Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15)

Đồ án Chi Tiết Máy Huỳnh Thiện Tính G0902801
MỤC LỤC
ĐỒ ÁN MÔN HỌC.................................................................................................................1
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.........................................3
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY.............................................................6
D.1.Chọn vật liệu :.................................................................................................................27
1)Chọn vật liệu trục và ứng suất cho phép [].........................................................................27
2)Xác định nối trục vòng đàn hồi:.........................................................................................28
D.2.Tính toán thiết kế trục:....................................................................................................29
1)Tính sơ bộ trục:...................................................................................................................29
2)Xác định khoảng cách các gối đỡ và các điểm đặt lực:......................................................29
3)Tải trọng tác dụng lên trục :................................................................................................31
CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI....................................................................51
THIẾT KẾ VỎ HỘP..............................................................................................................52
CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC................................................................................................54
PHẦN III:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP...................................................................................56
PHẦN IV: TÀI LIỆU THAM KHẢO...........................................................................................57
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Thiện Tính. MSSV: G0902801.
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
1

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn 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.
2

d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bulông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
1. Hiệu suất truyền động:
2 2
. . .
br
kn x ol
η η η η η
=
ηkn
= 0,99 : Hiệu suất khớp nối
ηbr
= 0,98 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng
ηx= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền xích
ηol= 0,99 : Hiệu suất truyền của 1 cặp ổ lăn
 η = 0,831
2. Xác định công suất động cơ:
Ptd= Pmax .
2 2
1 2
1 2
1 2
. .
T T
t t
T T
t t
   
+
 ÷  ÷
   
+
3

Mà ax
. 9000.9,8
1000 1000
m
F v
P = = = 7,2 (kw)
 Ptd = 7,2.
2 2
1 .45 (0,7) .44
45 44
+
+
= 6,227 (kw)
- Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pct=
7,2
0,831
t
P
η
= ≈ 7,49 (kW)
- Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Số vòng quay của trục công tác
nlv =
60000. 60000.0,8
. .500
v
D
π π
= ≈ 30,558 (vòng/phút)
Tỷ số truyền uch = uh.ux
Chọn: uh = 8 là tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp
ux = 3 là tỷ số truyền của bộ truyền xích
 uch = 3 . 8 = 24
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv.nch = 30,558 . 24 = 733,392 (v/p)
3. Chọn động cơ
Pdc = 11 (kw), n = 730 (v/p)
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 PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP:
1. Tỷ số truyền:
Tỷ số truyền chung của hệ thống:
730
30,558
ch
u = = 23,889
Đối với hộp giảm tốc 1 2
3,3; 2,42
u u
= = chọn từ bảng 3.1 trang 43 sách “ Tính
Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập Một” của “Trịnh Chất và Lê Văn
Uyển”
23,889
8
ch
x
h
u
u
u
= = = 2,986
2. Tính toán công suất trên các trục
3 max 7,2( )
P P kw
= =
3
2
7,2
0,99.0,96
ol x
P
P
η η
= = = 7,99 (kw)
4

2
1
7,99
0,99.0,98
ol br
P
P
η η
= = = 8,24 (kw)
2
1
8,24
0,99.0,98
ol br
P
P
η η
= = = 8,49 (kw)
1 8,49
0,99.0,99
dc
ol kn
P
P
η η
= = = 8,66 (kw)
3. Tính số vòng quay trên các trục
ndc = 730 (v/p)
n1 = ndc = 730 (v/p)
n2 =
1
1
730
3,3
n
u
= = 221,212 (v/p)
n3 =
2
2
221,212
2,42
n
u
= = 91,4 (v/p)
n4 =
3
3
91,4
3
n
u
= = 30,47 (v/p)
4. Tính moment xoắn trên các trục
T1= 9.55 . 106
. = 9.55 . 106
.
8,49
730
≈ 111068 (Nmm)
T2= 9.55 . 106
. = 9.55 . 106
.
9,237
221,212
≈361732 (Nmm)
T3= 9.55 . 106
. = 9.55 . 106
.
7,992
91,4
≈ 835050 (Nmm)
T4= 9.55 . 106
.
4
4
P
n
= 9.55 . 106
.
7,2
30,47
≈ 2256868 (Nmm)
Tdc = 9.55 . 106 .
dc
dc
P
n
= 9.55 .106 .
11
730
≈ 143904 (Nmm)
Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục băng tải
Công suất
(kW)
8,66 8,49 8,24 7,99 7,2
Tỉ số truyền 1 3,3 2,42 3
Sốvòng quay
n
(vòng/phút)
730 730 221 91 30
Moment
xoắn T
(Nmm)
143904 111068 361732 835050 2256868
5

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI MÁY
A. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH:
Số liệu tính toán:
Công suất 7,99 kW
Số vòng quay bánh dẫn 91 v/p
Tỉ số truyền 3
Điều kiện làm việc - Quay một chiều, làm việc 2 ca.
- Tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt
- Trục đĩa xích điều chỉnh được
Tính toán thiết kế:
1) Chọn loại xích ống con lăn một dãy:
2) Số răng đĩa xích dẫn:
Z1 = 29 – 2.ux = 29 – 2.3 = 23 > 19
 Z2 = ux.Z1 = 3.23 = 69
 Chọn Z2 = 92 < Zmax = 120 ( theo công thức (5.1) trang 80 [I] )
6

3) Hệ số điều kiện sử dụng xích:
Theo công thức (5.4) trang 81 [I]
K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kđ Kc
K0 = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của bố trí bộ truyền nằm ngang
Ka = 1 Hệ số kể đến khoảng cách trục với a = ( 30÷50)p
Kđc = 1 Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích
Kbt = 1 Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
Kđ = 1 Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ
Kc = 1,25 Hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca .
Nên K = 1,25
Ta có hệ số vòng quay
01
1
50
0,55
91
n
n
K
n
= = =
Với n01 = 50 tra từ bảng 5.5 trang 81 [I]
Và hệ số răng đĩa xích:
1
25 25
1,09
23
z
K
Z
= = =
Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: kx = 1
4) Công suất tính toán:
. . . 1,25.0,55.1,09.7,99
5,99( )
1
n z
t
x
K K K P
P kW
K
= = =
Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt
Số vòng quay thực nghiệm n01= 20 (v/p) nên bước xích pc= 38,1(mm)
5) Kiểm tra số vòng quay tới hạn: ứng với bước xích pc=38,1 mm .
Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 500 (v/p) > nbộ truyền = 91 (v/p)
Ta thấy bước xích vừa chọn trên thỏa mãn .
6) Kiểm nghiệm bước xích: theo công thức 5.26 trang 183 ”sách Cơ Sở Thiết Kế
Máy – Nguyễn Hữu Lộc”
3
1 1
.
600.
. [ ].
c
x
P K
p
Z n Po K
≥
Tra bảng 5.3 trang 181 [III] , ta chọn [P0] = 29 ( MPa )
Suy ra 3
7,99.1,25
600. 30,88( )
23.91.35
c
p mm
≥ =
Nên bước xích đã chọn pc=38,1 mm thỏa mãn điều kiện trên .
7) Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
o Vận tốc trung bình của xích :
1 1
. . 91.38,1.23
1,329( / )
60000 60000
c
n p Z
v m s
= = =
7

o Lực vòng có ích :
1000. 1000.7,99
6012( )
1,329
t
P
F N
v
= = =
o Chọn khỏang cách trục sơ bộ :
Theo công thức 5.11 trang 84 [I] , a = (30...50) pc
Nên chọn a = 40.pc = 40.38,1 = 1524 (mm)
o Số mắt xích : ( theo công thức 5.12 trang 85 [I])
2 2
1 2 2 1
2 23 69 69 23 1
. 2.40 . 127,34( )
2 2 2 2 40
c
c
p
Z Z Z Z
a
X mm
p a
π π
+ − + −
   
= + + = + + =
 ÷
 ÷
 
 
Ta chọn X = 128 mắt xích .
o Chiều dài xích : ( theo công thức 5.8 trang 175 [III])
Ta có L = X.pc = 128.38,1= 4876,8 (mm)
Ta tính khỏang cách trục chính xác (theo công thức 5.13 trang 85 [I])
2 2
1 2 1 2 2 1
.0,25 8
2 2 2
c
Z Z Z Z Z Z
a p X X
π
 
+ + −
   
 
= − + − −
 ÷  ÷
 
   
 
2 2
23 69 23 69 69 23
38,1.0,25 128 128 8 1536,786
2 2 2
a mm
π
 
+ + −
   
 
= − + − − =
 ÷  ÷
 
   
 
Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khỏang cách trục xuống
một đọan bằng (0,002 0,004)
a a
∆ = ÷
Do đó ta có khỏang cách trục tính tóan là :
1536,786.(1 0,003) 1532( )
a mm
= − =
o Lực tác dụng lên trục : Frx= Km. Ft = 1,15.6012 = 6913,8 (N)
Theo công thức 5.20 trang 88 [I] và Km=1,15 là hệ số trọng lượng xích ứng với bộ
truyền xích nằm ngang .
o Đường kính vòng chia đĩa xích : ( theo công thức 5.17 trang 86 [I] )
 Bánh dẫn :
1
1
38,1
280( )
sin( ) sin( )
23
c
p
d mm
Z
π π
= = =
 Bánh bị dẫn :
2
2
38,1
837( )
sin( ) sin( )
69
c
p
d mm
Z
π π
= = =
1) Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây :
Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 trang 85 [I], ta có :
8

1 1
. 23.91
1,09 [ ] 20
15. 15.128
Z n
i i
X
= = = < = ( thỏa điều kiện )
2) Kiểm tra xích theo hệ số an tòan :
Theo công thức 5.15 trang 85 [I] , ta có :
[ ]
0
đ t v
Q
s s
k F F F
= ≥
+ +
Trong đó :
o Q = 127 kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )
o Ft = 6012 N - lực trên nhánh căng , 1
d
k ;
o Fv = qm.v2
= 5,5.1,3292
= 9,7(N)
Với qm = 5,5 (kg/m) – khối lượng 1m xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [I] )
o F0 - lực căng ban đầu .
F0 = Kf .a .qm .g = 6 x 1,532 x 5,5 x 9,81= 495,95 (N)
(Theo công thức 5.16 trang 85 [I] )
Với Kf = 6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang.
o [s] = 8,5 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [I])
Suy ra [ ]
0
127000
19,49 8,5
6012 9,7 495,95
đ t v
Q
s s
k F F F
= = = ≥ =
+ + + +
 Thỏa điều kiện
B. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC:
Số liệu thiết kế:
Chế độ tải T1=T T2=0,7T
t1=45s t2=44s
Điều kiện làm việc
- Quay một chiều , làm viêc 2 ca .
- 1 năm làm việc 300 ngày,1 ca làm việc 8 giờ
- Tải va đập nhẹ .
Tính toán thiết kế:
B.1 CHỌN VẬT LIỆU VÀ TÍNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP:
1) Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,
theo bảng 6.1 trang 92 [1], chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
9

Bánh nhỏ
Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn HBI = 241 ÷ 285
σbI = 850 Mpa σchI = 580MPa
Bánh lớn Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn HBII = 192 ÷ 240
σbII = 750MPa σch = 450 MPa
Phân tỉ số truyền Uh = 8, ta được u1 =3,3; u2 =2,42
2) Xác định ứng suất tiếp xúc:
− Chọn độ rắn bánh nhỏ: HBI = 250
− Chọn độ rắn bánh lớn: HBII = 240
Theo bảng 6.2 trang 94 [I]:
0
lim
0
lim
2 70
1,8
H
F
HB
HB
σ
σ
= +
=
1,1
1,75
H
F
S
S
=
=
Bánh nhỏ: lim1 2.250 70 570( )
o
H MPa
σ = + =
lim1 1,8.250 450( )
o
F MPa
σ = =
Bánh lớn: lim2 2.240 70 550( )
o
H MPa
σ = + =
lim2 1,8.240 432( )
o
F MPa
σ = =
3) Số chu kỳ làm việc cơ sở:
Theo công thức 6.5 trang 93 [I] ta có:
2,4
30 HB
HO
N H
=
( chu kỳ )
2,4 7
1 30.250 1,7.10
HO
N = =
2,4 7
O2 30.240 1,55.10
H
N = =
4) Số chu kỳ làm việc tương đương:
2
max
60 . ( ) . .
H
m
i
HE i i
T
N c n t
T
= ∑
Trong đó:
mH = 6 bậc của đường cong mỏi.
Lh = 300 x 8 x 9 x 2 = 43200 giờ.
c =1: số lần khớp trong một vòng quay
Suy ra:
3 3
Ei
45 0,7 44
60. . . . . .
89 89
H i h
T T
N c n L
T T
 
   
= +
 
 ÷  ÷
   
 
 
10

( Chu kỳ)
3 8
E1
45 44
60.1.730.43200. 0,7 . 12,776.10
89 89
H
N
 
= + =
 ÷
 
3 8
E2 E3
45 44
60.1.221.43200. 0,7 . 3,86.10
89 89
H H
N N
 
= = + =
 ÷
 
3 8
E3
45 44
60.1.91,4.43200. 0,7 . 1,6.10
89 89
H
N
 
= + =
 ÷
 
Vì
HE1 HO1 HL1
HE2 HO2 HL2
N N n n K 1
N N n n K 1
ê
ê
> =
> =
5) Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
Theo công thức 6.1a trang 93 [1], ta có:
[ ] lim.
o HL
H H
H
K
S
σ σ
=
Tra bảng 6.2 trang 94 [1], ta có SH1 = 1,1
1
2
1
[ ] 570. 518,2( )
1,1
1
[ ] 550. 500( )
1,1
H
H
MPa
MPa
σ
σ
= =
= =
o Với cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng:
Theo công thức 6.12 trang 95 [1], ta có:
[ ] [ ] 518,2 500
[ ] 509,1( )
2 2
H I H II
H MPa
σ σ
σ
+ +
= = =
Ta có 1.25[σH]min = 1,25[σH]2 = 1,25.445,5 = 556,88 (MPa)
 min
[ ] 1,25[ ]
H H
σ σ
< (thỏa điều kiện)
o Với cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng thẳng:
' 1 2
min
[ ] [ ] 518,2 500
[ ] 509,1( ) 1,25[ ]
2 2
H H
H H
MPa
σ σ
σ σ
+ +
= = = <
 Thỏa điều kiện
6) Ứng suất uốn cho phép:
max
60. . . .
F
m
i
FE i i
T
N c n t
T
 
=  ÷
 
∑
Với mF=6
11

6 8
1
6 8
2
6 8
3
45 44
60.1.730.43200. 0,7 . 10,668.10 ( )
89 89
45 44
60.1.221.43200. 0,7 . 3,23.10 ( )
89 89
45 44
60.1.91,4.43200. 0,7 . 1,33.10 ( )
89 89
FE
FE
FE
N chu ky
N chu ky
N chu ky
 
= + =
 ÷
 
 
= + =
 ÷
 
 
= + =
 ÷
 
Và NFO = 4.106
( đối với tất cả các loại thép)
Nên NFE1 > NFO suy ra KFL1 = 1
NFE2 > NFO suy ra KFL2 = 1
Bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1
Theo công thức 6.2a trang 93 [1], ta có:
[ ] lim. .
o
F FL FC
F
F
K K
S
σ
σ =
[ ] ( )
[ ] ( )
1
2
450.1.1
257,1
1,75
432.1.1
271,5
1,75
F
F
MPa
MPa
σ
σ
= =
= =
Theo công thức 6.14 trang 96 [I], ưng suất quá tải cho phép:
[ ]
[ ]
[ ]
2
max
1 1
max
2 2
max
2,8 2,8.450 1260
0,8 0,8.580 464
0,8 0,8.450 360
H ch
F ch
F ch
MPa
MPa
MPa
σ σ
σ σ
σ σ
= = =
= = =
= = =
B.2. TÍNH TOÁN CẤP CHẬM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG:
1) Số liệu:
T3 = 361732 Nmm
2) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [I], ta có:
( )
[ ]
3
3
2 2
2
.
. 1
. .
H
w a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
Với T2 = 361732 Nmm
Ψba = 0,4 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,4.(2,42+1) = 0,725
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
KHβ = 1,02 (Bảng 6.7 trang 98 [1])
12

( ) 3
w 2
361732.1,02
49,5. 2,42 1 210,04( )
445,5 .2,42.0,4
a mm
⇒ = + =
Chọn aw = 210 mm
3) Xác định các thông số ăn khớp:
 Modun:
Ta có: m = (0,01 ÷ 0,02).aw = 2,1 ÷ 4,2
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn m = 2,5
 Số răng:
( ) ( )
1
2 2
2. 2.210
49,12
. 1 2,5. 2,42 1
w
a
Z
m u
= = =
+ +
Chọn Z1 = 49 răng
Z2 = Z1.u2 = 49.2,42 = 118,58
Chọn Z2 = 119
4) Tỉ số truyền thực:
2
2
1
119
2,42
49
m
Z
u
Z
= = =
Sai lệch so với trước: 0%
5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
 Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
( )
2 2
2
2 2
2 . . 1
. . .
.
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
Theo bảng 6.5 trang 96 [1] với vật liệu thép – thép ta có :
Zm = 274 (MPa)1/3
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
( )
2.cos
sin 2
b
H
w
Z
a
β
=
βb = 0
Do cos .
b t
tg tg
β α β
= vì β = 0
αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
Theo TCVN1065 – 71 thì α = 200
13

( )
0 0
0
20 20
cos
2.cos0
1,764
sin 2.20
t tw
H
tg
acrtg acrtg tg
Z
α
α α
β
 
= = = =
 ÷
 
⇒ = =
Zε :hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Chiều rộng vành răng :
bw =aw.ψba = 210.0,3 = 63
Hệ số trùng khớp dọc:
2.sin
0 1
.
w
b
m
β
β
ε
π
= = <
Vì εβ < 1 nên:
0
1 2
4
3
1 1 1 1
1,88 3,2. .cos 1,88 3,2. .cos0 1,788
49 119
4 1,788
0,859
3
Z
Z Z
Z
α
ε
α
ε
ε
ε β
−
=
 
   
 
= − + = − + =
 
 ÷  ÷
 
 
 
 
 
−
⇒ = =
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .
H H H Hv
K K K K
β α
=
KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng răng
Từ bảng 6.7 trang 98 [I] : KHβ = 1,03
Theo công thức 6.40 trang 106 [I] ta có vận tốc vòng :
3 2
4
. .
6.10
w
d n
v
π
=
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
3
2
2. 2.210
122,8
1 2,42 1
w
w
m
a
d mm
u
= = =
+ +
(theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] )
Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 2 ta chọn cấp chính xác là 9
14
( )
4
.122,8.221
1,41 /
6.10
v m s
π
⇒ = =

Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng đồng thời 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 [1]:
δH =0,006 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng
 Ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt
răng:
( ) ( )
2 2
2 2
2 3
2 . . 1 2.361731.1,23. 2,42 1
. . . 274.1,764.0,859. 455,43
. 63.2,42.128,8
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z MPa
b u d
ε
σ
+ +
= = =
Ta thấy σH < [σH ]=1260 MPa nên thoả điều kiện tiếp xúc.
6) 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
= =
= =
15
3 3
2
2
. .
1
2. . .
. . .
H w w
HV
H H
w
H H o
m
v b d
K
T K K
a
v g v
u
β α
δ
= +
=
210
0,006.73.1,41. 5,753
2,42
3,753.105.122,8
1 1,057
2.361732.1,03.1,13
1,03.1,13.1,057 1,23
H
HV
H
v
K
K
⇒ = =
⇒ = + =
⇒ = =

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
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107 [1] ta có:
δF = 0,016
go = 73
Yε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
1 1
0,6
1,788
Yε
α
ε
= = =
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 1 1 0 1
140
Yβ
β
= − = − =
Với 0
2
210
. . . 0,006.73.1,14. 4,65
2,42
w
F F
m
a
v g v
u
δ
= = =

3 3
2
. . 4,65.105.122,8
1 1 1
2. . . 2.361732.1,08.1,37
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K
β α
= + = + =
 ( )
3
2.3,65.361732.1,08.1,37.1.0,6.1
121,2
122,8.63.2,5
F MPa
σ = =
Ta thấy σF3 < [σF3 ] (thoả)
Và ( )
4
4 3
3
3,6
72,72. 71,72
3,65
F
F F
F
Y
MPa
Y
σ σ
= = =
 [ ]
4 4
F F
σ σ
<
Vậy bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .
7) Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục aw = 210 mm
Modun m = 2,5
16

Chiều rộng vành răng bw = 63 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 chia 3 3
4 4
. 49.2,5 122,5
. 119.2,5 297,5
d Z m mm
d Z m mm
= = =
= = =
Đường kính vòng đỉnh 3 3
4 4
2. 122,5 2.2,5 127,5
2. 297.5 2.2,5 302,5
a n
a n
d d m mm
d d m mm
= + = + =
= + = + =
Đường kính vòng đáy 3 3
4 4
2,5. 122,5 2,5.2,5 116,25
2,5. 297,5 2,5.2,5 291,25
f n
f n
d d m mm
d d m mm
= − = − =
= − = − =
8) Giá trị các lực:
Bánh dẫn cấp chậm :
• Lực vòng:
( )
2
3
3
2. 2.361732
5891,4
122,8
t
w
T
F N
d
= = =
• Lực hướng tâm:
( )
0
3 3 0
20
. 5891,4. 13180
cos cos0
tw
r t
tg tg
F F N
α
β
= = =
B.3. TÍNH TOÁN CẤP NHANH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
NGHIÊNG:
1) Số liệu:
Công suất P = 8,49 kW
Số vòng quay bánh dẫn n1=730 v/p
Moment xoắn TI = 111068 Nmm
Tỷ số truyền uI = 3,3
Tuổi thọ L = 9 năm
17

Chọn vật liệu chế tạo bánh răng giống như cấp chậm
2) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6.15a trang 96 [I] ta có:
( )
[ ]
1
3
1 2
1
.
. 1
. .
H
w a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
Với T2 = 111068 Nmm
Ψba = 0,3 (Bảng 6.6 trang 97 [1])
Ψbd = 0,53. Ψba.(u+1) = 0,53.0,3.(3,3+1) = 0,68
Ka = 49,5 (Bảng 6.5 trang 96 [1] với bánh răng thẳng)
KHβ = 1,07 (Bảng 6.7 trang 98 [1])
3
w 2
111068.1,07
49,5.(3,3 1) 180( )
445,5 .3,3.0,3
a mm
⇒ = + =
Chọn aw =180 mm
3) Xác định các thông số ăn khớp:
Modun và góc nghiêng răng:
Ta có: m = (0,01÷0,02)aw = 1,8 ÷ 3,6
Theo quan điểm thong nhất hóa trong thiết kế ta chọn m = 2,5 (mm)
Đối với bánh răng nghiêng 0
0
8
20 ≥
≥ β
( ) ( )
( )
( ) ( )
( ) ( )
min max
1
1 1
1
0 0
0 0
1
0 0
1
1
2 .cos 2 .cos
. 1 . 1
1
cos8 cos20
2
2 cos8 2 cos20
1 1
2.180.cos8 2.180.cos20
2,5. 3,3 1 2,5. 3,3 1
33,16 31
w w
n
w
w w
n n
a a
Z
m u m u
m Z u
a
a a
Z
m u m u
Z
Z
β β
≥ ≤
+ +
+
≥ ≥
⇒ ≥ ≥
+ +
⇒ ≥ ≥
+ +
⇒ ≥ ≥
Chọn Z1 = 32 (răng)
Z2 =Z1 .u1 = 32.3,3 = 105,6 , chọn Z2=106 (răng)
Số răng tương đương : Zt = Z1 + Z2 = 32+106 = 138(răng)
18

0
. . 2,5.138
arccos arccos 16,6
2. 2. 2.180
t t
w w
m Z m Z
Cos
a a
β β
   
= => = = =
 ÷  ÷
 
 
4) Tỉ số truyền thực:
2
1
1
106
3,3125
32
m
Z
u
Z
= = =
Sai lệch so với trước:
3,3125 3,3
.100% 0,038%
3,3
−
=
5) Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc
( )
1
2
1 1
2 . . 1
. . .
.
I H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
Trong đó :
ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Theo bảng 6.5 trang 96 [I] với vật liệu thép – thép ta có : ZM = 274 (MPa)1/3
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo công thức 6.34 trang 105 [I] ta có :
( )
2.cos
sin 2
b
H
tw
Z
β
α
=
Ở đây : cos .
b t
tg tg
β α β
= (công thức 6.35 trang 105 [I])
Với αt : góc profin răng
αtw : góc ăn khớp
Theo TCVN1065 – 71 , α = 200
(từ bảng 6.11 trang 104 [I] )
0
0
0
20
20,8
cos cos16,6
t tw
tg tg
acrtg acrtg
α
α α
β
 
 
= = = =
 ÷
 ÷
   
 [ ] 0 0 0
ar cos . ar cos(20,8 ). (16,6 ) 15,57
b t
ctg tg ctg tg
β α β  
= = =
 
Nên
0
0
2.cos15,57
1,7
sin(2.20,8 )
H
Z = =
Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng .
Chiều rộng vành răng : (theo công thức trang 108 [I])
19

bw = aw.ψba = 180 . 0,3 = 54 (mm)
Hệ số trùng khớp dọc: (theo công thức 6.37 trang 105 [I] )
0
.sin 54.sin(16,6 )
1,96
. .2,5
w
b
m
β
β
ε
π π
= = =
Vì εβ > 1 nên
1
Zε
α
ε
= (theo công thức 6.36c trang 105 [I])
Với
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2. .cos 1,88 3,2. .cos16,6 1,76
32 106
Z Z
α
ε β
 
   
 
= − + = − + =
 
 ÷  ÷
 
 
 
 
 
(theo công thức 6.38b trang 105 [I] )
Suy ra:
1
0,75
1,76
Zε = =
KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .
Theo công thức 6.39 trang 106 [I] , ta có : . .
H H H Hv
K K K K
β α
=
Trong đó :
Theo công thức 6.40 trang 106 [I],ta có vận tốc vòng 1
4
. .
6.10
w I
d n
v
π
=
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : 1
1
2. 2.180
84( )
1 3,3125 1
w
w
m
a
d mm
u
= = =
+ +
(theo công thức ở bảng 6.11 trang 104 [I] )
Nên ( )
4
.84.730
3,2 /
6.10
v m s
π
= =
Từ bảng 6.13 trang 106 [I] với v < 4 ta chọn cấp chính xác là 9.
Từ bảng 6.14 trang 107 [I] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,16 và KFα = 1,40.
KHV - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
1 1
. .
1
2. . .
H w w
HV
I H H
v b d
K
T K K
β α
= +
20

Trong đó :
1
. . . w
H H o
m
a
v g v
u
δ
= (theo công thức 6.42 trang 107 [I] )
Theo bảng 6.15 , 6.16 trang 107 [I]:
δH =0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
go = 73 : hệ số kể đến ảnh hưỏng sai lệch bước răng.

180
0,002.73.3,2. 3,4
3,3125
H
v = =

3,01.54.84
1 1,05
2.111068.1,07.1,16
HV
K = + =
 1,07.1,16.1,05 1,3
H
K = =
Vậy ứng suất tiếp xúc trên trên bề mặt răng:
( ) ( )
1
2 2
1 1
2 . . 1 2.111068.1,3. 3,3125 1
. . . 274.1,7.0,75. 347( )
. 54.3,3125.84
I H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z MPa
b u d
ε
σ
+ +
= = =
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc:
[ ] lim. . . .
o
H R V XH HV
H
H
Z Z K K
S
σ
σ =
 Với v = 3,2 m/s và HB≤350 => ZV = 0,85.v0,1
= 0,95
 Cấp chính xác động học là 9. Do đó:
ZR =0,95 _ Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Với da < 700 mm
 KxH = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước bánh răng
 [ ] lim XH
. . .K 550.0,95.0,95.1 496,375( )
o
H H Zv Zr MPa
σ σ
= = =
Vì H
σ < [ ]
H
σ nên bánh răng thiết kế thoả điều kiện tiếp xúc
6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :
1 1
2. . . . . . .
. .
F I F FV F
F
w w
Y T K K K Y Y
d b m
β α ε β
σ =
KFβ =1,17 Bảng 6.7 trang 98 [I] (sơ đồ 3)với ψbd =0,68
KFα = 1,4 Bảng 6.14 trang 107 [I] cấp chính xác là 9, v< 5 m/s
21

δF = 0,006 Bảng 6.15 trang 107 [I] răng nghiêng
go = 73 Bảng 6.16 trang 107 [I] cấp chính xác là 9 m< 3,55
Với 0
1
180
. . . 0,006.73.3,2. 10,33( / )
3,3125
w
F F
m
a
v g v m s
u
δ
= = =

1 1
. . 10,33.54.84
1 1 1,3
2. . . 2.111068.1,17.1,4
F w w
Fv
I F F
v b d
K
T K K
β α
= + = + =
 . . 1,17.1,4.1,3 2,1
F F F Fv
K K K K
β α
= = =
Yε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
1 1
0,57
1,76
Yε
α
ε
= = =
Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
16,6
1 1 0,88
140 140
Yβ
β
= − = − =
YF1 , YF2 : hệ số dạng răng bánh 1, 2
Số răng tương đương :
( )
( )
1
1 3 3 0
2
2 3 3 0
32
36,36
cos cos 16,6
106
120,44
cos cos 16,6
V
V
Z
Z
Z
Z
β
β
= = =
= = =
=>
1
2
36
120
V
V
Z
Z
=
=
(răng)
Từ bảng 6.18 trang 109 [I] ta có:
Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,7
Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6
 ( )
1
2.3,7.111068.1,17.1,3.1,4.0,57.0,88
77,4
84.54.2,5
F MPa
σ = =
 ( )
2
2 1
1
3,7
77,4. 79,55
3,6
F
F F
F
Y
MPa
Y
σ σ
= = =

[ ]
[ ]
1 1
2 2
F F
F F
σ σ
σ σ
<
<
Vậy các bánh răng thoả điều kiện về độ bền uốn .
22

7) Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Theo công thức 6.48 trang 110 [I], ta có :
[ ]
Hmax H max
. H
Kqt
σ σ σ
= ≤
Trong đó :
Theo công thức 6.33 trang 105 [I] , ta có:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
( )
1
2
1 1
2 . . 1
. . .
.
I H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
 347( )
H MPa
σ = (đã tính ở mục B3.5 )
Theo công thức cuối trang 109 [I] với max
qt
T
K
T
= (hệ số quá tải )
Tra bảng P1.3 trang 236 [I] , động cơ 4A160M8Y3 với :
P=11kW n=730v/p
max
qt
T
K 2,2
Tdn
= =
[ ] ax
2,8 2,8.580 1624( )
H ch
m
MPa
σ σ
= = =
 [ ]
Hmax max
347. 2,2 514,68(MPa) H
σ σ
= = ≤ (thỏa)
Theo 6.49 trang 110 [I] , ta có :
[ ]
Fmax F max
. qt F
K
σ σ σ
= ≤
Trong đó : Theo công thức 6.43 trang 108 [I] :
1 1
2. . . . . . .
. .
F I F FV F
F
w w
Y T K K K Y Y
d b m
β α ε β
σ =

( )
( )
1
1
2 1
2
77,4
74,55
F
F
F F
F
MPa
Y
MPa
Y
σ
σ σ
=
= =
(đã tính ở mục B3.6 )
max
qt
T
K 2,2
Tdn
= = (đã tra ở trên )
23

[ ]
[ ]
1 ax
2 ax
0,8. 0,8.580 464( )
0,6. 0,6.580 348( )
F ch
m
F ch
m
MPa
MPa
σ σ
σ σ
= = =
= = =
[ ]
[ ]
1max 1 1 max
2max 2 2 max
. 77,4.2,2 170,28( ) 464
. 79,55.2,2 175,01( ) 348
F F F
F F F
Kqt MPa
Kqt MPa
σ σ σ
σ σ σ
= = = < =
= = = < =
(thỏa)
Các thông số hình học của bộ truyền:
Khoảng cách trục aw = 180 mm
Modun m = 2,5
Chiều rộng vành răng bw1 = 54 mm bw2 = 54 mm
Tỉ số truyền thực u1 = 4,3125
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 1
1 0
2
2 0
. 2,5.32
83,48
cos cos16,6
. 2,5.106
276,5
cos cos16,6
n
n
m Z
d mm
m Z
d mm
β
β
= = =
= = =
Đường kính vòng đỉnh 1 1
2 2
2. 83,48 2.2,5 88,48
2. 276,5 2.2,5 281,58
a n
a n
d d m mm
d d m mm
= + = + =
= + = + =
Đường kính vòng đáy 1 1
2 2
2,5. 83,48 2,5.2.5 77,23
2,5. 276,5 2,5.2.5 270,33
f n
f n
d d m mm
d d m mm
= − = − =
= − = − =
8) Giá trị các lực :
Bánh dẫn cấp nhanh:
• Lực vòng:
1 1
1
1 1
2 2.111068
2. 2644,476( )
84
t
w w
T T
F N
d d
= = = =
• Lực hướng tâm:
24
( )
0
1 1 0
20,8
. 2644,476. 1048,23
cos cos16,6
tw
r t
tg tg
F F N
α
β
= = =
Tải bản FULL (57 trang): https://bit.ly/3rcEUzG
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

• Lực dọc trục:
B.4. 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 ( 0,7 ÷ 2) chiều cao răng h2 ( 2
h 2,25m
= ) của bánh răng 2
( nhưng ít nhất là 10mm)
 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất max min
h – h 10 15mm
= ÷
 Mức dầu cao nhất không đựơc ngập quá 1/3 bán kính bánh răng ( a4
d
6
)
Ta có h2 = 2,25.2,5 = 5,625 mm
Tổng hợp các điều kiện trên để dảm bảo điều kiện bôi trơn phải thoả mãn bất đẳng
thức sau:
( )
a2 a4
1 1
. 13 10...15
2 3
H d d
= − − >

1 1
.282 13 10 118 .303 101
2 3
H = − − = > = (thỏa điều kiện bôi trơn).
C. SƠ ĐỒ LỰC TÁC DỤNG VÀ GIÁ TRỊ CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ
TRUYỀN
1) Lực tác dụng lên các bánh răng:
Các lực trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
• Cấp nhanh:
25
( )
0
1 1. 2644,476. 16,6 788,4
a t
F F tg tg N
β
= = =
Tải bản FULL (57 trang): https://bit.ly/3rcEUzG
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

Ta có:
( )
( )
1
1
1
1
1
2 1
2 1
2 1
0
0
0
a1 t1
2 2.111068
2644( )
84
.
cos
2644( )
1048( )
775( )
20,8
2644. 1048
cos16,6
F F .tg 2644 tg 16,6 775 N
t
w
t
r
t t
r r
a a
T
F N
d
F tg
F
F F N
F F N
F F N
tg
N
α
β
β
= = =
= =
= =
= =
= =
=
= = =
• Cấp chậm:
Ta có:
2
3
3
0
3
3 0
4 3
4 3
2 2.361732
5891, 4( )
122,8
. 5891, 4. 20
2144( )
cos cos 0
5891, 4( )
2144( )
t
w
t
r
t t
r r
T
F N
d
F tg tw tg
F N
F F N
F F N
α
β
= = =
= = =
= =
= =
• Lực do bộ truyền xích gây nên:
Frx= Km. Ftx = 1,15.6012=6913,8(N)
Theo công thức 5.20 trang 88 [I] và Km=1,15 là hệ số trọng lượng xích ứng
với bộ truyền xích nằm ngang .
•
Truc 1: a1 1
1
. 775.84
M 32550( )
2 2
w
F d
Nmm
= = =
•
Trục 2: a2 2 t2 1
2 1
. . .
M 3,3 107415( )
2 2
w w
F d F d u
M Nmm
= = = =
Bảng tổng hợp giá trị các lực và moment:
Trục I
BR1
Trục II Trục III
BR4
BR2 BR3
Fa 775 775 0 0
26
3828699

Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15)

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15)

Similar to Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15) (20)

More from nataliej4

More from nataliej4 (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (11)

Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải (Phương Án Số 15)