Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Kèm Bản Vẽ Autocad)

1. MỤC LỤC
1 | P a g e

2. LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với
một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết
cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại
các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ
yếu về khả năng làm việc , thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy ,
chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung
cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số
liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các
giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai
và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với công
việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động thùng trộn gồm có hộp giảm tốc
bánh răng trụ hai cấp đồng trục và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng
động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền
động đến thùng trộn.
2 | P a g e

3. ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Trần Khôi Nguyên MSSV: G0901762
Ngành đào tạo: Ô tô – Máy Động Lực.
Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh. Ký tên:
Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:
Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số 15
Hệ thống dẫn động băng tải gồm:
3 | P a g e

4. 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đang hồi; 3- Hộp giảm
tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển; 4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5-
Băng tải.
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên băng tải F = 9000 (N)
Vận tốc băng tải 0,8 v(m/s)
Đường kính tang dẫn 500 D(mm)
Thời gian phục vụ 9 L(năm)
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca
làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: t1 = 45 s; t2 = 44 s; T1 = T; T2 = 0,7T
Yêu cầu:
01 thuyết minh
01 bản vẽ lắp A0
01 bản vẽ chi tiết
Nội dung thuyết minh:
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền
động.
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng)
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít ).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
4 | P a g e

5. f. Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẨN ĐỘNG BĂNG TẢI
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỸ SỐ TRUYỀN
I – Chọn động cơ:
1. – Xác định hiệu suất hệ thống
= 0,99 : Hiệu suất truyền của nối trục đàn hồi
= 0,90 : Hiệu suất của bộ truyền xích ống con lăn
= 0,98 : Hiệu suất của bộ truyền bánh rang
= 0,99 : Hiệu suất truyền của ổ lăn ( có 3 cặp ổ lăn )
Ta có : = 0,99 . 0,90 . 0,83
2. – Tính công suất đẵng trị ( công suất tính toán)
• Công suất tính toán
5 | P a g e

6. = .
= = 6,22
• Công suất cần thiết trên trục động cơ
= 7,49 ( kw)
• Xách định số vòng quay sơ bộ cũa động cơ
• Số vòng quay cũa trục công tác
30,56 ( v/p)
• Tỹ số truyền
Trong đó:
uh = 8 là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
ux = 3 là tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn.
• Số vòng quay sơ bộ của động cơ
nsb = nlv . nch = 30,56 . 24 = 733,44 (v/p)
3. – Chọn động cơ điện
• Động cơ điện được chọn phải có công suất Pdc và số vòng quay đồng
bộ thoả mãn điều kiện:
+ Pdc ≥ Pct
+ nđb ≈ nsb
• Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn
Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn
động cơ “ 4A160M8Y3 ” có công suất là 11 KW và số vòng quay
của trục chính là 730 ( Vòng/Phút ).
II – Phân bố tỷ số truyền
• Chọn tỷ số truyền cũa hệ thống dẩn động
• Ta chọn uh = 8 ( tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng
1 cấp ).
• Tỹ số truyền của bộ truyền xích
6 | P a g e

7. III – Tính toán thiết kế các chi tiết máy
1. – Tính công suất trên các trục
(kw)
(kw)
(kw)
2. – Tính toán số vòng quay trên các trục
Ta chọn , , từ bảng 3.1 sách “ Tính toán thiết kế hệ thống dẩn động cơ khí
tập một” của “ Trịnh Chất và Lê Văn Uyển”
3. – Tính toán các moment xoắn trên các trục
112376, 03 (Nmm)
374871,59 (Nmm)
844245,08 (Nmm)
2256645,89 (Nmm)
143904,10 (Nmm)
7 | P a g e

8. Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4
Công suất
kW
8,76 8,59
8,33 8,08
7,2
Tỉ số truyền 1 3,3 2,42 3
Số vòng
quay n
(vòng/phút)
730 730
221,21 91,4
30,47
Moment
xoắn T
(Nmm)
143904,10 112376, 03
374871,5
9
844245,0
8 2256645,89
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
I – Thông số kỹ thuât để thiết kế bộ truyền xích
• Công suất bộ truyền : P = 8,08 (kw)
• Tỷ số tryền bánh xích :3
• Quay một chiều, tải va đập nhẹ, làm việc hai ca, bộ truyền ngoài bôi
trơn định kì gián đoạn ( 1năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8h).
II – Trình tự thiết kế xích gồm các bước sau:
Xích chọn là xích ống con lăn
1. - Chọn số rang đĩa xích dẩn theo công thức:
•
Chọn số rang đĩa xích lớn theo công thức
8 | P a g e

9. •
 Chọn = 92 < răng
2. - Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích theo công thức (5.22):
K = .. = 1.1.1.1.1.1,25 = 1,25
: Hệ số ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền ( bố trí nằm ngang)
: Hệ số xét đế ảnh hưởng của khoảng cách trục ( chọn a = 40
Hệ số xét đến ảnh hưỡng của khả năng điều chỉnh lực căng xích ( điều chỉnh
được lực căng xích)
1: Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn ( bôi trơn định kỳ)
Hệ số tải trọng động, tải có va đập nhẹ
Hệ số xét đến chế độ làm việc ( làm việc 2 ca)
3. – Tính toán công suất
Tra bảng (5.5) trang 81, ta có:
• Hệ số
• Hệ số
• Hệ số ( chọn 1 dãy xích)
 Ta chọn bước xích = 38,1 (mm)
4. - Số vòng quay tới hạn ( bảng 5.2)
Tương ứng với bước xích = 38,1 (mm). Số vòng quay toi hạn là => thoả
điều kiện : <
5. - Kiểm tra lại số bước xích:
Với: = 29 (MPa), tra bảng 5.3 trang 181
 = 32,95
 Bước xích đã chon = 38,1 (mm) thoả điều kiện.
9 | P a g e

10. 6. – Xác định vận tốc trung bình v (m/s) của xích và lực vòng có ích
= 1,33 (m/s)
= 6075 (N)
7. – Chọn khoảng cách trục a:
Chọn khoảng cách trục sơ bộ
a = (30 50). = 40 . 38,1 = 1524 (mm)
Số mắt xích X được tính theo công thức (5.8)
.
Chọn số mắt xích là : X = 128
Chiều dài xích L = . X = 38,1 . 128 = 4876,8
Tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức ( 5.9)
=
= 1536,79 (mm)
Ta chọn khoảng cách trục a = 1533 (mm) ( khoảng cách giảm ( 0,002
8. – Số lần va đập xích trong một giây:
Theo bảng 5.6 với bước xích là = 38,1 (mm), chọn
Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức 5.28
10 | P a g e

11. • Tải trọng phá huỷ Q tra bảng 5.2 trang 78 sách “ TÍNH TOÁN HỆ
DẨN ĐỘNG CƠ KHÍ TẬP 1” của “ Trịnh Chất và Lê Văn Uyển” với
= 38,1 (mm) => Q = 127 (kN) = 127000 ( N)
• Lực trên nhánh căng:
• Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức 5.16
Với = 5,5 (kg/m): khối lượng của 1m xích
• Lực căng do lực ly tâm gây nên xác dịnh theo công thức 5.17
9. – Tính lực tác dụng lên trục theo công thức 5.19
Trong đó = 1,15 là hệ số trọng lượng xích ( bộ truyền đặt nằm ngang)
10. – Đường kính đĩa xích
• Bánh xích dẫn:
• Bánh xịch bị dẫn:
PHẦN 3: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
A. Chọn vật liệu và tính ứng suất cho phép
Đây là bộ truyền bôi trơn tốt ( bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp
xúc để tránh hiện tượng tróc rổ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn.
I – Vật liệu và nhiệt luyện bánh rang
Ta chọn loại vật liệu hai cấp bánh rang như nhau là thép C45 thường hóa:
Ta chọn như sau
11 | P a g e

12. + Độ rắn bánh nhỏ là 250 HB, , thép 45 tôi cải thiện, σbI = 850 Mpa
+ Độ rắn bánh lớn là 240 HB, , thép 45 tôi cải thiện, σbII = 750MPa
II - Ứng suất cho phép
1. - Ứng suất tiếp xúc cho phép
Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức(6.33)
[] = .
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong
bảng(6.13)
= 2 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
= 2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)
Hê số tuỗi thọ được xác định theo công thức (6.34)
=
Trong đó :
• : số chu kì làm việc tương đương
• : số chu kì làm việc cơ sỡ
• : bậc cũa đường cong mỏi, có giá tri là 6
Số chu kì làm việc tương đương được xác định theo công thức (6.36)
= 60 ..]
=60 .1.730( ).43200 =1,28. (chu kì)
= = (chu kì )
Trong đó : c : số lần ăn khớp cũa rang trong mỗi vòng quay
: tổng thơi gian làm việc
Số chu kì làm việc cơ sở được tính bằng
12 | P a g e

13. = 30.
Vậy : = 30. = 30. = 1,7. ( chù kì )
= 30. = 30. = 1,12. ( chù kì )
Do > nên ta lấy = để tính toán
 = = 1
Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.13
= 1,1
Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ cũa từng bánh rang:
[] = . = 570. = 466,36 (MPa)
[] = . = 490 . = 400,9 (MPa)
• Với cấp nhanh sử dụng bánh rang trụ nghiêng: (6.40a)
[] = 0,5 .
= 0,5.
= 307,49 (MPa)
So sánh với điều kiện (6.41)
[] 1,25. [
Với 1,25. [ = 1,25. 400,9 = 501,125
 Thoả điều kiện
• Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ thẳng:
[] = 0,5 .
= 0,5.
= 307,49 (MPa)
So sánh với điều kiện (6.41)
[] 1,25. [
13 | P a g e

14. Với 1,25. [ = 1,25. 400,9 = 501,125
 Thoả điều kiện
2. - Ứng suất uốn cho phép
Khi chưa có kick thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo công thức (6.47)
[] = .
: giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kì cơ sở được chọn phụ thuộc vào độ
rắn bề mặt,phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 6.13
= 1,8. = 1,8.250 = 450 (MPa)
= 1,8. = 1,8.210 = 378 (MPa)
: hệ số tuôi thọ xác định theo công thức (6.48)
=
= 6 ( độ rắn H 350 HB, bánh rang được mài mặt lượn chân rang)
= 5. ( chu kì )
= số chu kì làm việc tương đương khi = 6 (6.49)
= 60 ..]
=60 .1.730( ).43200 = 1,07.(chu kì)
= = = 0,36. (chu kì )
Do > nên láy = để tính toán
 = =1
= 1,75 :hệ số an toàn trung bình
=1 : quay 1 chiều
Ứng suất uôn cho phép sơ bộ của từng bánh rang là:
[] = 450. = 257,14 (MPa)
[] = 378. = 216 (MPa)
14 | P a g e

15. B. Tính toán cấp chậm bộ truyền bánh răng trụ thẳng
I. – Xác định sơ bộ khoảng cách trục
1. - Chiều rộng vàng răng
Chiều rộng vành rang được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15
= 0,5
Ta suy ra giá trị dựa vào công thức
= = 0,684
2. - Hệ số tập trung tải trọng
Dựa vào , tra bảng 6.4 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng
= 1,013
= 1,0245
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
3. – Khoảng cách trục
49,5 (u + 1). = 49,5.(2,42 +1). =209.8 (mm)
Chọn aw = 210 mm
4. – Thông số ăn khớp
a. – Modun pháp
Theo công thức 6.68 khi , 350 HB
( 0,01 0,02 ). = 2,1 4,2 (mm)
Theo tiêu chuẩn chon môđun pháp
= 2,5 (mm)
b. – Số răng các banh răng
15 | P a g e

16. Chọn Z1 = 49 răng
Z2 = Z1.u2 = 49.2,42 = 118,58
Chọn Z2 = 119
c. – Tỹ số truyền thực
Sai số tương đối tỷ số truyền
u = = 0% < 2%
Tính góc
5. – Xác định kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng lăng
Đường kính vòng đỉnh
= + 2 = 122,5 +5 =127,5 (mm)
= + 2 = 297,5 +5 = 302,5 (mm)
Đường kính vòng đáy
= – 2,5. = 122,5 – 2,5.2,5 =116,25 (mm)
= – 2,5. =297,5 – 2,5.2,5 =291,25 (mm)
16 | P a g e

17. Bề rộng răng:
b = . = 210.0,5 = 105 (mm)
6. – Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Theo công thức 6.40 trang 106, ta có vận tốc vòng
 1,42 (m/s)
Từ bảng 6.13 trang 106 với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
7. – Lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng 6.16
Lực hướng tâm 6.17
8. - Kiểm nghiệm ứng suất và độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.68
=
Trong đó :Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức 6.87
=
Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
Với :
= arctg() = arctg() = 1,15
17 | P a g e

18.  =
Cặp bánh răng bằng thép : =275 ()
Hệ số ảnh hưởng cũa tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức 6.88
=
= [ 1,88 – 3,2()].cos
= [ 1,88 – 3,2(.
= 1,79
 = 0,858
Từ bảng 6.14 trang 107, ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng đồng thơi ăn khớp
KHα = 1,13
KFα = 1,37
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng 6.15, 6.16 trang 107
= 0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
= 73 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng
 = 5,79
 = 1,055

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng
18 | P a g e

19. Tính lại ứng suất cho phép theo công thức 6.39
Ta có : < = 1260
 Thoả điều kiện tiếp xúc.
9. – Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :
2
3 3 2
2. . . . . . .
. .
F F FV F
F
w w
Y T K K K Y Y
d b m
β α ε β
σ =
Hệ số dạng răng YF:
Số răng tương đương
3
3 3
4
4 3
49
cos
119
cos
v
v
Z
Z
Z
Z
β
β
= =
= =
Từ bảng 6.18 trang 109 [1] ta có:
Đối với bánh dẫn: YF3 = 3,65
Đối với bánh bị dẫn: YF4 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5):
 KFβ = 1,08
Từ bảmg 6.14 trang 107 [1] ta có
KFα = 1,37
19 | P a g e

20. Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có:
δF = 0,016
go = 73
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
Với


Ta thấy < [
Và

Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .
10. Các thông số hình học của bộ truyền
Khoảng cách trục aw = 210 mm
Modun m = 2,5
Chiều rộng vành
răng
bw = 105 mm
Tỉ số truyền thực u2 = 2,42
Góc nghiêng răng β =0
Số răng bánh răng Z3 =49 ; Z4 = 119
Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = 0
Đường kính vòng mm ; mm
20 | P a g e

21. chia
Đường kính vòng
đỉnh
mm ; mm
Đường kính vòng
đáy
mm ;
C. Tính cấp nhanh bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
I . – Xác định sơ bộ khoảng cách trục
11. - Chiều rộng vàng răng
Chiều rộng vành rang được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6.15
= 0,3
Ta suy ra giá trị dựa vào công thức
= = 0,654
12. - Hệ số tập trung tải trọng
Dựa vào , tra bảng 6.4 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng
= 1,07
= 1,0245
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
13. – Khoảng cách trục
49,5 (u + 1). = 49,5.(3,3 +1). =178,9(mm)
Chọn aw = 180 mm
14.– Thông số ăn khớp
d. – Modun pháp
Theo công thức 6.68 khi , 350 HB
( 0,01 0,02 ). = 2,1 4,2 (mm)
21 | P a g e

22. Theo tiêu chuẩn chon môđun pháp
= 2,5 (mm)
e. – Số răng các banh răng
Chọn Z1 = 32 răng
Z2 = Z1.u2 = 32. 3,3 = 105,6
Chọn Z2 = 106
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 32+106 = 138(răng)
f. – Tỹ số truyền thực
Sai số tương đối tỷ số truyền
u = = 0% < 2%
Tính góc
15. – Xác định kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
= + 2 = 83,5 +5 =88,5 (mm)
= + 2 = 276,5 +5 = 281,5 (mm)
Đường kính vòng đáy
22 | P a g e

23. = – 2,5. = 83,5 – 2,5.2,5 =77,25 (mm)
= – 2,5. =276,5 – 2,5.2,5 = 270,25 (mm)
Bề rộng răng:
b = . = 180.0,3 = 54 (mm)
16. – Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
Theo công thức 6.40 trang 106, ta có vận tốc vòng
 3,2 (m/s)
Từ bảng 6.13 trang 106 với v < 4 ta chọn cấp chính xác là 9
17. – Lực tác dụng lên bộ truyền
Lực vòng 6.16
(N)
Lực hướng tâm 6.17
Lực dọc trục
. = 7997,6 (N)
18. - Kiểm nghiệm ứng suất và độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức 6.68
=
Trong đó :Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo công thức 6.87
=
23 | P a g e

24. Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
 =
Cặp bánh răng bằng thép : =275 ()
Hệ số ảnh hưởng cũa tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức 6.88
=
= [ 1,88 – 3,2()].cos
= [ 1,88 – 3,2(.
= 1,76
 = 075
Từ bảng 6.14 trang 107, ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng đồng thơi ăn khớp
KHα = 1,16
KFα = 1,4
KHV : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo bảng 6.15, 6.16 trang 107
= 0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
= 73 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng
 = 3,45
 = 1,056

24 | P a g e

25. Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng
[] =
Hệ số ảnh hưởng cũa độ nhám bề mặt: = 0,95
Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng do HB 350 thì:
= 0,85. = 0,85. = 0,95
Hệ số xét đến ảnh hưởng cũa điều kiện bôi trơn, thong thường ta chọn =1
Hệ số an toàn = 1,1 ( tra bảng 6.13)
Hệ số ảnh hưởng cũa kích thước răng:
= = = 1,02
 [] = []
= 550.0,95.0,95.1.1,02= 506,3 (MPa)
Ta thấy = > thoả điều kiện
19. – Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :
2
3 3 2
2. . . . . . .
. .
F F FV F
F
w w
Y T K K K Y Y
d b m
β α ε β
σ =
Hệ số dạng răng YF:
Số răng tương đương
=> 36 răng
=> 120 răng
Từ bảng 6.18 trang 109 [1] ta có:
25 | P a g e

26. Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,65
Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98 [1] (sơ đồ 5):
 KFβ = 1,17
Từ bảmg 6.14 trang 107 [1] ta có
KFα = 1,37
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có:
δF = 0,006
go = 73
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
- hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
Với


 Ta thấy < [
Và

Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .
10.– Kiểm nghiệm răng về quá tải
Ứng suất tiếp xúc với bề mặt răng làm việc:
26 | P a g e

27. • Dựa vào bảng P1.3 trang 236 sách “ Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn
Động Cơ Khí Tập Một” của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển ta chọn
động cơ “ 4A160M8Y3 ” có công suất là 11 KW và số vòng quay
của trục chính là 730 ( Vòng/Phút ).
Ta có: = 2,2
[
 < [
 Thoả điều kiện
Mà :
Và
[
[

Thoả điều kiện
Khoảng cách trục aw = 180 mm
Modun m = 2,5
Chiều rộng vành bw1 = 54 mm bw2 = 54 mm
27 | P a g e

28. răng
Tỉ số truyền thực u1 = 3,3
Góc nghiêng răng β = 16,60
Số răng bánh răng Z1 =32 ; Z2 = 106
Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = 0
Đường kính vòng
chia
Đường kính vòng
đỉnh
Đường kính vòng
đáy
D. Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Việc bôi trơn hộp giảm tốc phải đảm bảo những điều kiện sau:
Mức dầu thấp nhất ngập chiều cao răng của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất là
10 mm )
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất
Mức dầu cao nhất không được ngập quá
Ta có = 10 mm
Tổng hợp các điều kiện trên để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thoả mãn bất
đẵng thức:
28 | P a g e

29. Với : = 281,5 mm
302,5 mm
 H =
Vậy thoả điều kiện bôi trơn
Phần 4: SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ CÁC LỰC TÁC DỤNG
LÊN CÁC BỘ TRUYỀN
I. - Lực tác dụng lên các bánh răng
Các lực trong bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
1. – Cấp nhanh
= 2675 (N)
= 797(N)
= = 2675 (N)
= (N)
= = 797 (N)
2. – Cấp chậm
= = 6120(N)
= 2227(N)
3. – Lực do bộ truyền xích gây nên
Với : : hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang
= 6012 : Lực trên nhánh căng
= 6012 . 1,15 = 6913,8 (N)
29 | P a g e

30. Ta có :
• Trục 1:
• Trục 2:
BIỂU ĐỒ:
TRỤC 1
30 | P a g e

31. TRỤC 2
TRỤC 3
PHẦN 5: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM
TỐC – TÍNH VÀ CHỌN THEN TRÊN 3 TRỤC CỦA HỘP GIẢM
TỐC
A. – Chọn vật liệu
1. – Chọn vật liệu và ứng suất
31 | P a g e

32. Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 có
2. – Xác định nối trục đàn hồi
Tra bảng 16 – 10, xác định được kích thước nối trục vòng đàn hồi
• : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt
• Z = 4 : số chốt
• đường kính
• : chiều dài ống cao su
• = 34mm: chiều dài chốt
• k = 1,5: hệ số chế độ làm việc
•
• [: ứng suất dập cho phép
• [ 80: ứng suất uốn cho phép
• Kiểm nghiệm điều kiện bền dập
= < [
 Thoả điều kiện
• Kiểm nghiệm điều kiện bền uôn
= = 58,01 < [
 Thoả điều kiện
•
B. – Tính toán thiết kế trục
1. – Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo công thức:
d
• Đường kính trục 1
d = 30,39 (mm)
Chọn = 35 (mm)
• Đường kính trục 2
d =44,97 (mm)
Chọn = 45 (mm)
• Đường kính trục 3
d =59,5 (mm)
32 | P a g e
Tải bản FULL (62 trang): https://bit.ly/3AmEEDa
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

33. Chọn = 60 (mm)
2. - Xác định khoảng cách các gối đỡ và các điểm đặt lực
a. – Trục 1
= 35 (mm)
Tra bảng 10.2 =>
Công thức 10.4: l12 = -lc12 = -[0,5(lm12+b01) + k3 + hn]
Tra bảng 10.3 k1 = 12 mm ; k2 = 10 mm ;k3 = 15mm ;hn = 18mm
 l12 = -[0,5.(70+21)+15+18]= -78,5(mm)
33 | P a g e
Tải bản FULL (62 trang): https://bit.ly/3AmEEDa
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

34. • l13= 0.5( lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5( 42+21)+12+10 = 53,5 (mm)
• lm13= (1,2..1,5).d= 1,2.35= 42 (mm)
 l11= 2l13= 2.53,5 = 107 (mm)
b. – Trục 2
= 45 (mm)
Tra bảng 10.2 =>
 l22=0,5( lm22 + b02) + k1 + k2 =0,5 ( 63+ 25) + 12 + 10= 66(mm)
• l23= l22+0,5(lm22+lm23) + b02 = 66 + 0,5(63+54) + 25 = 149,5 (mm)
• l21= lm22+lm23+3k1+2k2+b02= 63 + 54 + 3.12+2.10+25=198 (mm)
c. Trục 3
= 60 (mm)
Tra bảng 10.2 =>
lm32=(1,2 1,5).d3 = 1,5 . 60 = 90 (mm)
lm33=(1,21,5)d3 = 1,5.60 = 90 (mm)
Ta có : l33= l31+lc33
• l31= 2l32 = 2.82,5=165 (mm)
• lc33= 0,5( lm33 + b0) + k3 + hn = 0,5(90+31)+15+18 = 93,5 (mm)
 l33= l31+lc33 = 165+93,5 = 258,5 (mm)
3. – Tải trọng tác dụng lên trục
a. – Trục 1
34 | P a g e
3828697