Đồ án chi tiết máy đai thang răng trụ nghiêng và Bản vẽ chi tiết

Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Bìa

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

1
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Đề

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

2
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

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 sinh viên, kỹ sư cơ khí.
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
Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh 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 sinh viên có thể bổ sung
và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy hướng dẫn và thầy trong Khoa Cơ Khí đã giúp
đỡ chúng em hoàn thành đồ án này.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện

NGUYỄN ĐỨC THỊNH

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

3
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
-----------------------------------Số liệu cho trước:
1.Lực kéo băng tải

F = 1180 (N)

2. Vận tốc băng tải v = 2,34 (m/s)
3. Đường kính tang D = 335 (mm)
4. Thời gian phục vụ lh =7000 giờ
5. Số ca làm việc

soca = 3 ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @=900
7. Đặc tính làm việc va đập nhẹ

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1. Chọn động cơ và phân bố tỷ số truyền.
1.1.1. Công suất yêu cầu của động cơ:
Pyc =

Plv
η

- Trong đó: Plv là công suất trên trục công tác (trục băng tải).
η là hiệu suất của hệ dẫn động.

- Công suất trên trục công tác:
Plv =

F. v
1000

- Trong đó: F: Lực kéo băng tải.
v: Vận tốc băng tải.S
GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

4
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

. 2,34
 Plv = 1180
= 2,76 (kW)
1000

- Hiệu suất của hệ dẫn động:
η = ηk . ηol 3 . ηbr . ηđ
- Trong đó:
ηk : là hiệu suất một bộ truyền khớp nối
ηol : là hiệu suất một cặp ổ lăn
ηbr : là hiệu suất một bộ truyền bánh răng trụ
ηđ : là hiệu suất một bộ truyền đai

Chọn theo bảng 2.1. Hiệu suất của một số bộ truyền và ổ lăn, ta có :
ηk = 1 ; ηol = 0,99 ; ηbr = 0,97 ; ηđ = 0,95
 η =1. (0,99)3 . 0,97 . 0,95 = 0,89
Suy ra: Pyc =

Plv
η

=

2,76
0,89

= 3,10 (kW).

1.1.2. Số vòng quay yêu cầu của động cơ:
nyc = nlv . usb
Trong đó :
nlv : Số vòng quay trên trục công tác.
nlv =

60000.v
Π.D

=

60000.2,34
Π.335

= 133,41 (v/ph)

usb : tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động : usb = uh . ung
Với : uh : tỷ số truyền động sơ bộ hộp giảm tốc 1 cấp truyền động bánh răng trụ.
Chọn uh = 4.8
ung : tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai), chọn ung = uđ = 2.2

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

5
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

 usb = 4,8 . 2,2 = 10,56
Suy ra : nyc = nlv . usb = 133,41 . 10,56 = 1408,81 (v/ph)
1.1.3. Chọn động cơ điện :
- Động cơ điện thỏa mãn :
Pđc≥Pyc với Pyc =3,10 (kW)
nđc≈nyc với nyc = 1408,81 (v/ph)
- Tra Catalog động cơ mới Vietnam- Hungary (VIHEM) chọn động cơ với các
thông số sau :
Số hiệu động cơ : 3K112M4
Công suất danh nghĩa : Pđc= 4 kW
Số vòng quay thực : nđc= 1435 v/ph
Hệ số quá tải : cos 𝜑= 0,84
Khối lượng : mđc= 41 kg
Đường kính trục động cơ : d1đc= 28 (mm)

1.1.4. Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống :
- Tỷ số truyền thực tế của hệ dẫn động :
ut =

ndc
nlv

=

1435
133,41

= 10,76

- Phân phối tỷ số truyền (ut) của hệ dẫn động :
ut = uh.uđ
Chọn uh= 4,8 ta có :

𝑢đ =

ut
uh

=

10,76
4,8

= 2.24

1.2. Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục.
Công suất trên các trục :
- Dựa vào công suất trục công tác : Plv =2,76 (kW) ;
- Công suất trên trục II : P2 =

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

Plv
η0l .𝜂𝑘

=

2,76
0,99∙1

= 2,79(kW)
6
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

- Công suất trên trục I: P1 =

P2
η0l∙𝜂𝑏𝑟

=

- Công suất trên trục động cơ : P′đc =

2,79
0,99.0.97
P1
η0l .ηđ

=

= 2,91(kW)
2,91

0,99  0,95

= 3,09 (kW)

Số vòng quay trên các trục:
-

Vận tốc trên trục động cơ:

nđc = 1435 (v/ph)

-

Vận tốc trên trục I:

n1 =

-

Vận tốc trên trục II:

n2 =

-

Vận tốc trên trục công tác: nlv =

nđc
uđ
n1
uh
n2
uk

=
=
=

1435
2,24

= 640,63 (v/ph)

640,63
4,8
133,46
1

= 133,46 (v/ph)
= 133,46 (v/ph)

Mô men xoắn:
• Momen xoắn trên trục động cơ:
Tđc = 9,55. 106 ∙

Pđc
nđc

= 9,55. 106 ∙

3,09
1435

= 20564,11 (N.mm)

• Momen xoắn trên trục I:
T1 = 9,55. 106 ∙

p1
n1

= 9,55. 106 ∙

2,91

= 43379,95 (N.mm)

640,63

• Momen xoắn trên trục II:
T2 = 9,55. 106 ∙

p2
n2

= 9,55. 106 ∙

2,79
133,46

= 199644,09 (N.mm)

• Momen xoắn trên trục công tác:
Tlv = 9,55. 106 ∙

Plv
nlv

= 9,55. 106 ∙

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

2,76
133,46

= 197497,38(N.mm)

7
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

1.3. Bảng 1: Thông số động học
Trục
Động cơ

I (trục vào)

II (trục ra)

Trục công tác

Thông số
u (lần)

uđ = 2,24

uh = 4,8

P (kW)

3,09

2,91

n (v/p)

1435

640,63

T (N.mm)

20564,11

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

43379,95

uk = 1
2,79

2,76

133,46

133,46

199644,09

197497,38

8
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh

Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
Các thông số yêu cầu: Pđc = 3,09 kW
Tđc =20564,11 N.mm
nđc = 1435 v/ph
uđ = 2,24
Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @=900

2.1. Chọn loại đai.
Với PI = 2,91 (kW) và n1 = 640,63 (vg/ph), tra đồ thị 4.1 [1] trang 59, chọn được
tiết diện đai là B
Chọn loại đai thang: đai thường.
2.2. Tính toán các kích thước.
2.2.1. Đường kính bánh đai:

Chọn theo bảng 4.13[1]-59, theo tiêu chuẩn, chọn bánh đai nhỏ: d1= 200 (mm).
Vận tốc đai
v=

𝜋.𝑑1 .𝑛1
60.1000

=

𝜋.200.640,63

60000

= 6,70 (m/s)

Đường kính bánh đai lớn
d2 = u.d1.(1 - 𝜀 ) = 2,24. 200. (1 – 0,02) = 439,04
Chọn d2 = 445 (mm):
Tỉ số truyền thực tế: ut =

𝑑2
𝑑1 .(1−𝜀)

Sai số tỉ số truyền: 𝛥𝑢 =

|𝑢𝑡 −𝑢|
𝑢

=

445
200.(1−0,02)

= 2,27

|2,27−2,24|

.100% =

2,27

.100% = 1,32% < 4%

⇒ Thỏa mãn.

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

9
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

2.2.2. Khoảng cách trục và chiều dài đai:
• Xác định khoảng cách trục a
Ta có ut = 2,30 và d2 = 445 mm
Tra bảng 4.14[1] chọn a/d2 = 1,2
Khoảng cách trục sơ bộ:
as =

𝑎
𝑑2

. d2 = 1,2.445 = 534
Chọn a = 560

Kiểm tra điều kiện:
0,55. (d2 + d1) + h ≤ a ≤ 2. (d2 + d1)
354,75≤ a ≤ 1290

⇒ Thỏa mãn.
• Chiều dài đai
𝜋.(𝑑2 +𝑑1 )

l = 2a +
l = 2.560 +

2

𝜋.(445+200)
2

+

+

(𝑑2 −𝑑1 )2
4𝑎

(445−200)2
4.560

=2159,96

Chọn l = 2240
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
𝑣

6,70

𝑙

2240

i= =

= 2,99.10−3

i < imax ⇒ Thỏa mãn.
Xác định lại khoảng cách trục
atl =
Trong đó:

𝜆 = 𝜋.

𝑑1 +𝑑2

𝛥=

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

2

= 𝜋.

𝜆+ √𝜆2 −8.𝛥2
4

200+445
2

= 1013

𝑑2 − 𝑑1
445 − 200
=
= 122,5
2
2
10
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

⇒ atl =

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

1013+√10132 −8.122,52
4

= 491,23 (mm)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ 𝛼1
𝛼1 =180° -

57°.(𝑑2 −𝑑1 )
𝑎

= 180° -

57°.(445−200)
491,23

= 151,57 = 151°34’

𝛼1 > 120° ⇒ Thỏa mãn
2.2.3. Xác định số đai
𝑃 .𝐾𝑑
0 𝛼 .𝐶𝑙 .𝐶𝑢 .𝐶𝑧

Zt = [𝑃 ].𝐶 1

Trong đó:

P1 = 2,91 kW
Kđ = 1,1

[Po] tra theo bảng 4.19 theo d1= 200mm, v=6,70 m/s, ta có:
[Po] = 2,73 kW
Lo = 3750 mm
𝑐𝛼 = 0,92 tra theo bảng 4.15[61]
Cl = 0,89 tra theo bảng 4.16[61]
Cu = 1,13 tra theo bảng 4.17[61]
Cz = 1 tra theo bảng 4.18[61]
Thay vào công thức:
Z=

2,91 . 1,1

2,73 . 0,92 .0,89 .1,13 .1

= 1,26

Chọn Z = 2.
Các thông số hình học khác của bánh đai:
Góc đáy rãnh hình thang: 𝜑 = 36°
Chiều rộng bánh đai: B= (Z – 1).t + 2.e
Tra bảng 4.21[63]
t= 25,5; e = 17; ho = 5,7; H = 21
GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

11
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

⇒ B = (2 – 1) .25,5 + 2.17 = 59,5 (mm) ⇒ Chọn B = 63mm

Đường kính ngoài bánh đai:
da1 = d1 + 2. ho = 200 + 2.5,7 = 211,4 (mm)
da2 = d2 + 2. ho =445 +2.5,7 = 456,4 (mm)
Đường kính đáy bánh đai:
df1 = da1 – 2.H = 211,4 – 2.21 = 169,4(mm)
df2 = da2 - 2.H = 456,4 – 2.21 = 414,4 (mm)
2.2.4 Xác định lực căng ban đầu
Lực căng ban đầu:

F0 =

780 . 𝑃1 .𝑘𝑑
𝑣 . 𝐶𝛼 . 𝑧

+ Fv

Đai tiết diện B ⇒ Chọn qm = 0,3
Fv = qm. 𝑣 2 = 0,3. 6,702 =13,47
⇒ F0 =

780 .2,91 . 1,1
6,70 . 0,92 . 2

+ 13,47 = 215,99 (N) ⇒ Lấy F0 =216 (N)

Lực tác dụng lên trục bánh đai:
𝛼

151,57

2

2

Fr = 2.F0.z. sin ( 1 ) = 2.216. 2. sin(

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

) = 837,55 (N)

12
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

2.3 Lập bảng kết quả tính toán các thông số của đai thang

Thông số
Loại đai
Vật liệu đai
Vật liệu bánh đai
Tiết diện đai
Tỉ số truyền
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ
Đường kính đỉnh bánh đai lớn
Đường kính đáy bánh đai nhỏ
Đường kính đáy bánh đai lớn
Chiều dài đai
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

Kí hiệu

Đơn vị
Thường

Giá trị

B
u
d1
d2
da1
da2
df1
df2
L
a
𝑎1
F0
Fr

mm2

230
2,27
200
445
211,4
456,4

169,4
414,4
2240
560
151°34’
216
837,55

mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
°
N
N

Ghi chú

13
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số
Tỉ số truyền
Tốc độ quay trục chủ động
Tốc độ quay trục bị động
Công suất trên trục chủ
động
Công suất trên trục bị động
Mô men xoắn trên trục chủ
động
Mô men xoắn trên trục bị
động
Thời gian phục vụ

Kí hiệu
chung
u
n
n
P

Kí hiệu Đơn vị

Giá trị

u12
n1
n2
P1

Vg/ph
Vg/ph
kW

4,8
640,63
133,46
2,91

P
T

P2
T1

kW
Nmm

2,79
43379,95

T

T2

Nmm

199644,09

Lh

Lh

Giờ

7000

Ghi chú

3.1. Chọn vật liệu
Tra bảng 6.1Tr92 [1], ta chọn:
• Vật liệu bánh lớn :
Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Thường hoá
Độ rắn: HB = 192÷ 240 ta chọn HB2 = 200
Giới hạn bền:σb2 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy:σch2 = 450 (MPa)
• Vật liệu bánh nhỏ:
Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Thường hoá
Độ rắn: HB = 192÷ 240 ta chọn HB1= 215
Giới hạn bền:σb1 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy:σch1 = 450 (MP
GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

14
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh

Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

3.2. Xác định ứng suất cho phép.
-

Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp làm việc trong điều kiện che
kín đủ dầu bôi trơn.

3.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép
[σH ] = [

σο
Hlim
SH

] ∙ ΖR ∙ Ζv ∙ K xH ∙ K HL (CT 6.1-Trang 91-TTTKHDĐCK-T1)

Trong đó :
- ΖR : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
- Ζv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- Κ xH :hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Với bước tính sơ bộ lấy ΖR ∙ Ζv ∙ Κ xH = 1
- Κ HL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền được xác định theo công thức (6.3)-Trang 93-TTTKHDĐCKT1 :
Κ HL =

mH

√

NHO
NHE

Trong đó:
mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc với HB ≤ 350 ta có mH = 6
NHO : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30 ∙ (HHB )2,4
NHE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
được tính theo CT (6.6)–Trang 93-TTTKHDĐCK-T1:
NHE = 60 . c . n . t Σ
- Trong đó: c, n,t Σ lần lượt là số lần ăn khớp trong1 vòng quay,số vòng quay
và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
σοHlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2 , Trang 94-TTTKHDĐCK-T1, ta có :
GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

15
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

σοHlim = 2 . HB + 70,

SH = 1,1

+Bánh răng nhỏ :
σοHlim1 = 2 . HB1 + 70 = 2 . 215 + 70 = 500(MPa)
NHO1 = 30 . (HHB1 )2,4 = 30 . (215)2,4 = 1,188. 107
NHE1 = 60 . 1 .640,63 . 7000 = 26,91 . 107 > NHO1 = 1,188. 107
+Bánh răng lớn: σοHlim2 = 2. HB2 + 70 = 2. 200 + 70 = 470 (MPa)
NHO2 = 30. (HHB2 )2,4 = 30. (200)2,4 = 0,999. 107
NHE2 = 60 . 1 . 133,46 .7000 = 5,6053 . 107 > NHO2 = 0,999. 107
- Do đường cong mỏi từ sau số chu kỳ thay đổi ứng suất có dạng gần đúng là
một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn
mỏi tiếp xúc không thay đổi, vì vậy :
Ta thấy: NHE1>NHO1 => K HL1 = 1
NHE2>NHO2 => K HL2 = 1
=> [σH ]1 =

500 .1
1,1

= 454, ,55 (MPa)

[σH ]2 =

470 .1

= 427,27 (MPa)

1,1

Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên:
[σH ] = 0,5([σH ]1 + [σH ]2 ) = 0,5. (454,55 + 427,27) = 440,91 (MPa)
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép :

- Ứng suất uốn cho phép được tính theo (CT6.2-Trang 91-TTTKHDĐCK-T1)
[σF ] = (

σFlim
) ∙ YR ∙ Ys ∙ Κ xF ∙ Κ Fc ∙ K Fl
sF

- Trong đó - YR : hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng .
- YS : hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
- KxF :hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng tới độ bền uốn.
Với bước tính thiết kế sơ bộ lấy YR.YS.KXF=1

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

16
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

- σοFlim : ứng suất uốn cho phép ứng với các chu kỳ cơ sở.
- Theo bảng 6.2 –trang 94-TTTKHDĐCK-T1, ta có :
σοFlim = 1,8HB , sF = 1,75
→ σοFlim1 = 1,8 ∙ 215 = 387(MPa)
→ σοFlim2 = 1,8 ∙ 200 = 360(MPa)
KFL– hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền:
mF

K FL = √

NFO
NFE

Với: NFO số chu kỳ thay đổi khi thử về uốn
NFO = 4. 106 (đối với tất cả các loại thép)
NFE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với trường hợp tải trọng thay
đổi theo chu kỳ.
Ta có: NFE = NHE
 NFE1 = 1,188 . 10 > NF01 = 4. 106 ⟹ K FL1 = 1
NHE2 = 0,999 . 107 > NF02 = 4. 106 ⟹ K FL2 = 1
 [σF1 ] =
 [σF2 ] =

σο
Flim1
SF

∙1∙1=

σο
Flim2 .
sF

387
1,75

∙ 1 .1 =

= 221,14(MPa)

360
1,75

= 205,71 (MPa)

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải
[σH ]max = 2,8. max(σch1 , σch2 ) = 2,8 . 450 = 1260 (MPa)
[σF1 ]max = 0,8 . σch1 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)
[σF2 ]max = 0,8 . σch2 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

17
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

3.3. Tính thiết kế.
3.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3

aw = Ka. (ubr+1)√[𝜎

𝑇1 ∙𝐾𝐻𝛽

2
𝐻 ] ∙𝑢∙𝜓𝑏𝑎

• Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, tra bảng 6.5 có Ka=43
• T1 = 43379,95 N. mm: Momen xoắn trên trục chủ động.
• [σH ] = 440,91 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép.
• ubr = 4,8: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng.
• 𝜓𝑏𝑎 , 𝜓𝑏𝑑 : hệ số chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.6, trang 97 với bộ truyền đối xứng, HB<350 ta chọn được 𝜓𝑏𝑎 = 0,35
=> bd =0,53.  ba .(ubr+1) =0,53. 0,35. (4,5 + 1) = 1,02

• 𝐾𝐻𝛽 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.7, trang 98 với 𝜓𝑏𝑑 = 1,02 và sơ đồ bố trí 6
trong bảng 6.7 ta được : 𝐾𝐻𝛽 = 1,05
3

Vậy : aw= Ka.(ubr+1)√[𝜎

𝑇1 ∙𝐾𝐻𝛽

𝐻

]2 ∙𝑢∙𝜓

3

𝑏𝑎

43379,95 .1,05

= 43.(4,8+1) √
440,912 .4,8 .0,35

= 129,33(mm)
Lấy aw=130 (mm)
3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
- Mođun pháp:
m = (0,01 ÷ 0,02) aw = (0,01 ÷ 0,02).100 = 1,3 ÷ 2,6 (mm).
Tra bảng 6.8, trang 99 – TTTKHDDCK-T1, chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).
- Xác định số răng:
Chọn sơ bộ β: β = (100….200). Chọn β = 15o
Ta có :
Z1=

2𝑎𝑤 .𝑐𝑜𝑠𝛽
𝑚(𝑢𝑏𝑟 +1)

=

2 .130 .cos 15𝑜
2 .(4,8+1)

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

= 21,65 Chọn Z1 = 22
18
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh

Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Z2 = ubr. Z1 = 4,8. 21 = 105,6
Chọn Z2 = 106 ;
𝑍2

Tỉ số truyền thực tế :

ut =

Sai lệch tỉ số truyền :

∆u =

𝑍1

=

106
22

𝑢𝑡 −𝑢ℎ
𝑢ℎ

= 4,82

. 100% =

4,82−4,8
4,8

= 0.42% < 4% => thỏa mãn

- Xác định góc nghiêng bánh răng :
cosβ =
-

𝑚(𝑍1 + 𝑍2 )
2.𝑎𝑤

=

2(22+ 106)
2.130

= 0,98 => β = 10,06o

Xác định góc ăn khớp:

αtw = t = arctan(tan/cos) = arctan (tan200/ cos10,06°) = 20,29o
Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
βb = arctan(cosαt.tanβ) = arctan (cos20,29o. tan 10,06o) = 9,45o
- Xác định đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
m . 𝑧1 2 . 22
dw1 =
=
= 44,90(mm)
cos 𝛽

0,98
dw2 = 2. aw – dw1 = 2.130 – 44,90 = 215,10 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng :
vI =

π. dw1 . nI π . 44,90 .640,63
m
=
= 1,51 ( )
60000
60000
s

3.4. Tính kiểm nghiệm.
3.4.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện
H = ZM ZH Z√

2T1 KH (𝑢𝑏𝑟 +1)
𝑏𝑤 .u.dw1 2

≤ [H]

➢ ZM – Hệ số xét đến tính ảnh hưởng của cơ tính vật liệu.
ZM = 274 (Mpa)1/3( Tra bảng 6.5-Trang96-TTTKHDĐCK-T1).
➢ ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc.

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

19

SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

ZH = √

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

2.cos 𝛽𝑏
sin (2.𝛼𝑡𝑤 )

=√

2.cos 9,45𝑜
sin (2.20,29𝑜 )

= 1,74

➢ bw = 𝜓𝑏𝑎 . aw = 0,35 . 130 = 45,5 (mm) là chiều rộng vành răng.
Chọn bw = 45
➢ T1 −Mô men xoắn trên trục bánh chủ động.
T1= 43379,95 (N.mm)
➢ Z𝜀– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: phụ thuộc vào hệ số trùng
khớp ngang và hệ số trùng khớp dọc.
• Hệ số trùng khớp ngang:
1

1

1

2

1

1

=[1,88 − 3,2 ( + )] . 𝑐𝑜𝑠𝛽 = [1,88 − 3,2 ( + )] . 0,98 = 1,67
𝑍
𝑍
22
106
• Hệ số trùng khớp dọc:
εβ =

bw ∙sin β
m.π

=

45 .sin 10.06𝑜
2 .π

= 1,25

εβ > 1 => Zε = √

1
1

=√
= 0,77
εα
1,67

➢ KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K Hβ ∙ K Hα ∙ K Hv
• K Hβ = 1,05 tra bảng 6.7 trang 98
• K Hα : trị số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp. Với v=1,51< 2,5 (m/s); ccx 9 (v < 4 m/s) tra bảng 6.14, trang 107
có: K Hα = 1,13
• K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K Hv = 1 +
Trong đó: ϑH = δH . g o . v. √
GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

aw
u

𝜗𝐻 . 𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1
2. 𝑇1 . 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼

. Với:
20
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

• v= 1,51 m/s
• δH : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15 trang 107 có δH = 0,002
• g o : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
Tra bảng 6.16 trang 107 ( với m=2 < 3,55, ccx =9) được g o = 73
Suy ra: : ϑH = δH . g o . v. √
Vậy: K Hv = 1 +

aw

= 0,002 . 73 . 1,51 . √

u

𝜗𝐻 .𝑏𝑤 .𝑑𝑤1
2.𝑇1 .𝐾𝐻𝛽 .𝐾𝐻𝛼

=1+

130
4,8

1,15 .45 .44,90
2 .43379,95 .1,05 .1,13

= 1,15

= 1,02

Suy ra: K H = K Hβ ∙ K Hα ∙ K Hv = 1,05 . 1,13 . 1,02 = 1,21
- Thay vào tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên vành răng:
H = ZM ZH Z√

2T1 KH (𝑢𝑏𝑟 +1)
𝑏𝑤.u.dw1 2

= 274 . 1,74. 0,77.√

2..43379,95 .1,21 .(4,8+1)
45 .4,8 .44,902

= 434,09 (MPa) < [H ] = 440,91 (Mpa)

Xét :

[σH ]−σH
[σH ]

=

440,91−434,09
440,91

. 100% = 1,55% < 10%

- Ta có H < [H ] và chênh lệch không vượt quá 10% ⇒ 𝑐ℎấ𝑝 𝑛ℎậ𝑛.

3.4.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
- Yêu cầu: F≤ [F] ta có:

σF1 =

2. Τ1 . K F . Yε . Yβ . YF1
𝑏𝑤 . dw1 . 𝑚

σF2 =

σF1 ∙ YF2
≤ [σF2 ]
YF1

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

≤ [σF1 ]

21
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

[σF1 ],[σF2 ] - ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị
động:
K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K F = K Fα K Fβ K Fv
- K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp bánh
răng đồng thời ăn khớp.
Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với v = 1,51 (m/s), CCX = 9 ta

được K Fα = 1,37
- K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng, K Fβ = 1,1
- K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K Fv = 1 +
Trong đó:

vF bw dw1
2T1 K Fβ K Fα

vF = δF g o v√aw /u

Tra bảng 6.15Tr107/TL1 ta được: δF = 0,006

=> vF = δF g o v√aw /u = 0,006.73.1,51√130/4,8 = 3,44
=> K Fv = 1 +

vF bw dw1
3,44.45.44,90
=1+
2T1 K Fβ K Fα
2.43379,95.1,1.1,37

= 1,05
Thay số được:
K F = K Fα K Fβ K Fv = 1,37.1,1.1,05 = 1,58
GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

22
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh

Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Yε =

1
1
=
= 0,60
εα 1,67

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
β
10,060
Yβ = 1 −
=1−
= 0,93
1400
1400
YF1 , YF2 – Hệ số dạng răng :
Z1
22
=
≈ 23
cos 3 β cos 3 10,060
Z2

106
=
=
≈ 111
cos 3 β cos 3 10,060

Zv1 =
Z
{ v2

Y = 3,82
Tra bảng 6.18 [109/TL1] Ta được: { F1
YF2 = 3,58
Thay vào ta có :
σF1 =
{

σF2

2T1 . K F Yε Yβ YF1 2.43379,95 .1,58.0,60.0,93.3,82
=
= 72,30 ≤ [σF1 ] = 221,14
bw . dw1 . m
45.44,90.2
σF1 . YF2 72,30.3,58
=
=
= 67,76 ≤ [σF2 ] = 205,71
YF1
3,82

⇒ Thỏa mãn.

Vậy : bánh răng thỏa mãn yêu cầu về độ bền uốn. Ở đây, chênh lệch giữa σF1 với
[σF1 ] và σF2 với [σF2 ] khá lớn, do vậy không cần tính chính xác lại giá trị của
ứng suất uốn cho phép.

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

23
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

3.5. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng.
• Đường kính vòng chia :
m. Z1
2. 22
=
= 44,69 (mm)
cosβ cos10,060
m. Z2
2.106
d2 =
=
= 215,31 (mm)
cosβ cos10,060
{

d1 =

• Khoảng cách trục chia :
a = 0,5(d1 + d2 ) = 0,5. (44,69 + 215,31) = 130 (mm)
• Đường kính đỉnh răng :
d = d1 + 2. m = 44,69 + 2.2 = 48,69 (mm)
{ a1
da2 = d2 + 2. m = 215,31 + 2.2 = 219,31(mm)
• Đường kính đáy răng :
d = d1 − 2,5. m = 44,69 − 2,5.2 = 39,69 (mm)
{ f1
df2 = d2 − 2,5. m = 215,31 − 2,5.2 = 210,31 (mm)
• Đường kính vòng cơ sở :
db1 = d1 cosα = 44,69. cos200 = 42,00 (mm)
{
db2 = d2 cosα = 215,31. cos200 = 202,33(mm)
• Lực vòng :
Ft1 = Ft2 =

2TI 2.43379,95
=
= 1932,29(N)
dw1
44,90

• Lực hướng tâm :
Fr1 = Fr2 = Ft1 . tanαtw = 1932,29. tan20,290 = 714,39(N)

• Lực dọc trục :
Fa1 = Fa2 = Ft1 . tanβ = 1932,29. tan10,060 = 342,80N)

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

24
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh


Đồ án chi tiết máy

Đề số 2 – Thiết kế hệ dẫn động băng tải

3.6. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng.

Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục chia

a

130 (mm)

Chiều rộng vành răng

bW

45 (mm)

Khoảng cách trục

aw

130 (mm)

Z1

22

Z2

106

d1

44,69 (mm)

d2

215,31 (mm)

dw1

44,90 (mm)

dw2

215,10 (mm)

da1

48,69 (mm)

da2

219,31 (mm)

df1

39,69 (mm)

df2

210,31 (mm)

db1

42,00 (mm)

db2

202,33 (mm)

x1

0

Hệ số dịch chỉnh

x2

0

Góc profin gốc

𝛼

200

Góc profin răng

αt

20,290

Góc ăn khớp

αtw

20,29

Hệ số trùng khớp ngang

εα

1,67

Số răng

Đường kính vòng chia

Đường kính vòng lăn

Đường kính đỉnh răng

Đường kính đáy răng

Đường kính cơ sở

GVHD: PGS. TS. Phạm Hồng Phúc

25
SVTH: Nguyễn Đức Thịnh