Đồ án tốt nghiệp: Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn

Đồ án tốt nghiệp

Thiết kế một máy nâng tải
trọng nâng hai tấn.


LỜI NÓI ĐẦU
Trong nhiều thế kỷ qua, từ thời lạc hậu cho đến hiện đại sự vận chuyển, xếp dỡ là
một công việc không thể thiếu và quan trọng trong nhiều lĩnh vực sản xuất nhằm giảm
nhẹ sức lao động nặng nhọc, tăng năng suất lao động và an tòan. Qua quá trình phát triển
của khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có nhiều thiết bị nâng chuyển. Các thiết bị này
được chia làm hai nhóm chính: máy trục chủ yếu phục vụ vận chuyển các vật nặng thể
khối; máy chuyển liên tục chủ yếu phục vụ các quá trình vận chuyển vật liệu vụn rời liên
tục theo một tuyến không gian xác định.
Các lãnh vực sản xuất hiện nay có nhu cầu ngày một tăng về các máy móc, thiết
bị nâng chuyển, nhu cầu đó cần được đáp ứng với những thiếât bị nâng gọn nhẹ dễ sử
dụng và đáp ứng được tính bền, tính kinh tế phù hợp với không gian làm việc và điều
kiện làm việc cho phép.
Trong quá trình thực hiện đồ án môn học Truyền Động Cơ Khí, Nhóm chúng em
được giao nhiệm vụ thiết kế một cơ cấu nâng Nhằm cũng cố lại những kiến thức đã học
như: Cơ Học Máy, Chi Tiết Máy, Nguyên Lý Máy... Cũng như đáp ứng được nhu cầu
trên.

PHẦN I
NHIỆM VỤ, MỤC ĐÍCH, YÊU CẦU,
ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT
* Nhiệm vụ: Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn.
* Mục đích thiết kế: Máy nâng được thiết kế có tải trọng nâng 2000kg , phục vụ
công việc nâng các vật thể khối lượng nhỏ lên các nhà cao tầng đang
xây dựng, tãi trọng nâng gồm: vât liệu ở các công trường xây dựng,
các công việc xếp dỡ ngồi trời, nhằm giảm nhẹ sức lao động của

công nhân.
* Yêu cầu thiết kế:
+máy nâng có kích thướt nhỏ gọn ,phù hợp không gian làm việc
+ Đảm bảo sức bền .
+ Vận hành an tồn dể sử dụng , sữa chữa , bảo trì lắp ráp …
+ Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có


*Đặc tính kỹ thuật:
Đề tài yêu cầu thiết kế máy nâng (Tời đổi chiều), nâng tải trọng có khối
lượng là 2000 kg, không có yêu cầu đặt biệt nào về số liệu kỷ thuật.
Trong đồ án này , qua tham khảo nhiều tài liệu về máy nâng chuyển và
các tài liệu liên quan khác. Nhóm thực hiện đồ án nhất trí chọn thiết kế có các chỉ tiêu kỹ
thuật sau:
Tải trọng nâng2000 kg
Chiều cao nâng 12 m.
Vận tốc nâng 12.5(m/phút) .

PHẦN II

BẢNG PHÂN CÔNG CÔNG VIỆC
Nhiệmvụ
Côngviệc
Chọn đồ án
Phân tích đồ
án

Phụ
ïtrách
Nhóm

nhóm

Tuần
1
X
X

2 3 4

Phân tích
thiết kế

Nhóm

X

Vạch kế
hoạch

Nhóm

X

Phân công
nhiệm vụ

Vương

X

Thamkhảo tài Nhóm
liệu

X

Nêu ý tưởng

X

Nhóm

5

6

7

8

9

10 11 12 13


Chọn
phươngán

Nhóm

X

Báo cáo giữa Nhóm
kỳ
Tính tốn
Bản vẽ lắp
Bản vẽ chi
tiết

Nhóm
Tú
Nhóm

Viết thuyết
minh

Vương
Giang

X
X

X

X
X
X
X

X

X

PHẦN III
PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN
Máy nâng có thể phân loại như 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: có hai loại, đó là: động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay
chiều.
Động cơ điện xoay chiều được 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 lưu khá phức tạp. Trên những ưu khuyết điểm của hai lọai động cơ điện xoay chiều
và động cơ điện một chiều một chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính chất
thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhưng với tính thông dụng, bền và
kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động cơ này vẫn chấp nhận được.
Vậy ta chọn động cơ xoay chiều.
Hộp giảm tốc: Có ba loại, đó là: bộ truyền bánh răng trụ,bộ truyền bánh răng nón
và bộ truyền bánh vít - trục vít
Bộ truyền bánh răng trụ được sử dụng để truyền mô men từ các trục song song
với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, chúng
được bố trí theo các sơ đồ sau:


+ sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhưng có nhược 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 được 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 được sự phân bố không đều tãi trọng
+Sơ đồ đồng trục: loại này có đặc điểm là đường 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 được dùng để truyenà mô men và chuyễn động giữa
các trục giao nhau, nhưng 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, nhưng 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, đó là: tang đơn và tang kép
+ Tang đơn: quấn được nhiều lớp cáp nhưng lúc làm việc tải trọng sẽ bị
lắc
+ Tang kép: quấn được một lớp cáp nhưng khi làm việc tãi trọng sẽ
không bị lắc, nâng hạ theo đường thẳng
Vậy ta chọn tang kép được 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 trong cơ cấu
nâng thì một đầu cáp được 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 ưu điễm hơn các loại khác là chịu được
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 thường đóng, vì loại này
được đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ.
Từ sự phân tích nêu trên ta có các phương án sau:
* Các phương án:

+ phương án I:


Sơ đồ động:
6

5

4

3

2
1

9

Chú thích:

8

1. Khớp nối vòng đàn hồi
2. Phanh điện từ
3. B ánh răngtru răng thẳngïI

4. Bánhrăngtrụ răng thẳngII:
5. Bánh răng trụrăng thẳngIII
6. Bánh răng trụ răng thẳngVI
7. Khớp nối xích con lăn
8. Tang
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 được truyền qua
khớp nối xích con lăn làm tangï 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.

+ phương 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.
+Ưu điễm: Truyền được 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

+ phương 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
+ 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 I.
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.


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

I.Chọn tang, khớp nối, động cơ điện:
1) Hiệu suất của palăng
ηp =

So
Q
=
S max
m.a.S max

Với

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


Với : Smax =
⇒

Q(1 − λ )
=6313 (N).
m(1 − λa )λt

ηp = = 0,99

2) Cáp nâng:

Kích thước cáp được chọn dựa vào lực kéo đứt (Sđ )
Sđ = Smax . K =6313*5.5 = 34721 (N)
Với :

K =5 : hệ số an tồn bền.
Lực căng lớn nhất trong dây cáp: Smax

Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (ΓOCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép là σb
= 1600 N/mmm2 .
3) Tang:
+ Đường kính tang:
Dt ≥ dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm)
Dt : đường kính tang đến đáy rãnh cắt (mm).
Dc: đường kính dây cáp quấn lên tang (mm).
e: hệ số thực nghiệm .
⇒ Dt =Dr =250 mm
+ Chiều dài tang
Chiều dài: chiều dài tồn bộ tang được xác định theo công thức
L’ =L'o +2L1 +2L2 +L3
Với:

L1 : chiều dài thanh tang


L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp

L2

L'o

L3

L2

L'o

L1

L1

Hình biểu diễn
L3 : Chiều dài phần phân cách giữa hai bên.
+ 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
π ( Dt + d c )

+ Zo = 29.6

(vòng)

Với Zo =2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc.
+ Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm).
Với: 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 tgα =150-260*0.07 = 66
tgα = tg(4o) =0.07

với

hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang
Vậy

⇒ L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm)

+ Kiểm tra sức bền tang theo công thức:
σn =

K .ϕ .S max

δ .t

≤ [σn]

Với :
+ Bề dày tang δ =0.02 Dt + (6…..10) = 15(mm).
+ t = 8.8 : bước cáp
+ ϕ: hệ số giản ứng suất ϕ = 1.08 : đối với tang bằng gang.
+ K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang.
+ [σ n] = 565 N/mm2

vơí vật liệu đúc tang là gang.

+ Tang bằng gang có σbn = 565 N/mm2
⇒ [σ n] =
σ n = 51.6N/mm2

565
= 113 N/mm2
5
⇒ σ n ≤ [σ n] Vậy đủ bền.

4) Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi :
a) Khi mở máy: Mmax =2.2 Mdn
Với :

+ Mdn =
+ Mmax=

9550
960
2.2 * 9550 * 7
= 153 (Nm).
960

b) Để an tồn khi nâng vật:
Thì : Mmax’= Mmax*K1 *K2


Với K1 = 1.3 ( hệ số an tồn)
K2 = 1.2 ( hệ số an tồn)

⇒ Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm).
Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn. Với số liệu sau
M(nm)
L
D0 B dc l6 M D3 L8 GD2 nmax
Đ d D
i
240
24 140 165 100 2 14 33
27 28 0.55 4000
ề
u kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi:
σd=

2 KM max
[{σd} = (2...4) MPA
ZDo D3 L2

Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc
⇒ σd = 0.53 (MPA) [{σd}. vậy đủ bền
c) Điều kiện làm việc của chốt:
Theo công thức: σu =
Với :
lo=

KM max Lo
[ {σu} = 60....80 (MPA).
0.1D 3 3 Z

+ K1= 1.2

L1 + L2 64 + 66
=
= 75
2
2

với

L2 = 2 *L6 = 66
L1 = L2 –B = 66-2 = 64

⇒ Vậy σu = 18 [ {σu} Vậy đủ bền
5) Khớp xích con lăn:
a) Mômen do vật gây ra trên tang
Mt =

2 * S max Do
= 1826.754( Nm)
2


Với : + Smax = 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật
+ Do= Dt +Dc = 250 + 8 = 258 (mm).
b) để an tồn khi nâng vật:
Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm).
Với + K1 =1.3,

K1, là hệ số an tồn

+ K2 = 1.2,

K2 , là hệ số an tồn

Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau:

M

nma

d

L

D

khe
hở
lắp
nghé
pc

dc

khoản
g cáhc
giữa
hai má

t

Z

Q(KN
)

2

27
0

28
0

2

5
2

31

50.
8

1
2

160

8.9

x

3000 700 9
0

c)Kiểm nghiệm theo hệ số an tồn
S=

Q
≥ {S}
(1.2...1.5) Ft

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

2 * k * M t'

+ Do =

n 3 D0

=

2 * 0.2 * 2539000
= 5173( N )
196.3

t

sin((180 / z

+ k=0.2
+ Mt’ = 2539 (Nm)

=196.3(mm) .

GD


+ {S} = 7, hệ số an tồn
+ n3 = 30.88 (vong /phut)
⇒

S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền.

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 tương đương:
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 :
+η = ηp . ηt . η0l4.ηK.ηηmscn.ηmscc =0.776
Với:

+ ηp = 0.99 : hiệu suất palăng
+ ηt = 0.96 : hiệu suất tang
+ η0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn
+ ηk = 0.99 :hiệu suất khớp
+ η mscn = 0.96:hiệu suất bộ truyền cấp nhanh
+ ηmscc = 0.98 :hiệu suất bộ truyền cấp chậm

+ 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

II. Phân phối Tỷ số truyền chung:
a) Tỷ số truyền chung
Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang:
i0 =

n
ñc = 960/30.8 = 31.1
nt

Với: nt là Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước
nt =

vn .a
= 30.8 (vòng/phút)
π ( 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

+ 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.
b) 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 :
Vậy:

BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN
Trục
Thông số
Số vòng quay
(vòng/phút)
Tỉ số truyền
Công suất trên
trục(KW)

I

II

III

960

143.8
6.7

4.98

30.88
4.64

4.65

4.42


Mô men xoắn T(Nmm)

48645

309935

1366936

PHẦN V
TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
I)

Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1].
+ Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241.. 285 có
δb1 = 850 Mpa; δch1 = 850 Mpa.
+ Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có δ b 2 =
730 Mpa; δ ch 2 = 430 Mpa
II) Ứùng suất cho phép :
a). ứng suất tiếp xúc cho phép
HB = 180 ...350.
0
δ H lim = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an tồn
; SF = 1.75 :hệ số an tồn

δFlim = 1.8HB
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245
Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230
khi đó :
δH lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA


δFlim1 = 1.8HB2 =441 MPA
δH lìm2 = 414 MPA
δ Flim2 =470 MPA
+ Hệ số tuổi thọ
KHL = m

H

N HO
N HE

Với HB ≤ 350 ⇒ mH = 6 (mH : bậc của đường 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
TΣ =21*365*A**Kn*Kng
Trong đó A = 10 năm
Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ
Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày
⇒ TΣ = 29346 (giờ)
+ Theo (6-7)-[1], ta có :
NHE =60*c*Σ(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
Tương tự ta có:
+ NHE2 >NHO2 ⇒ KHL2 = 1
Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ
{δH} = δHlim .KHL/SH
+{δH1} = 560/1.1 = 509 (Mpa)
+ {δH2} = 470/1.1 = 445 (MPa)
Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là:
{δH} = min({δH1} ; {δH2}) = 445 MPa
b) Ứng suất uốn khi quá tải
δf =δFlim .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
mF = 6
6
⇒ NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(1 *0.6+0.56*0.2+0.36*0.2) =15.9 107
với NFE1 > NFeo; ta chọn KFL1 = 1
Tương 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 như trên ta tính được :
{δF1} = 201.6 MPa
{δF2} = 189.1 MPa
c) Ứng suất uốn khi quá tải
[δ H ]max = 2,8 . δ ch 2 = 2,8 . 450 = 1260 Mpa
[δ F ]max 1 = 0,8 . δ ch1 = 0,8 . 580 = 464 Mpa
[δ F ]max 2 = 0,8 . δ ch 2 = 0,8 . 450 = 360 Mpa
III) xác định những thông số cơ bản của bộ truyền
1) Tính tốn bộ tryền bánh răng cấp nhanh
a) Khoảng cách trục:
aw= k*a*(u1+1)3

T 1K Hβ

[δ ]

2

H

với

+ Ka = 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng thẳng
(thép – thép).
+ T1 = 48645 N.mm
+ [δH] = 481,81 Mpa
+ Tỉ số truyền u = 6.7
+ ψ ba = 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1].
+ KH β :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
ψ bd = 0,5. ψ ba (u+1) = 1.223
ψ bd = 1.223 ⇒ tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5 ⇒ KH β = 1,2

aw = 49.5*(6.7+1)
b.)

u.ψ ba

3

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

Xác định cáa thông số ăn khớp:
Mô đun 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:
m( Z 1+ Z 2 ) 3 * (114 + 17)
=
= 196.5( mm)
2
2

aw =

∗ Xác định hệ số dịch chỉnh :
y =

aw
− 0.5( Z 1 + Z 2 ) = 0

m

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

Z1 + Z 2
m.cos α tw ⇒ cos α tw = 0.93969;
2.a w

α tw =200

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

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [δ 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
2. cos β
2
=
= 1.763

ZH =
sin 2α
sin 50,5
Z ε : hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng β =0
1
1
+ ) cos α β ] = 1.66
17 14
1
1
=
= 0.766
1.66
εα

ε α =[1,88-3,2 (

⇒

Zε =

Đường kính vòng lăn bánh răng :
dw1 =

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

Bề rộng răng:
b w = ϕ ba x a w = 58.95
K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K H = K Hβ xK Hα KHV
Với
KH α = 1 (bánh răng thẳng)
KHβ =1.2


V=

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

Với:
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 ⇒ δ H = 0.006
γ H = δ 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
γ H xbw xd w1
4.66 * 58.95 * 51
KHV = 1+
= 1+
2 xT1 xK Hβ xK Hα

2 * 48645 * 1.2 * 1.09

δH

⇒ K = 1.2*1.09*1.11 =1.45

=ZMxZHxZ ε

= 1.11

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

⇒ δ H = 381 Mpa

= 386 (MPa)

Nhận xét: Vì chênh lệch δH và SH quá lớn nên ta giảm chiều rộng của

δ
386 2
bánh răng xuống : bw =φba. aw. ( H ) 2 =0.3*196.5* (
) =44.35 (mm)
{δ H }
445
Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm)
d) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không
vượt quá một giới hạn cho phép
δ F1 =

2.T1 xK F xYε xY β xYF1

bw xd w1 xm
δ xY
δ F 2 = F 1 F 2 ≤ [δ F 2 ]
YF 1

≤ [δ F 1 ]

Trong đó:
+ Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
+ Yε =

1

= (1/1.66) = 0.6
εα
+ 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 β =1 bánh răng thẳng


Yr =1 bánh răng phay
+ KF = K F β xK Fα xKFV
ψ bd =0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5 ⇒ kF B = 1.41
Tra bảng(6.15)-[1], δF= 0.016
Tra bảng(6.16)-[1] , go =56
aw
196.5
⇒ γ F = δ F xg 0 xvx
= 0,016.56.2.56
=12.
u
6.7
γ F xbw xd w1
12.42 * 45 * 51
=1+
=1.164
⇒ K FV = 1+

với

2 xT1 xK Fβ xK Fα

2 * 48645 * 1.41 * 1.27

Vậy ⇒ KF = 1.164*1.41*1.27 = 2.08

δ F1 =

δ F2

2 xT1 xK F xYε xY β xYF 1

=

2 * 48645 * 2.084 * 0.6 * 1 * 4.26
=75.25(Mpa)
45 * 51 * 3

bw xd w1 xm
δ xY
3.6 * 75.27
= F1 F 2 =
= 63.6 (Mpa)
YF 1
4.26

[δ F ]1

= 201.6 (Mpa) va ø δF 2 < {δF }2 = 189.1 (Mpa)
Trong đó : {δF }1 = {δF1}*Yr*Ys* KxF = 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa)
{δF }2 = {δF2}*Yr*Ys* KxF = 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa)
Với :
KxF = 1 ( do da <400 mm).
Yr = 1 bánh răng phay
Ys= 1.08 – 0.06*ln3 = 1
{δF1 } = 201.6 (MPa) : ứng suất uớn cho phép

{δF2 } = 189.1 (MPa ) : ứng suất uớn cho phep
Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn
e) Kiểm ngiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải Kqt=2.2
Với:
+ δH1 max = δH1 K qt = 441.4* 2.2 = 654.7 (MPa)

⇒ δ F1 <

+ δF1 max = δF*Kqt = 156.7 (MPa)
và δH1 max <{δH} max = 2.8.δch 1 = 1260 (MPa)
δF1 max <{ δF}max = 0.8.δch = 464 (MPA )
Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải
f) 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


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

Đường kính đáy răng df 1=d1_-2.5xm= 43.5 mm
df 2=d2-2.5xm= 334.5 mm
2)

Tính tốn bộ truyền bánh răng chậm:
Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ δ h ]’=

1
1
( [ δ h ]1+ [ δ h ]2 ) = ( 509.091 + 481.818 )
2
2

=495.45(Mpa)
b) Ứng suất uốn cho phép :
[ δ F ]1 = 252
(Mpa )
[ δ F ]2 =236.572 (Mpa )
c) Ứng suất cho phép khi quá tải :
[ δ H ]max = 1260
(Mpa )
(Mpa )
[ δ F ] max1= 464
(Mpa )
[ δ F ]max 2 =360
d) Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục
aw = ka ( u + 1) x

3

T1 xK Hβ

[δ ]
H

2

xUxψ ba

Với
ka = 49.5 ( vật liệu làm bánh răng thép –thép , răng thẳng )
T2 = 309935 (Nmm )
{δH} = 445 MPa
ψ ba = 0.4
(vị trí bánh răng không đối xứng )
ψ bd = 0.5 x ψ ba ( u + 1 ) = 0.5 x0.4 (4.64 +1 ) = 1.092
⇒ kH β = 1.07( tra bảng (6.7)-[1], sơ đồ b với ψ bd = 1.092 )
Vậy ⇒ aw = 49.5 ( 4.6 4+1 )

309935 * 1.07
445 2 4.64 * 0.4

= 269.8 (m m)

e) Xác định các thông của bộ truyền:
Ta có: mô đun m =(0.01 ….0.02 )aw = 2.69…5.28
chọn

m=3
số răng
⇒

Z1 =

chọn

2 xa w
=31.98
m(u + 1)

Z1 = 32


⇒ z2 = u.z1 = 32*4.64 =148.48

Tính lại khoảng cách trục
aw =

m( Z 1 + Z 2 )
=
2

chọn Z2 = 149

3 * {149 + 32) _
= 271.5(mm)
2

Góc ăn khớp
cos α tw = ( Z1 +Z2 )x m xcos α / 2xaw = cos 20
⇒ α tw = 200
Tính lại tỷ số truyền thực:u2 =(Z1 +Z2) /2 =4.66
Hệ số dịch chỉnh :y =aw2/m -0.5(Z1+Z2) =0. Vậy đây không phải là cặp
bánh răng dịch chỉnh
f) Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc
δ H = ZMxZHxZ ε x

Với

2 xT1 xK H x(U + 1)
bw xUxd 2 w1

ZM = 274 (Mpa )1/3 (vật liệu thép –thép , bánh răng thẳng)
2. cos β
2. cos 0
ZH =
=
= 1.764 (bảng (6-5)-[1])
sin 2α tw
sin 40
β = 0 (răng thẳng) ⇒ Z β =

ε α = {1.88 –3.2(1/Z1

⇒ Zα =

4 − εα
3

+1/Z2 )*cosβ = 1.759
1

εα

= 0.754

+ dw1 = 2.aw/(u+1) = 95.94 (mm)
+ bw = ψ ba . aw = 108.6 (mm)
+ KH = KH β .KH α .KHV
Với : KH β =1,095
KH α =1
KHV , được tính như sau:
V = 3,14.n1.dw2/60000 = 0.719 ( m/s)
V < 6 ( m/s) ⇒ chọn cấp chính xác là 9
Tra bảng( 6.16)-[1], g0= 56
Tra bảng (6.15), δ H = 0.006
γ H = δ H .g 0 .v.

aw
271.5
= 2.4
= 0,006.56.2,56.
u
4.64


KHV = 1+
⇒

γ H bw d w1
2T1 K Hβ K Hα

= 1+

2.4 * 271.5 * 0.4 * 95.94
= 1.03
2 * 309935 * 1.07 * 1.13

KH=KH β .KH α .KHV=1.07*1.13*1.04 = 1.258
δH=274*1.764*0.6734*

Vậy :

2 * 309935 * 1.258 * (4.66 + 1)
=358(MPa)
271.5 * 0.4 * 4.66 * 95.94 2

⇒ δ H < [δ H ] =495,454 (Mpa)
Do chênh lệch quá lớn giữa δ H và [δ H ] , nên ta phải giảm chiều rộng vành răng thành

bw2 = ϕba.aw2.(δH/{δH})2 = 0.4*271.5*(358/445)2 = 70.28 (mm)
Ta chọn bw2 = 71 (mm)
Kiểm tra lại thì: δH = 439 MPA < {δH} = 445 ( Mpa). Vậy cặp bánh răng
cấp chậm đảm bảo độ bền tiếp xúc
g) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn:
δ F1 =

Theo (6.43)-[1]:

δ F2 =

2.T1 .K F .Yε .Y β .YF 1
bw .d w1 .m

δ F 1 .YF 2
YF 1

với
Yε =

1

=1/1.175 =0.56=0,602
εα
Zv 1=Z1=32 và Zv 2=Z2=149
( Hệ số dịch chỉnh x=0 )
⇒
YF 1 =3.8
⇒
YF 2 =3.6
⇒
Y β =1 ( bánh răng thẳng )
KF = KF β .KH α .KHV
+ Mà KF β =1.16 ( với ψ bd =0,7 tra bảng 96.7)-[1], sơ đồ 3)
+ Và .KH α =1.37
(bánh răng thẳng )
Theo bảng (6- 15)-[1] ⇒ δ F = 0,016 (tra bảng 96.15)-[1])
g0 = 3 ( tra bảng( 6.16)-[1]

⇒ γ H = δ F .g 0 .v

KFV=1+

vậy:

aw
= 0,016*0.016*0.719(2751.5/4.664)0.5 =
u

γ F .bw .d w1
2.T1 .K Fβ .K Fα

6.41

= 1+ (6.41*71*95.94) /(2*309935*1.16*1.37

= 1.05
KF = 1.16*1.37*1.05 = 1.67

δF1= 109.53( MPA) < {δF1} = 201.6 (MPa)
δF2 = 103.76( MPA) < {δF2} = 189.1 (MPa)
(Trong đó thì {δF1} và{δF2} được tính như phần kiểm bền )