ηtv .ηbr .ηol3

Hiệu suất truyền động:
=0,99.0,97.0,7.0,97.0,993 = 0,633
1.1.2 Tính công suất tính toán:
Fv 20000.0, 3
1000
1000
- Công suất trên xích tải: Plv =
=
= 6 kW

- Công suất tính toán:
-

Σ ( Ti / Tmax ) .ti
Σti
2

12.28 + 0, 62.23
6.
= 5, 06
28 + 23

Ptđ = Plv
=
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Ptd
ηΣ

5, 06
≈ 7,99
0, 633

Pct =
=
kW
- Số vòng quay sơ bộ:
nsb = nlv.Uht = nlv. Ungoài. Uhộp
6.104.vbt 6.104.0, 3
π .D

π .400 ≈
nlv =
=
14,3239 vòng/phút
Chọn sơ bộ: Ungoàisb = Ux = 2,2
Uhộpsb = 90
7

kW


⇒

nsb = 14,3239.2,2.90 = 2836,15 vòng/phút

Dựa vào bảng phục lục P1.3 sách [1] chọn động cơ điện thỏa mãn

 Pdc > Pct

ndc ≈ nsb

Ta chọn động cơ sau:
Tên động cơ

Công suất
(kW)

Vận tốc quay,
vòng/phút

Cos

4A132M2Y3

11

2907

0,9

1.2 Phân phối tỉ số truyền
1.2.1 Tỉ số truyền chung

UΣ =

Ta có:

ndc
2907
=
≈ 202,95
nlv 14,3239


U Σ = U x .U hop


U hop = U tv .U br

U x = 2,2 ⇒ U hop =

U Σ 202,95
=
≈ 92,25
Ux
2,2

Chọn

U tv = 30 ⇒ U br =

U hop
U tv

=

92,25
= 3,075
30

Chọn
1.2.2 Công suất trên các trục:

P3 =
Trục 3:

Plv
6
=
= 6,25kW

ηol .η x 0,99.0,97

P2 =
Trục 2:

P3
6,25
=
= 9,02kW
ηol .ηtv 0,99.0,7

8

%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

88

2,2

1,6


P1 =
Trục 1 :

P2
9,02
=
= 9,39kW
ηol .ηbr 0,99.0,97
Pdc =

P1
9,39
=
= 9, 49kW
η KN 0,99

Trục động cơ:
1.2.3 Số vòng quay :
Trục 1:

n1 = ndc = 2907

n2 =
Trục 2:

n3 =
Trục 3:

n1 2907
=
= 945,37
U br 3,075

n2 945,37
=
= 31,51
U tv
30
nlv =

Trục công tác:

∆n =

(vòng/phút)

(vòng/phút)

(vòng/phút)

n3 31,51
=
= 14,3237
Ux
2,2

(vòng/phút)

14,3237 − 14,3239
.100% = 0,0014 < 5%
14,3239

1.2.4 Momen xoắn trên các trục:

Ti = 9,55.106.

Pi
ni
Tdc = 9,55.106.

Trục động cơ:

T1 = 9,55.106.
Trục 1:

Pdc
9,49
= 9,55.106.
= 31176 N .mm
ndc
2907

P1
9,39
= 9,55.106.
= 30848 N .mm   
n1
2907

9


T2 = 9,55.106.

Trục 2:

T3 = 9,55.106.
Trục 3:

P2
9,02
= 9,55.106.
= 91119 N .mm
n2
945,37

P3
6,25
= 9,55.106.
= 1894240 N .mm
n3
31,51

Tlv = 9,55.106.

Plv
6
= 9,55.106.
= 4000363 N .mm
nlv
14,3237

Trục công tác:
BẢNG ĐẶC TÍNH

Trục

1.
2.
3.
4.

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

Trục công
tác

Th«ng
Công suất P
9,49
9,39
9,01
6,25
6
(kW)
Tỉ số truyền (u)
1
3,075

30
2,2
Số vòng quay n
2907
2907
945,37
31,51
14,3237
(vòng/phút)
Momen xoắn T
31176
30848
91119
1894240
4000363
(N.mm)
PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. Thiết kế bộ truyền xích
Để Thiết kế bộ truyền xích bao gồm các bước:
Chọn loại xích
Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định
các thông số khác của xích và bộ truyền.
Kiểm tra xích về độ bền ( đối với xích bị quá tải).
Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục.
Thông số kĩ thuật:
P3 = 6,25 (kW)
n3 = 31,51 (vòng/phút)
ux = 2,2
1. Chọn loại xích: là xích ống con lăn.
2. Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác

định các thông số khác của xích và bộ truyền.
Số răng đĩa xích dẫn theo công thức: z1 = 29 – 2u ≥ 19
10


Thì z1 = 29 – 2.2,2 = 25 (răng) > 19
Từ z1 = 25 (răng) ⇒ z2 = u.z1= 2,2.25 = 55 < zmax= 120
-Tính bước xích pc:
K .K z .K n
Pt = P3 .
Kx
Công thức tính toán
Ta có:
K x = 2,5
: chọn bộ truyền xích 3 dãy
z
25
K z = 01 =
=1
z1 25

Kn =

n01
50
=
= 1,59
n1 31,51

K = K đ .K 0 .K a .K đc .K b .K lv = 1,2.1.1.1.1,3.1,45 = 2,262

Trong đó:
K đ = 1,2

K0 = 1
Ka = 1
K đc = 1
K b = 1,3
K lv = 1, 45

: tải trọng va đập nhẹ.
: bộ truyền đặt nằm ngang
a = 40 pc
: chọn khoảng cách trục
.
: chọn điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích.
: chọn môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn loại II
: làm việc 3 ca 1 ngày.
Pt =

Như vậy:

6,25.3,132.1.1,57
= 12, 45kW
2,5

11


Theo bảng 5.5[1] với
điều kiện bền mòn:

n01 = 50

(vòng/phút), có bước xích

Pt < [ P ] = 14,7kW

pc = 44,45mm

thỏa mãn

;®ồng thời theo bảng 5.8[1],

pc < pmax = 50,8mm

a = 40 pc = 40.44, 45 = 1778mm

Khoảng cách trục
Theo công thức (5.12) số mắt xích
2a
( z2 − z1 ) 2 pc
(55 − 25) 2 .44, 45
=
+ 0,5( z1 + z2 ) +
= 2.40 + 0,5(25 + 55) +
= 120,57
pc
4π 2 a
4π 2 .1778
x

-

Lấy số mắt xích chẵn x = 120, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài
liệu [1]

{

a* = 0,25 pc xc − 0,5( z2 + z1 ) + [ xc − 0,5( z2 + z1 )]2 − 2[(z 2 − z1 ) / π ]2

{

}

}

= 0, 25.44, 45 120 − 0,5(55 + 25) + [120 − 0,5(55 + 25)]2 − 2[(55 − 25) / π ]2 = 1765mm

để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:
∆a = 0,003a ; 5mm
a = 1760mm
, do đó
Số lần va đập của xích: theo (5.14)
i = z1n1 / (15 x) = 25.31,51 / 15.120 = 0,44 < [i] = 15
(bảng 5.9).
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Q
s=
K đ Ft + Fo + Fv
Theo công thức(5.15) trang 85 tài liệu [1]:

Theo bảng 5.2 trang 78 tài liệu [1], tải trọng phá hỏng Q =517200 kN, khối lượng 1
mét xích q =21,7kg;
K đ = 1,2
(tải trọng mở máy bằng lần tải trọng danh nghĩa);
z . p .n 25.44,45.31,51
v= 1 c 3 =
= 0,584m / s
60000
60000

Ft = 1000 P / v = 1000.6,25 / 0,584 = 10702 N
12


Fv = q.v 2 = 21,7.0,5842 = 7, 4 N

F0 = 9,81k f qa = 9,81.6.21,7.1,76 = 2247,98 N
kf = 6

trong đó:

(bộ truyền nằm ngang)
517200
s=
= 34,257
1, 2.10702 + 2247,98 + 7, 4

Do đó:
Theo bảng 5.10[1] với n = 50 vòng/phút, [s] = 7. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.

-Đường kính đĩa xích: theo công thức (5.17) và bảng 13.4:
d1 = pc / sin(π / z1 ) = 44,45 / sin(π / 25) = 354,65mm

d 2 = pc / sin(π / z2 ) = 44,45 / sin(π / 55) = 778,61mm
d a1 = pc [0,5 + cot g (π / z1 )] = 44,45[0,5 + cotg(π / 25)] = 374,083mm
d a1 = pc [0,5 + cot g (π / z2 )] = 44,45[0,5 + cotg(π / 55)] = 799,567 mm
d f 1 = d1 − 2r = 354,65 − 2

r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.25,4 + 0,05 = 127,685mm

Với
bảng 5.2 trang 78 tài liệu [1]).
3. Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo (5.20),
Fr = K m Ft = 1,15.10702 = 12307,3 N

Trong đó đối với bộ truyền nằm ngang,

K m = 1,15

13

và

d1 = 25,4

(xem


B.Thiết kế bộ truyền bánh răng.

Thông số ban đầu:
P1 = 9,49 (kW), n1= 2907 (vòng/phút), n2= 945,37 (vòng/phút),
ux= 3,075
L = 3.8.220.7 = 36960 giờ
1.Chọn vật liệu.
Vì công suất trên bánh dẫn P = 9,49 (kW) không quá lớn.Bộ
truyền không có yêu cầu gì đặc biệt về vật liệu .Vậy theo quan
điểm thông nhất hoá trong thiết kế và dựa vào bảng 6.1[1] ta
chọn.
+Bánh nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB =
241285, có b1=850MPa, ch1=580MPa.
+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ
rắn HB = 192240, b2=750MPa, ch2=450MPa.
Thoả mãn điều kiện H1 H2+(1015).
2.Tính các ứng suất cho phép.
2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép.
Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [H]và ứng suất tiếp
uốn cho phép [F].
o
Hlim
[H]= (
/SH).ZR.ZV.KxH.KHL
o
Flim
[F]=(
/SF).YR.YS .KxF.KFL
-Trong bớc tính thiết kế ta chọn sơ bộ.
ZR.ZV.KxH =1
YR.YS .KXF =1
Vậy các công thức trên trở thành.

o
Hlim
[H]= (
/SH). KHL
(2.1.1)
o
Flim
[F]=(
/SF). KFL
(2.1.2)
o
o
Hlim
Flim
+
,
là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số
chu kỳ cơ sở.Tra bảng 6.2[1] ta có đợc
Hlim0 =2.HB+70 , SH =1,1
(2.1.3)
Flim0=1,8.HB
, SF =1,75
(2.1.4)
Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1= 245, độ rắn bánh lớn HB2= 230
14


Thay lại các công thức (2.1.3), (2.1.4) ta đợc.
o
Hlim

1
= 2.HB1+70=2.245+70 = 560 (MPa)
o
Hlim
2
= 2.HB2+70=2.230+70 = 530 (MPa)
o
Flim
1
=1,8.HB1=1,8.245 = 441 (MPa)
o
Flim
2
=1,8.HB2=1,8.230 = 414 (MPa)
+ KHL, KFL hệ số tuổi thọ.
Ta có số chu kỳ cơ sở NH0=30.HB2,4
NH01 = 30. HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107
NH02 = 30.HB22,4 =30.2302,4 = 1,39.107
Số chu kỳ ứng suất tơng đơng NHE, NFE.

N HE =60.c.(Ti / Tmax )3.ni .ti
=60.c.n i .ti .(Ti / Tmax )3.(ti / ti )
ta có c =1, n1= 2970(vòng/phút), n2= 945,37(vòng/phút)
Mà:

N

23
28
= 60.1.945,37.36960. 13. + 0,63 = 135,52.107

HE 2
51
51
KHL2=1.

N
Mà

HE1

=N

N

HE1

K

HL1

HE 2

N

.u1 = 135,52.107.3,075 = 416,72.107

H 01

= 1,6.107

=1.

-Thay toàn bộ lại công thức (2.1.1).ta có

= (560 / 1,1).1 = 509,1( MPa)
H 1
= (530 / 1,1).1 = 481,82( MPa)
H2
Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng nên:
15

N

H02

=1,39.107


[H] = min[[H1], [H2]] = 481,82 (MPa).
* Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất uốn của
thép 45 là
NF0 = 4.106
NFE chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.
m

N FE =60.c.(Ti / Tmax ) F .ni .ti

(2.1.5)
Tra bảng vật liệu 6.4[1] .ta đợc mF = 6 vậy (2.1.5) có dạng
6

N EF = 60.c.ni ti ((Ti / Tmax ) .

ti
)
ti

Ta có c =1, n1=2907(vòng/phút) n2 =945,37 NFE1 NFE2
Mà ta có:
23
28
N
= 60.1.945,37.36960. 16. + 0,6 6. = 119,5.107 ( MPa)
EF 2
51
51
NEF2 = 119,5.107 NEF0= 4.106 KFL2=1.
NEF1 NEF2 =119,5.107NEF0= 4.106 KFL1=1.
-Thay lại công thức (2.1.2).Ta có
441
.1 = 252( MPa ).
1,75
414
=
.1 = 236,57 ( MPa)
1,75

[ F1 ] =
[F2]

2.2 ứng suất quá tải cho phép.
[ H ] max = 2,8. ch = 2,8.450 = 1260( MPa).

[ F1 ] max = 0,8. ch = 0,8.580 = 464( MPa).
[ F 2 ] max = 0,8. ch = 0,8.450 = 360( MPa).

3. Xác định các thông số của bộ truyền.
Tính khoảng cách trục aw.
- Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục
đợc xác định nh sau.

a w =ka .(u + 1).3

T1.K H
2
[ H ] .u. ba

aw

(3.1) Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.
16


+ ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại
răng.vì là bánh răng thẳng nên ta lấy ka = 49,5 (bảng 6.5[1]).
+ T1 mô men xoắn trên trục bánh chủ động T1=30848 (MPa)
+ [H]= 481,82 (MPa)
+ u1 = 3,075
+ Tra bảng 6.6[1] ta đợc

ba = 0,3.

bd = 0,5. ba ( u + 1) = 0,5.0,3.(3,075 + 1) = 0,6

+ Tra bảng 6.7, sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 KHB = 1,02.
Thay toàn bộ lại công thức (3.1) đợc
30748.1,02
a w = 49,5.(2,2 + 1). 3
= 106,44(mm)
481,822.3,075.0,3

a w =106 (mm) bw = a w . ba =106.0,3=31,8 (mm).

Quy tròn ta lấy
4. Xác định các thông số ăn khớp.
4.1 Xác định mô đun (m).

m=(0,014ữ0,02). a w =(0,014ữ0,02).106=1,06ữ2,12 (mm).

Ta có
Tra theo dãy
tiêu chuẩn 6.8[1] ta chọn m = 2(mm).
4.2 Xác định số răng.
- Bánh răng thẳng = 0.
m.( Z1 + Z 2 ) m.(u1 + 1).Z1
2.a w
2.106
aw =
=
Z1 =

=
= 26,01
2.cos
2
m.(u1 +1) 2.(3,075 + 1)
Có
Ta chọn Z1 = 26 (răng).
Mà Z2 = u1.Z1=3,075.26=79,95.Ta chọn Z2 = 80 (răng).
u 3,075 3,077
=
.100% = 0,065%
u
3,075
Khi đó
thoả mãn.
4.3 Xác định hệ số dịch chỉnh (x).
Z1 = 25 > 21. nên không cần dịch chỉnh
5. Kiểm nghiệm răng.
5.1 Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
- ứng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức
17


H = Z M .Z H .Z .

2.T1.K H .(u1 + 1)
2
bw .u1.d w1

(II.6)

+ ZM hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5[1] ta đợc ZM =
274(MPa)(1/3)
+ ZH hệ số kể dến hình dáng bề mặt tiếp xúc trrong bảng
6.12/104.với
x1 + x2
0
=
=0
Z1 + Z 2 26 + 80
ZH = 1,68.
Z
+
Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức
(6.36a/103)
Z =

( 4 )
3

vì

bw .sin


= m. = 0 ữ




1 1

1 1
= 1,88 3,2. + ữ cos = 1,88 3,2. + ữ cos0o = 1, 717
26 80

Z1 Z 2


Với
Thay lại ta có
4 1,717
Z =
= 0,87.
3

K H = K H .K H .K Hv

+ KH : Hệ số quá tải
KH
Với hệ số
kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành
K H =1,02
răng.Tra bảng 6.7[1] đợc
.
K H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
K H = 1
đôi răng đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng
vH .bw .d w1
K Hv = 1 +

2.T1.K H .K H
K Hv
hệ số tả trọng động
Tra bảng 6.15[1] có H = 0,006.g0 = 47
18


v=

.d w1.n1 .53.2907
=
= 8,067( m / s)
60000
60000

,

a w =106(mm).

Thay lại ta đợc
VH = H g0v aw / u = 0,006.47.8,067. 106 / 3,075 = 13,36( m / s) vMax = 240( m / s)
Tra bảng 6.17[1].
13,36.31,8.53
K Hv = 1 +
= 1,358.
2.30848.1,02.1

K H = 1,02.1.1,358 = 1,358
H = 274.1,76.0,87.

2.30848.1,358.(3,075 + 1)
= 468,13( MPa).
2
31,8.3,075.53

- Mặt khác ta lại có:

à

+Ta chọn cấp chính xác là cấp 8, Ra=2,51,25( m) ZR= 0,95.
+ZV=0,85.V0,1=0,85.8,0670,1=1,047
+Đờng kính vòng đỉnh răng da1 < da2 = m.Z2+2.(1+x2)/m
=2.80+2.(1+0)/2
=81,5(mm) < 400(mm).
KXH =1
[H].ZR.ZV.KXH =481,82.0,95. 1,047.1= 479,24(MPa) >
H=468,13 (MPa).
Vởy điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.
5.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn.
* Bánh răng 1.
Để thoả mãn về độ bền uốn thì
2.T .K .Y .Y
F 1 = 1 F F 1 [ F 1 ] .YS .YR .YXH
bw .d w1.m
(5.2.1)
T1 = 30848 (MPa), bw = 31,8 (mm), dw1= 53 (mm), m = 2.
1
1
Y =
=

= 0,5824.
1,717
+
Y = 1.
= 0o
+Bánh răng thẳng
19


+ YF1:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18 [1] YF1=3,88
ZV 1 = Z1 / cos3 = 26 / cos o0 = 26
Với số răng tơng đơng
+ KF:hệ số tải trọng uốn.
KF=KF.KF.KFV
KF=1,05(tra bảng 6.7[1]).
KF =1 (vì bánh răng thẳng).
VF .bw .d w1
K Fv = 1 +
2.T1.K F .K F
VF = F .g 0 .v.

Mà

aw
u

F = 0,016, g0 = 47, v = 8,067(m / s),a w =106.

Tra bảng6.15và 6.16/105có
106

VF = 0,016.47.8,67.
= 35,62 VFMax = 240( m / s).
3, 075

K Fv = 1 +

35,62.31,8.53
= 1,93
2.308487.1,05.1

K F = 1,05.1.1,93 = 2,03.

F1 =

2.30848.2,03.0,5824.3, 48
= 83,96( MPa).
31,8.53.2

Thay lại (5.2.1)
+ Có [F1]=252(MPa).
YR=1.
YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln2 = 1,032.
d a1 =m.Z1 =2.26=52(mm) < 400(mm) K xF =1.
Vì
[F1].YR.YS.KxF=252.1,05.1.1=265(MPa)> F1=85,25(MPa).
Vậy điều liện về độ bền uốn đợc thoả mãn.
*Bánh răng 2.
F2 = F1 .YF2/YF1. Tra bảng 6.18[1] YF2=3,61.
[F2]=83,96.3,61/3,88=78,12 (MPa).
Có [F2]=236,57(MPa)

20


[F2].YR.YS.KxF=236,57.1.1,032.1=244 (MPa) > F2=78,12
(MPa).
Vậy điều kiện bền uốn trên bánh răng 2 đợc thoả mãn.
5.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải.
- Đề phòng dạng d và gẫy răng thì.

H max = H . K qt [ H ] max
H =468,13(MPa), K qt =
+Ta có
+Tra ở bảng 6.13/104

Tmax
=1
T

[ H ] max =1260(MPa) .

Hmax =486,13. 1=486,13(MPa) [ H ] max =1260(MPa).

Thoả mãn.
- Để đề phòng dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thi
cần có:
F max1 = F .K qt [ F 1 ] max

F max 2 = F .K qt [ F 2 ] max

Ta có

F 1 =83,96(MPa), F 2 =78,21(MPa), K qt =
Tra bảng 6.14[1]
[ F1 ] max =446(MPa), [ F 2 ] max =360(MPa) .

Tmax
=1
T

F 1max = 83,96.1 = 83,96( MPa) [ F 1 ] max =446(MPa).

F 1max = 78,12.1 = 78,12( MPa ) [ F 2 ] max =360(MPa).
Vậy các điều kiện bền đợc thoả mãn.

6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.
theo bảng 6.11[1]
Thông số
1.Số răng

Kích thớc
Z1= 26, Z2= 80
21


2.Khoảng cách trục chia.
3.Khoảng cách trục.
4.Đớng kính chia.
5.Đờng kính đỉnh răng

6.Đờng kính đáy răng

7.Đờng kính cơ sở
8.Góc prôfin góc
9.Góc prôfin răng
10.Góc ăn khớp

a= 0,5(d2+d1)= 106mm.
aw=106mm.
d1=mZ1/cos= 52mm.
d2= mZ2/cos= 160mm.
da1= d1+2(1+x1-y)m =
56mm
da2= d2+2(1+x2-y)m=
164mm
df1=d1-(2,5-2x1)m =
47mm
df2 = d2-(2,5-2x2)m=
155mm
db1=d1cos = 21 mm
db2= d2cos =65 mm
Theo TCVN 1065-71, =
200.
t = = 200.
tw = 200.

11.Hệ số trùng khớp ngang

= 1,717
12.Hệ số dịch chỉnh
x1 = 0mm, x2 = 0mm

13.Chiều rộng răng
bw1 = 31,8mm.
bw2 = bw1-5 =26,8mm
14.Tỉ số truyền.
u = 3,075
15.Góc nghiêng răng
= 00
16.Mô đun
m = 2mm.
7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.
2.T 2.30848
F =F = 1 =
= 1940( N ).
t1 t 2 d
31,8
w1
F .tga w
F = F = t1
= 1940.tg 200 = 706( N ).
r1 r 2
cos
F = F = F .tg = 0( N ).
a1 a2
t1

22


C.Thiết kế bộ truyền trục vít.
Thông số ban đầu: P3 = 9,01 (kW), n2= 945,37 (vòng/phút), n3=

31,51(vòng/phút), u2 = 30, T2 = 91119, T3 = 1894240
L = 3.8.220.7 = 36960 giờ
1.Chọn vật liệu.
-Tính sơ bộ vận tốc trợt theo công thức 7.1[1]
v = 4,5.105.n .3 T = 4,5.105.945,37.3 91119 = 1,9(m / s) < 5(m / s).
3 3
sb

23


Theo bảng 7.1[1] Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh
không thiếc và đồng thau. Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm
_sắt_niken. pA H 10_4_4 để chế tạo bánh vít. Tải trọng là
trung bình chọn vật liệu làm trục vít là thép 45,tôi bề mặt
đạt độ rắn HRC = 45.
2.Xác định ứng suất cho phép.
Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều
so với trục vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần xác định ứng
tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh
vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh vít.
2.1 ứng suất tiếp xúc cho phép [H].
-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [H] đợc tra
theo bảng 7.2[1].Với vận tốc trợt của trục vít đợc tính theo công
thức
v = 4,5.105.n .3 T = 4,5.105.945,37.3 91119 = 1,9(m / s) < 5(m / s).
S
3 3
[H]=252(MPa).
2.2 ứng suất uốn cho phép [F].

-[F] đơc tính theo theo công thức
[F]= [F0].KFL
+[F0] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít
không tôi,bộ truyền quay 1 chiều, công thức 7.7[1]
[F0]=0,25.b+0,08.ch
Vật liệu làm bánh vít là pA H 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng
7.1 ta có đợc b=600(MPa),ch=200(MPa).
[F0]=0,25.600+0,08.200=166(MPa).
+KFL hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9[1]).
106
K
=9
FL
N
FE
9

T

T
t
N
= 60.n . 2i .ti = 60.n . ti . 2i . i
FE
2 T
2
T2max t
2max
i

Mà

24


N

K

FE

FL

28
23
= 60.945,37.36960. 19. + 0,69. = 1160,5.106


=9

106
1160,5.106

51

51

= 0, 457.
= 166.0,457 = 75,862( MPa).
F

Thay lại công thức ban đầu có
-ứng suất quá tải.
Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên
[H]max =2.ch=2.600=1200 (MPa).
[F]max=0,8.ch=0,8.600=480 (MPa).
3 Tính toán truyền động trục vít về độ bền.
3.1 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
- Khoảng cách trục aW.
2

T .K
170 3 H
a w = Z + q 3
.
.
2
q

Z
.
2 H
(3.1)
+ z2 là số răng bánh vít. Chọn số mối răng trục vít
z1=2z2=u.z1=30.2=60.
Thoả mãn đìêu kiện 28+ q hệ số đờng kính trục vít.điều kiện 0,4q/20,22.Chọn theo
điều kiện q0,26.z2= 0,25.60=15,6
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3[1].chọn q=16.
+ T3 mô men xoắn trên trục bánh vít T3=1894240(N.mm).

+ KH hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ KH=1,2.
2
170 1894240.1,05
3
a w = ( 60 + 16 )
= 190,36(mm).
.
16
60.252

(

)

Ta chọn aW=190(mm).
m=

2.a w
2.190
=
= 5.
Z + q 60 + 16
2

- Tính mô đun trục vít.
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3[1].Ta chọn m = 5(mm).
- Hệ số dịch chỉnh.
25