Đồ án môn học Thiết kế máy: Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƢỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ


ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ MÁY
Đề tài: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG

MÁY NÂNG HÀNG

Giảng viên hƣớng dẫn: Trần Đình Sơn
Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Đức Tín
Lớp:
08CDT2
Nhóm:
36

Đà Nẵng, ngày 5 tháng 4 năm 2012


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Thiết kế máy là bƣớc kết thúc môn học cùng tên, là phần
kiến thức quan trọng đối với sinh viên khoa cơ khí nói chung và sinh viên
ngành cơ điện tử nói riêng. Đó là kiến thức tổng hợp của các môn học: Truyền

động cơ khí, Thiết kế máy, Vẽ kỹ thuật, Sức bền vật liệu,…
Đề tài của đồ án là Thiết kế hệ thống dẫn động máy nâng hàng, trọng tải 2
tấn, dùng để nâng hàng hóa, các vật, các chi tiết,…tại các nhà xƣởng, công
trình xây dựng, kho hàng…. Đồ án chủ yếu tập trung tính toán hệ dẫn động cơ
cấu nâng.
Qua đồ án sinh viên nắm vững những vấn đề cơ bản trong thiết ké máy, tính
toán thiết kế chi tiết máy theo chỉ tiêu chủ yếu là khả năng làm việc, thiết kế
chi tiết vỏ máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phƣơng pháp trình bày bản vẽ,
về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu.
Trong qua trình làm đồ án, do kiến thức về thiết kế máy của em còn hạn chế
nên nội dung cũng nhƣ trình bày không tránh khỏi những thiếu sót. Vì vậy,
kính mong các thầy cô và các bạn chỉ dẫn và giúp đỡ thêm để em hoàn thành
tốt đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô bộ môn và sự nhiệt
tình chỉ dẫn, giải thích của thầy TRẦN ĐÌNH SƠN.
Đà Nẵng, ngày 5 tháng 4 năm 2012
Sinh viên thực hiện

Nguyễn Đức Tín
MSSV: 101222081140
Lớp: 08CDT2

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 1


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

PHẦN MỘT
NHIỆM VỤ THIẾT KẾ
-

Số liệu ban đầu:
 Tải trọng nâng: 2 tấn
 Chiều cao nâng: 12 m


-

Vận tốc nâng: 12,5 m/phút

Nội dung các phần thuyết minh:


Phân tích yêu cầu kĩ thuật, điều kiện làm việc, nguyên lý làm việc của
máy.

 Phân tích các phƣơng án thiết kế máy.
 Chọn phƣơng án thiết kế, lập sơ đồ động học của máy.
 Thiết kế các bộ phận chính trên máy.
-

Các bản vẽ :
 Sơ đồ động học của máy:

1 A1(A2).

 Bản vẽ hộp giảm tốc:

1 A0.

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 2


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

PHẦN HAI
PHÂN TÍCH CHỌN PHƢƠNG ÁN
 Máy nâng có thể phân loại nhƣ sau:
Phân loại theo nguồn dẫn động: Dẫn động bằng động cơ điện và dẫn động
bằng thuỷ lực
Phân loại theo cơ cấu: Cơ cấu truyền động bằng đai, cơ cấu truyền động
bằng xích.
 Vai trò, chức năng các bộ phận của cơ cấu:
Tời nâng gồm có : Động cơ điện, hộp giảm tốc, tang, cáp nâng, khớp nối,
phanh
- Động cơ điện: Động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều.
Động cơ điện xoay chiều đƣợc sử dung rộng rải trong công nghiệp, với sức
bền làm việc cao, mô men khởi động lớn. Bên cạnh đó ta có động cơ điện một
chiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng,
khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, giá thành cao,
khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lƣu khá phức tạp. Trên những ƣu khuyết điểm
của hai lọai động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều một chiều ta

thấy đƣợc động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng
động cơ điện một chiều nhƣng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì
những khuyết điểm của lọai động cơ này vẫn chấp nhận đƣợc.
Vậy ta chọn động cơ xoay chiều.
- Hộp giảm tốc: Có ba loại là bộ truyền bánh răng trụ, bộ truyền bánh răng
nón và bộ truyền bánh vít - trục vít.
Bộ truyền bánh răng trụ đƣợc sử dụng để truyền mô men từ các trục song
song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đƣợc sử dụng nhiều
nhất, chúng đƣợc bố trí theo các sơ đồ sau:

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 3


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

Sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhƣng có nhƣợc điểm là các bánh
răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tãi
trọng trên chiều dài răng
+ Sơ đồ phân đôi: Công suất đƣợc phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm.
Với kết cấu này, cấp chậm chịu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với vành răng
khá lớn, nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp phục đƣợc sự phân
bố không đều tãi trọng
+ Sơ đồ đồng trục: Loại này có đặc điểm là đƣờng tâm của trục vào và
trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc và nhiều
khi giúp cho việc bố trí cơ câùu gọn hơn
Bộ truyền bánh răng nón đƣợc dùng để truyenà mô men và chuyễn động

giữa các trục giao nhau, nhƣng chế tạo bánh răng khá phức tạp
Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn động
giữa các trục chéo nhau, nhƣng chế tạo ren trục vít khá phức tạp
Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn, để phù hợp với
cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo.
- Tang: Gồm có hai loại là tang đơn và tang kép
+ Tang đơn: quấn đƣợc nhiều lớp cáp nhƣng lúc làm việc tải trọng sẽ bị
lắc.
+ Tang kép: quấn đƣợc một lớp cáp nhƣng khi làm việc tãi trọng sẽ
không bị lắc, nâng hạ theo đƣờng thẳng
Vậy ta chọn tang kép đƣợc chế tạo bằng gang xám GX 15-32
- Cáp nâng: Lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của dây
cáp. Do đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chịu lực căng dây
lớn.
Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo.
Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu, ta chọn lọai cáp
bện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo, đồng thời

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 4


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

trong cơ cấu nâng thì một đầu cáp đƣợc giữ cố định nên cáp không bị xoắn hay
tở.
- Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để nối

giữa truc vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ƣu điễm hơn các loại
khác là chịu đƣợc sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp nối xích con
lăn để nối giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì có tính kinh tế hơn
các loại khớp khác và để truyền mô men xoắn lớn hơn
- Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thƣờng đóng, vì
loại này đƣợc đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ.
 Từ sự phân tích nêu trên ta có các phƣơng án sau:
 Phƣơng án I:
Sơ đồ động:
6

5
4

3

2
1

9
8

Chú thích:
1. Khớp nối vòng đàn hồi
2. Phanh điện từ
3. Bánh răng trụ răng thẳng I
4. Bánh răng trụ răng thẳng II
5. Bánh răng trụrăng thẳng III
6. Bánh răng trụ răng thẳng VI
7. Khớp nối xích con lăn

8. Tang

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 5


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

9. Động cơ điện
+ Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp
nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc, nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng
thẳng mà công suất đƣợc truyền qua khớp nối xích con lăn làm tang quay kéo
theo hệ ròng rọc làm việc.
+ Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo
hành.
+ Nhược điễm: Chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão chịu sự
phân bố không đều của tãi trọng.


Phƣơng án II:
Sơ đồ động:
2
3

4
5

1

6

Chú thích:
1. Tang
2. Trục vít
3. Bánh vít
4. Khớp nối vòng đàn hồi
5. Phanh điện từ
6. Động cơ
7. Khớp nối xích con lăn
+ Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp
nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn khớp của bánh
vít và trục vít truyền đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng
rọc làm việc.

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 6


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

+ Ưu điểm: Truyền đƣợc công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng tốt
+ Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ
cứng tốt
 Phƣơng án III:

Sơ đồ động:
4

8

3
2

9

1

Chú thích:
1. Động cơ điện
2. Phanh điện từ
3. Khớp nối vòng đàn hồi
4. Bánh răng côn I
5. Bánh răng côn II
6. Bánh răng côn III
7. Bánh răng côn IIII
8. Khớp nối xích con lăn
9. Tang
+ Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp
nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các
bánh răng côn truyền mô men đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo
theo hệ ròng rọc làm việc.
+ Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 7


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

+ Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính
xác
 Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ
nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế. Vậy
ta chọn phương án 1, với các số liệu ban đầu:
Tải trọng: QO=2000kg =20000 (N).
Bộ phận mang: Qm = 500kg = 5000(N.)
Chiều cao nâng: H = 12( m).
Vận tốc nâng: vn = 12.5 (m/phut)
Chế độ làm việc trung bình.

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 8


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

PHẦN BA
CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN
VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

3.1. Chọn tang, khớp nối, động cơ điện:
3.1.1. Hiệu suất của palăng
p =

So
Q
=
m.a.S max
S max

Q0 = Q +Qm
m=2 :số nhánh dây quấn lên tang
Q0 : tải trọng nâng Q0= 25000 N.
 : hiệu suất ròng rọc:  = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn bôi
trơn tốt).
a =2: Bội suất palăng.
t = 0 : Số ròng rọc đổi hƣớng.
Smax =

Q(1   )
=6313 (N).
m(1  a )t

 p = = 0,99
3.1.2. Cáp nâng:
Kích thƣớc cáp đƣợc chọn dựa vào lực kéo đứt (Sđ )
Sđ = Smax . K =6313*5.5 = 34721 (N)
K=5: Hệ số an toàn
Smax : Lực căng lớn nhất trong dây cáp
Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (OCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi

thép là b = 1600 N/mmm2.

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 9


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

3.1.3. Tang:
3.1.3.1. Đƣờng kính tang:
Dt  dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm)
Dt : đƣờng kính tang đến đáy rãnh cắt (mm).
Dc: đƣờng kính dây cáp quấn lên tang (mm).
e: hệ số thực nghiệm.
 Dt =Dr =250 mm
3.1.3.2. Chiều dài tang
Chiều dài toàn bộ tang đƣợc xác định theo công thức:
L’ =L'o +2L1 +2L2 +L3
L1 : chiều dài thanh tang
L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp

L2

L'o

L3

L1

L2

L'o
L1

L3 : Chiều dài phần phân cách giữa hai bên.

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 10


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang:
l = H.a = 12*2 =24 (m)
H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa
a =2, bội suất palăng
Số vòng cáp quấn lên một nhánh:

Z=

l
 ( Dt  d c )

+ Zo = 29.6

(vòng)

Zo =2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc.
Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm).
t  1.1, ta có dc = 1.1*8. =8.8 (mm)
 Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm)
L2 =73.6 (mm)
2L1 =3*t 3*8.8 =26.4(mm)
L3 =L4 –2*hmin tg =150-260*0.07 = 66
tg = tg(4o) =0.07
hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang.
Vậy:
L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm)
3.1.3.3 Kiểm tra sức bền tang theo công thức:
n =

K . .S max

SVTH: Nguyễn Đức Tín

 .t

 [n]

Trang 11


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

Bề dày tang  =0.02 Dt + (6…..10) = 15(mm).
t = 8.8 : bƣớc cáp
: hệ số giản ứng suất  = 1.08 : đối với tang bằng gang.
K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang.
[ n] = 565 N/mm2
Tang bằng gang có bn = 565 N/mm2
 [ n] =

565
= 113 N/mm2
5

 n = 51.6N/mm2

  n  [ n] Vậy đủ bền.

3.1.4 Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi :
3.1.4.1 Khi mở máy:
Mmax =2.2 Mdn
Mdn =

9550
960

Mmax=

2.2 * 9550 * 7
= 153 (Nm).

960

3.1.4.2 An toàn khi nâng vật:
Mmax’= Mmax*K1 *K2
K1 = 1.3 ( hệ số an toàn)
K2 = 1.2 ( hệ số an toàn)
 Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm).
Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn, với số liệu sau:

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 12


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

M(nm)

d

D

L

D0

B dc

240

24 140 165 100 2

l6

M D3 L8 GD2 nmax

14 33

27 28 0.55 4000

Điều kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi:
d=

2 KM max
{d} = (2...4) MPA
ZDo D3 L2

Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc
 d = 0.53 (MPA) {d}. vậy đủ bền
Điều kiện làm việc của chốt:
u =

KM max Lo
 {u} = 60....80 (MPA).
0.1D 3 3 Z

K1= 1.2
lo=

L1  L2 64  66
=
 75
2
2

L2 = 2 *L6 = 66
L1 = L2 –B = 66-2 = 64
 Vậy u = 18  {u} Vậy đủ bền
3.1.5 Khớp xích con lăn:
3.1.5.1 Mômen do vật gây ra trên tang:
Mt =

2 * S max Do
 1826.754( Nm)
2

Smax = 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 13


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

Do= Dt +Dc = 250 + 8 = 258 (mm).

3.1.5.2 An toàn khi nâng vật:
Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm).
K1 =1.3 hệ số an toàn
K2 = 1.2 là hệ số an toàn
Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau:

M

nmax

d

L

D

khe

dc khoảng

hở

cách

lắp

giữa

nghép

hai má

t

Z

Q(KN) GD2

c
3000 700 90 270 280 2

52 31

50.8 12 160

8.9

3.1.5.2 Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn:
S=

Q
 {S}
(1.2...1.5) Ft

Q: tải trọng phá hỏng
Ft : lực vòng
Ft =

Do =

2 * k * M t'
n 3 D0
t

sin((180 / z

SVTH: Nguyễn Đức Tín



2 * 0.2 * 2539000
 5173( N )
196.3

=196.3(mm) .

Trang 14


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

k=0.2
Mt’ = 2539 (Nm)
{S} = 7, hệ số an toàn
n3 = 30.88 (vong /phut)


S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền.

3.1.6 Chọn động cơ điện:
+ Công thức tĩnh khi nâng vật :

Nlv =

Q .vn
2500 *12.5
0
=
= 5.2(KW)
60.1000. 60.1000.

+ Công suất tƣơng đƣơng:
Ntd = N lv2 * (0.6t )  ( N lv * 0.5) 2 * (0.2t )  (0.3 * N lv ) 2 * (0.2t )
= N lv 0.6  0.05  0.018 = 4.25 (KW)
+ Hiệu suất của bộ truyền :
 = p . t . 0l4.K.mscn.mscc =0.776
p = 0.99 : hiệu suất palăng
t = 0.96 : hiệu suất tang
0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn
k = 0.99 : hiệu suất khớp
 mscn = 0.96 : hiệu suất bộ truyền cấp nhanh
mscc = 0.98 : hiệu suất bộ truyền cấp chậm

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 15

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

+ Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Nct =

4.25
= 5.48 (kw)
0.776

Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3
 Công suất:

p = 5.5 ( KW)

 Tốc độ danh nghĩa:

n = 960 (vòng/ phút)

 Hệ số quá tải :

M max
=2.2
M
min

3.2 Phân phối Tỷ số truyền chung:
3.2.1 Tỷ số truyền chung
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang:

i0 =

n
ñc = 960/30.8 = 31.1
nt

nt là Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trƣớc

nt =

vn .a
= 30.8 (vòng/phút)
 ( Dt  d c )

Theo ( 3.12)-[1], ta có: ub r 1 = 0.7332 u 0.6438 = 6.7
 Tỷ số truyền cấp thứ hai là : ub r 2 = 31.1/6.7 = 4.64
Vậy:
 Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u1 =6.7.
 Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46
 Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1.

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 16


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

3.2.2 Số vòng quay trên mỗi trục:
 nI

= nD C

= 960 (vòng / phút).

 nII = nI/ u 1 = 143.28 (vòng / phút).
 nIII = n2 /u2 = 30.88 (vòng / phút).
Từ đó ta có :
BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN

Trục

I

II

III

Thông số
Số vòng quay

960

143.8

30.88

(vòng/phút)
Tỉ số truyền
Công suất trên

6.7
4.98

4.64
4.65

4.42

trục(KW)
Mô men xoắn

48645

309935

1366936

T(Nmm)

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 17


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

PHẦN BỐN
TÍNH TOÁN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
4.1 Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu nhƣ nhau, bảng ( 6-1)-[1].
 Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241.. 285 có
b1 = 850 Mpa; ch1 = 850 Mpa.
 Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có

 b2 =

730 Mpa;  ch 2 = 430 Mpa
4.2 Ứng suất cho phép:
4.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
HB = 180 ...350.
 H0 lim = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an toàn

Flim = 1.8HB

; SF = 1.75 :hệ số an toàn

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245
Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230
khi đó :
H lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA
Flim1 = 1.8HB2 =441 MPA
H lìm2 = 414 MPA
 Flim2 =470 MPA
+ Hệ số tuổi thọ

KHL = m

H

N HO
N HE

Với HB  350  mH = 6 (mH : bậc của đƣờng cong mỏi).
 NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30 HB 2, 4 = 30* 2302.4 = 1.4 107
Thời gian làm việc tính bằng giờ
T =21*365*A**Kn*Kng
Trong đó

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 18


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

A

GVHD: Trần Đình Sơn

= 10 năm

Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ
Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày
 T = 29346 (giờ)

 Theo (6-7)-[1], ta có :
NHE =60*c*(Ti/Tmax)3*ni*ti
C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp
ni : Vận tốc làm việc của trục thứ

i

ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ
Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ
Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ
Vậy:
NHE = 60*1*143.28*29346(12*0.6+0.53*0.2+0.33*0.2) =15.9 107
NHE1 > NHO1  ta chọn NHE 1 =1
Tƣơng tự ta có: NHE2 >NHO2  KHL2 = 1
Nhƣ vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ
{H} = Hlim . KHL/SH
{H1} = 560/1.1 = 509 (Mpa)
 {H2} = 470/1.1 = 445 (MPa)
Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là:
{H} = min({H1} ; {H2}) = 445 MPa
4.2.2 Ứng suất uốn khi quá tải
f =Flim .KHL.KFC/SF
Theo (6-7)-[1], ta có:
 T
NFE = 60 . C .   i
 T max





mF

.ni . ti

Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i
ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ
Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ
Tmax: Mômen lớn nhất trong một chu ky

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 19


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

mF = 6
 NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(16*0.6+0.56*0.2+0.36*0.2) =15.9 107
với NFE1 > NFeo;

ta chọn KFL1 = 1

Tƣơng tự ta có : NFE2 > NFEo

ta chọn KFL2 = 1

Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn KFC = 0.8

Vậy với các số liệu nhƣ trên ta tính đƣợc :
{F1} = 201.6 MPa
{F2} = 189.1 MPa
Ứng suất uốn khi quá tải

 H max

= 2,8 .  ch 2 = 2,8 . 450 = 1260 Mpa

 F max 1 =

0,8 .  ch1 = 0,8 . 580 = 464 Mpa

 F max 2 =

0,8 .  ch 2 = 0,8 . 450 = 360 Mpa

4.3 Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền
4.3.1 Tính toán bộ tryền bánh răng cấp nhanh
4.3.1.1 Khoảng cách trục:
aw= k*a*(u1+1)3

T 1K H

 

2

H

u. ba

Ka = 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng thẳng (thép –
thép).
T1

= 48645 N.mm

[H] = 481,81 Mpa
Tỉ số truyền u = 6.7
 ba = 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1].

KH  :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
 bd = 0,5.  ba (u+1) = 1.223

với

 bd = 1.223  tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5  KH  = 1,2

aw = 49.5*(6.7+1)

3

48645 *1.2
= 201 (mm)
445 2 6.7 * 0.3

4.3.1.2 Xác định cáa thông số ăn khớp:

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 20


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

Mô đun

GVHD: Trần Đình Sơn

m = (0,01…0,12)aw = 2.01…4.02

chọn m = 3
Số răng Z1 =


2.a w
2 * 201
=
 17.4
m(u  1)
3 * 7.6

chọn

Z1 = 17

Z2 = u.Z1 = 6.7*17 = 113.9


chọn

Z2=114

 Tính lại khoảng cách trục:
aw =

m( Z 1 Z 2 ) 3 * (114  17)
=
 196.5(mm)
2
2

 Xác định hệ số dịch chỉnh :
y =

aw
 0.5( Z1  Z 2)  0
m

Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh  Ky = 0, xt =0
+ Góc ăn khớp
cos  tw =

Z1  Z 2
m.cos  tw  cos  tw = 0.93969;
2.a w

 tw =200

+ Tính lại tỷ số truyền thực:
u1 = 114/17 =6.7
4.3.1.3 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc
Dùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp
xúc
theo (6-33)-[1]
 H = ZMZHZ 

2.T1 .K H (u  1)
  H 
bw .U .d 2 w1

Với :
ZM = 274 MPa1/ 3 (bánh răng thẳng vật liệu thép_thép)
ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH =

2. cos 
sin 2 =

SVTH: Nguyễn Đức Tín

2
sin 50,5 = 1.763

Trang 21


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

Z  : hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng
(

1



1

 =0

)

  =[1,88-3,2 17 14 cos   ] = 1.66



Z

1

=





1
 0.766
1.66

Đƣờng kính vòng lăn bánh răng :
dw1 =

2a w
2 *196.5
=
 51(mm)
u 1
6.67  1

Bề rộng răng:
b w =  ba x a w = 58.95
K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K H = K H xK H KHV
KH  = 1 (bánh răng thẳng)
KH =1.2
V=

3.14 xd w1 xn1
= 2.56 ( m/s)
60000

n1= 960
dw1 = 51 ( mm )
Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8
 Tra bảng( 6.16)-[1]  go= 56

 Tra bảng (6.15)-[1] với HB  350   H = 0.006
 H =  H .go.v.

aw
196.5
= 0,006.56.2.56
= 4
u
6.7

KHV : Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
KHV = 1+

 H xbw xd w1
2 xT1 xK H xK H

= 1+

4.66 * 58.95 * 51
 1.11
2 * 48645 *1.2 *1.09

 K=1.2*1.09*1.11=1.45

 H =ZMxZHxZ 

2 xT1 xK H (u  1)
2 * 48645 * (6.7  1) *1.45
= 274.1,0.776
2

bw xuxd w1
196.5 * 0.3 * 6.7 * 512

= 386 (MPa)
  H = 381 Mpa

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 22


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

GVHD: Trần Đình Sơn

Vì chênh lệch H và SH quá lớn nên ta giảm chiều rộng của

Nhận xét:

bánh răng xuống : bw =ba. aw. (

H 2
386 2
) =44.35 (mm)
) =0.3*196.5* (
445
{ H }

Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm)
4.3.1.4 Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không
vƣợt quá một giới hạn cho phép
 F1 =

 F2 =

2.T1 xK F xY xY  xYF1
bw xd w1 xm

 F 1 xYF 2
YF 1

  F 1 

  F 2 

Trong đó:
 Y : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
 Y =

1

= (1/1.66) = 0.6



 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
 ZV1 = Z1 = 17 ; ZV2 = Z2 = 114 và hệ số dịch chỉnh x
Tra bảng (6.18)-[1]  YF1 = 4.22 và YF2 = 2.
Y  =1 bánh răng thẳng

Yr =1 bánh răng phay
 KF = K F  xK F xKFV
 bd =0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5  kF B = 1.41

với

Tra bảng(6.15)-[1], F= 0.016
Tra bảng(6.16)-[1], go =56
  F   F xg 0 xvx
 K FV  1

aw
u

= 0,016.56.2.56

 F xbw xd w1
2 xT1 xK F xK F

=1+

196.5
=12.
6.7

12.42 * 45 * 51
=1.164
2 * 48645 *1.41 *1.27

Vậy  KF = 1.164*1.41*1.27 = 2.08

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 23


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY

 F1 

GVHD: Trần Đình Sơn

2 xT1 xK F xY xY  xYF 1
bw xd w1 xm

 F2 

 F 1 xYF 2
YF 1

  F1 <

 F 1

=

=

2 * 48645 * 2.084 * 0.6 *1 * 4.26
=75.25(Mpa)

45 * 51 * 3

3.6 * 75.27
 63.6 (Mpa)
4.26

= 201.6 (Mpa)

va ø F 2 < {F }2 = 189.1 (Mpa)

{F }1 = {F1}*Yr*Ys* KxF = 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa)
{F }2 = {F2}*Yr*Ys* KxF = 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa)
KxF = 1 ( do da <400 mm).
Yr = 1 bánh răng phay
Ys= 1.08 – 0.06*ln3 = 1
{F1 } = 201.6 (MPa) : ứng suất uốn cho phép
{F2 } = 189.1 (MPa ) : ứng suất uốn cho phep
Nhƣ vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn
4.3.1.5 Kiểm ngiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải Kqt=2.2
Với:
 H1 max = H1 K qt = 441.4* 2.2 = 654.7 (MPa)
 F1 max = F*Kqt = 156.7 (MPa)
và H1 max <{H} max = 2.8.ch 1 = 1260
F1 max <{ F}max = 0.8.ch = 464

(MPa)
(MPA )

Nhƣ vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải

4.3.1.6 Các thông số của bộ truyền cấp nhanh
Khoảng cách trục

aw = 196.5 mm

Mô đun

m=3

Chiều rộng vành răng

bw = 45 mm

Tỉ số truyền

u = 6.7

Số răng bánh răng

Z1 = 17, Z2=114

Hệ số dịch chỉnh

x=0

Đƣờng kính vòng chia d1 = m.Z1 = 51 mm ; d2 = m.Z2 = 342 mm
Đƣờng kính đỉnh răng da 1 = d1+2.m = 57 mm ; da 2 = d2+2.m = 348 mm

SVTH: Nguyễn Đức Tín

Trang 24