do an chi tiet may12 1566

ĐẠI HỌC ĐIỆN LỰC
KHOA CNCK

C ỘNG HÒA XÃ H ỘI CH Ủ NGHĨA VI ỆT
NAM
Đ ộc lập – Tự do – Hạnh phúc
-----o0o-----

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Họ và Tên: NGUYỄN THẾ CƯỜNG
LỚP : Đ3-CĐT
ĐỀ TÀI:
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
G.V HƯỚNG DẪN : TẠ ĐÌNH XUÂN

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 1


Nhận xét của giáo viên
………………………………………………………………………………………
……………………….
………………………………………………………………………………………
……………………….
………………………………………………………………………………………
……………………….
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………
PHẦN I : TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG
<A> CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 2


I) CHỌN ĐỘNG CƠ
a) Xác định công suất của động cơ
Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo cơng thức
Trong đó Pct=(kw)= =4.55 (kw)
• Hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo sơ đồ đề bài thì : η = ηbr1.η br2 . ηbt3.ηổ lăn.η k
Trong đó : ηbr1 là hiêu
̣ suât́ bánh răng trụ nghiêng che kín
η br2 là hiêụ suât́ cuả bộ truyên
̀ banh
́ răng trụ
ηbrc là hiêu
̣ suât́ cuả bánh răng trụ thẳng che kín
ηbt3 là hiêụ suât́ cuả bộ truyền đai dẹt, để hở
ηổ lăn là hiêụ suât́ cuả một cặp ổ lăn
ηk là hiêu
̣ suât́ nối trục
k : là số cặp ổ lăn
Tra bảng 2.3[1] ta có: ηbr1 = 0,98; ηbr2 = 0,98; ηbr3 = 0,96;ηk = 1;
η ổ lăn= 0,995; ηk= 0,99;n=1
Suy ra : η = 0.98 x 0.98 x 0.96 x 0,9954 x 0.99 0.894
• Xác định β
β = ==0.892
với :
T1=T
T2=0.7T
t1 = 0.6tck

t2 = 0.4tck

vậy Pyc = = = 4.54 (KW)
b) xác định vòng quay cơ sở
- số vòng quay cơ sở được xác định theo cơng thức
•

η cs= usb.η ct
trong đó

η ct là số vịng quay trên trục cơng tác
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 3


η ct =60 000 . v/( πD)
= 60000 . 1, 3 /( 3, 14 . 410) = 60, 58 ( v/ p)
. usb : là tỷ số truyền sơ bộ
Với usb = Uh . Un
(Uh = 8… 40)
Vì hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp ta chọn Uh =15 và Un =2,2
Suy ra số vòng quay sơ bộ của động cơ là
nsb= nlv.ut = 60,58 x15x2,2 =1999(v/p)
 theo bảng P3.1 phụ lục ([1]/Tr243)
ta có thơng số của động cơ K123M2
P=5,5 (kw)
η= 85%
m=73 (kg)
n= 2900(v/p)

=0,93
=2.2

II) PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1) Tính lại tỷ số truyền chung
Uchung===47,87
Un =Uđai chọn Uđai =2,2
Tỷ số truyền chung cho cả hộp
Uhộp ===21,75
2) Phân phối tỷ số truyền chung cho cả hộp
Uhộp =U1.U2
U1 là cấp nhanh gần động cơ
U2 là cấp chậm xa động cơ
Tra bảng 3.1 [1]
Với :
U hộp=21,75
U1=5,69
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 4


U2= =3,649
Tính lại Uđai ===2,2
=>> tính được số vịng quay các trục
-Trục I
n1===908,6363(v/p)
-Trục II
n2===152,45(v/p)
-Trục III

n3=== 41,78(v/p)

<B> CÔNG SUẤT CÁC TRỤC
 Cơng suất được tính từ trục III trở về
o cơng suất trục III là:

với =0,995
=1
=0,99

o Công suất trục II là:

o Công suất trục I là:

o Công suất trục động cơ là:

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 5


<C>TÍNH MƠ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC
•

Áp dụng cơng thức
Trong đó

:là cơng suất trên các trục
: là số vịng quay trên các trục

Từ đó suy ra:
 Mơ men xoắn trục I là :

 Mô men xoắn trên trục II là :
 Mô men xoắn trên trục III là :

 Mô men trên truc công tác là :
 Mô men trên trục động cơ là :

 Tổng kết lại ta có bảng sau :

TRỤC
TRỊ SỐ
U
P(kw)
N(v/p)
T(Nmm)

Động cơ
2,2
5,13
1999
24,5.

1
U1=5,96
4,87
908,6363
51,18.

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

2

3

U2=3,649
Uk=1
4,74
4,619
152,45
41,78
296,9.
1055,8.
Page 6

Công tác

\
\
717,27.


PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
A)

CHỌN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

1)Các thông số
o Công suất cần truyền

+) Pdc=5,5(kw)
+) n= 908,6363(v/p)
Theo cơng thức 4.1 [1]
o đường kính kích thước của bánh đai nhỏ là:
Trong đó T1(Nmm) là mơ men xoắn trên trục bánh đai nhỏ (chính là mơ mem
của trục động cơ)
 =
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn d1=180(mm)
+Vận tốc bánh đai nhỏ
V bánh đai nhỏ=
o Đường kính bánh đai lớn:
là hệ số trượt (0,010,02)
là tỷ số truyền
Theo bảng 4.21 [1] ta lấy trị số tiêu chuẩn của d2=400(mm)
Tỷ số truyền thực tế
Sai lệch tỷ số truyền
 Nhận xét:

{ theo ý a [1]/tr49} => ĐẠT YÊU CẦU

2) Khoảng cách trục

Theo công thức 4.3 [1]
=(8701160)mm

Lấy =1000(mm)
3) Chọn chiều dài đai
Theo 4.4[1] chiều dài đai được xác định
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 7


= 2.1000+
i=
4) Tính góc Ơm theo bảng 4.7[1]
=
=
Vậy với =1000(mm) thỏa mãn yêu cầu
5) Xác định tiết diện đai và chiều rộng đai
Theo 4.9[1]
Theo bảng 4.8[1] tỷ số max nên dùng là đai vải cao su
Do đó =>Theo bảng 4.1[1] dùng loại đai có lớp lót thị số =4,5(mm) với số
lớp là 3
6) Xác định Ứng suất có ích cho phép
theo 4.10[1]
-Ta có Cα
Tra bảng 4.10[1]
Với

= => trị số ảnh hưởng góc ơm
-Ta có
Trị số ảnh hưởng vận tốc
Áp dụng công thức
=0,04 đối với đai vải , đai cao su

-Ta có hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền
ở đây vì truyền động thơng thường
-ta có
Theo 4.11[1]

(trong đó là chiều dày của đai)
Với bộ truyền ta thiết kế ở đây là

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 8


Với góc

 ứng suất ban đầu

theo bảng 4.11[1] với => = 2,5 ,=10
 =2,25(MPa)
 ứng suất có ích cho phép là
7)xác định chiều rộng bánh đai lớn
theo công thức 4.8[1]
Trong đó
:lực vịng
:hệ số tải trọng động
:ứng suất có ích cho phép
:chiều dày của đai
b:chiều rộng của đai
thay các giá trị vào cơng thức (1)ta có :
Theo bảng 4.1[1] lấy trị tiêu chuẩn b=50(mm)
 chiều rộng bánh đai lớn
=1,1.50+mm=mm
Chọn B tiêu chuẩn B=70(mm)
8)Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Theo 4.12[1] ta tính được lực căng ban đầu

Theo 4.13[1] lực tác dụng lên trục
Từ đó ta có bảng tính tốn sau:
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai lớn
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

B=70(mm)
Page 9


Chiều dài đai
Tiết diện đai
Lực tác dụng
Loại đai
Chiều dày của đai
Khoảng cách trục

L=2922,7(mm)
(đai vải cao su)
=4,5mm

PHẦN II : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

Với các số liệu đầu vào là P1=4,87(Kw)
n1=908,63(v/p)
thời gian làm việc
T=8 năm
h
=8.24.300=54 600

1)

chọn vật liệu làm bánh răng (theo [2])

vật liệu làm bánh răng là vật liệu phải bền tránh hiện tượng tróc mỏi ,hiện
tượng dính răng và đảm bảo độ bền uốn trong quá trình làm việc do đó vật
liệu thường làm bánh răng là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lí
theo u cầu của bộ truyền ta chọ vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ
cứng HB 350
căn cứ vào bảng 6.1[1] ta chọn vật liệu làm răng như sau
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 10


bánh nhỏ ta chọn vật liệu là thép 45 thường hóa sau khi gia cơng và có các
thơng số kỹ thuật sau:
 độ cứng HB1=170210
 giớ hạn bền
 giới hạn chảy
 kích thước S80(mm)
theo thiết kế và dữ liệu đầu vào ta chọn thép có độ cứng cao nhất HB1=210
• bánh răng lớn ta cũng chọn vật liệu thép như bánh răng nhỏ nhưng do
bánh lớn làm việc với vận tốc thấp hơn bánh nhỏ ,chịu va đập thấp hơn
nên ta chọn HB2=190
 giới hạn bền
 giới hạn chảy
•

2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

a) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng
theo 6.1[1]
Trong đó :
: là hệ số an tồn
:là hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc
:là hệ số xét đén vận tốc vòng
:là hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng
:giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng
 trong tính tốn thiết kế sơ bộ lấy =1
Vậy
Theo bảng 6.2[1]


:là hệ số an toàn ta chọn =1,1
:hệ số ảnh hưởng của chu kỳ làm việc
Theo 6.3[1]
Trong đó
(theo 6.5[1] là số chu kì cơ sở)
 11 231 753,46
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 11


 8 833 440,68

:là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương của bánh răng theo đề tài với bánh
răng nghiêng
Từ 6.7[1]
:là mơmen xoắn

:số vịng quay (ở đây là số vòng quay trên trục I)
:tổng số giờ làm việc
C:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy C=1

()
Nhận xét:
Khi tính lấy
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh răng nhỏ :
Bánh răng lớn :
Theo 6.12[1] với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng
b)Ứng suất uốn cho phép
Theo 6.2[1]
Trong đó:
:là giới hạn bền mỏi uốn chu kỳ chịu tải NEF
:hệ số an tồn khi tính về uốn =1,75
(do bề mặt răng thường hóa)
:hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất trong đó
m-mơđun tính bằng (m)
=1 hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng
:hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn
:hệ số ảnh hưởng khi đặt tải =1
Trong tính tốn sơ bộ lấy =1
Theo 6.2[1]
 Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau :
: là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 12

Mà chu kỳ cơ sở =4. xác định cho mọi loại thép
Trong đó : C=1 là số lần ăn khớp trong 1 vịng quay
:là mơmen xoắn ở chế độ I của bánh răng đang xét
:số vòng quay (ở đây là số vòng quay trên trục II)
:tổng số giờ làm việc
mF: bậc của đường cong mỏi mF=6
 Bánh răng lớn trên trục II có
=60.1.253,8.38400.=136,73.
=136,73.>> =4.
 ==1 (=)
Từ




TÍNH CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH

3)Xác định các thông số của bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
(cặp bánh răng I)
a) Xác định khoảng cách trục

Theo 6.15[1] ta có
Trong đó =43 theo bảng 6.5[1]
moomen trên bánh chủ động trục I
(theo bảng 6.6[1])
là chiều rộng vành răng
:hệ số chiều rộng răng
=3,58 tỷ số truyền của cặp bánh răng đang xét
: là hệ số kẻ đến sự phân bố khơng đều trên chiều rộng vành răng khi tính về

tiếp xúc
theo 6.16[1] Vì bánh răng ăn khớp ngồi

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 13


Theo bảng 6.7[1] ứng với =0,485 thì (ứng với sơ đồ 3)
Do vậy :
Chọn =146 mm
 Chiều rộng vành răng là
(mm)

4)Xác định thông số ăn khớp
-xác định mô đun
Theo 6.17[1]

Với giá trị đó của m ta chọn m=2 để tính tốn
-tính số răng theo 6.31[1]
Chọn =(răng chữ V hoặc bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi )
==0,866
Chọn =27 răng
-tính số răng
Ta có =27.3,58=96,66 răng
Chọn =96 răng
 Tỷ số truyền thực tế là =
Tính lại góc ta có (theo 6.32[1])
 =

Tính lại khoảng cách trục theo là
Theo 6.18[1]
Chọn =146(mm) và không cần dịch chỉnh

5)KIỂM NGHIỆM

a)về độ bền tiếp xúc
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng của bộ truyền thỏa mãn dk sau:
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 14


Theo 6.33[1]
Trong đó :
• hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ,trị số của tra
bảng 6.5[1] ta được =274
• hệ số ảnh hưởng kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Trong đó là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg= (theo 6.35[1])
với =
 ==
 tg=cos.tg=0,587
=>=
Thay số vào ta có
hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Vì
>1 nên ta được theo 6.36c[1]
Theo 6.38b[1]
Ta có

==1,455

• Tính hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
(theo 6.39[1])
Do (6.40[1])
Với

Theo bảng 6.13[1] có cấp chính xác động học là 9
Theo bảng 6.14[1] có =1,13;=1,05 (tính ở trên)
 (theo 6.41[1])
Trong đó (6.42[1])
Theo bảng 6.15[1] ta có =0,002 ; =73
•

Vậy :

Suy ra
Thay số liệu vào cơng thức 6.33[1] ta được :
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 15



 Để chính xác hơn ta tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức :

Với V= 3,03(m/s) => =1 {vì v<5(m/s)}
Cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác là 8 khi gia cơng đạt độ
nhám
do đó với d<700(mm) =>

Suy ra :
 Cặp bánh răng đảm bảo về yêu cầu tiếp xúc
b)về độ bền uốn
cặp bánh răng đảm bảo độ bền uốn khi
theo công thức 6.43 và 6.44[1] ta có
(*) và (**)
Trong đó :
•
: là moomen trên bánh chủ động (Nmm)
=51,18.103(Nmm)
• hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
•

:là hệ số kể đến độ nghiêng của răng

•

, : hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 nó phụ thuộc vào số răng tương
đương

Theo bảng 6.18[1] => =3,65
=> =3,6
• :hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với
-: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn theo bảng 6.7[1] ta có :
=1,135 với (sơ đồ 3)
-:là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn theo bảng 6.14[1] ta có =1,375 với cấp chính
xác là 9 và v=3,03(m/s)

-: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
Theo 6.46[1] ta có
Trong đó :
(6.47[1])
Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có =0,06 ;=73 (vì v=3,03<5m/s)
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 16



Thay số vào ta được
Vậy =1,135.1,375.1,083=1,69
Thay các giá trị vừa tính vào cơng thức(*)&(**) ta có :
Và
Sau khi tính tốn ta có:
Từ bảng ta kết luận đáp ứng đủ yêu cầu về độ bền uốn
 Từ tính tốn ở trên ta tổng kết các thong số của bộ truyền cấp nhanh như sau

Khoảng
cách trục
Mơ đun
pháp

m=2

Chiều rộng
vành răng
Tỷ số

truyền
Số răng

(răng)(răng)

Góc nghiêng
của răng

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 17


Góc profin
gốc
Góc ăn
khớp
Đường kính
chia
Đường kính
đỉnh răng
Đường kính
đáy răng
Đường kính
vịng lăn

THIẾT KẾ CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 18


Các thong số đầu vào:

1)chọn vật liệu
+ bánh nhỏ trục II chọn thép 40XH nhiệt luyện bằng phương pháp tôi cải
thiện đạt các thông số kỹ thuật sau HB=230….280
+bánh lớn ở trục III chọn vật liệu giống bánh nhỏ:
2)xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Trong đó :
: là hệ số an toàn
:hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc
: hệ số xét đến vận tốc vịng
:hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng trong tính tốn
=1

sơ bộ
Vậy
• Trong đó : giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng theo bảng 6.2[1] ta
có :
 Bánh nhỏ : 2.300+70=670(MPa)
 Bánh lớn :=2.270+70=510(MPa)

•

:hệ số an tồn chọn =1,1

Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 19


•

:hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc
Theo 6.3[1]
:là số chu kỳ cơ sở xác định theo công thức 6.5[1]
=30.


: số chu kỳ thay đổi ứng suất trong của bánh răng thẳng ta có :
Trong đó ,, lần lượt là mơmen xoắn ,số vịng quay,tổng số thời giờ làm
việc ở chế độ của bánh răng đang xét
:số lần ăn khớp trong 1 vòng quay lấy =1
Bánh lớn trục III ta có

Thay số ta xác định được ứng suất cho phép:
b)Ứng suất uốn cho phép được xác định bởi cơng thức
Trong đó
:là giới hạn bền mỏi uốn ứng suất chu kỳ chịu tải
:hệ số an tồn khi tính về uốn =1,75 do bề mặt răng thường hóa
:là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ưng suất
: hệ số xét đến độ nhám mặt lượn của chân răng
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kt bánh răng đến độ bền uốn
: hệ số ảnh hưởng khi đặt tải lấy =1
Theo 6.2a[1] trong tính tốn sơ bộ lấy
Theo 6.2[1] ta có :
 Các giới hạn bền mỏi tính về uốn của các bánh răng như sau

: là hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng xác định theo công thức
Mà chu kỳ cơ sở =4.106 xác định cho mọi loại thép
Trong đó :
Nguyễn Thế Cường _Đ3-CĐT

Page 20