Đồ Án Thiết Kế Máy

ĐỀ TÀI
Đề số 20: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số: 20

Số liệu thiết kế:
-Lực vòng trên băng tải, F(N) : 25500 N
-Vận tốc băng tải, v(m/s) : 0,44
-Đường kính tang dẫn, D (mm) : 300
-Thời gian phục vụ, L(năm): 7
-Số ngày làm/năm , ngày : 240
-Số ca làm trong ngày, ca : 2
-t1= 32s
-t2=27s
-T1=T
YÊU CẦU :
• 01 thuyết minh.

-T2=0,5T


Đồ Án Thiết Kế Máy

• 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết theo đúng TCVN
NỘI DUNG THUYẾT MINH
1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền cho hệ thống truyền động.
2. Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính tốn các bộ truyền ngồi (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 tốn thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bu-lông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo


Đồ Án Thiết Kế Máy

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU………………………………………………………………………………………...i
PHẦN 1.XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG
TRUYỀN ĐỘNG...............................................................................................................................................1
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ......................................................................................................................................1
1.1.1: Chọn hiêu suất của hệ thống.................................................................................................................1
1.1.2: Tính cơng suất cần thiết........................................................................................................................1
1.1.3: Xác định vòng quay sơ bộ của động cơ................................................................................................1
1.1.4: Chọn động cơ điện................................................................................................................................1
1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.................................................................................................................2
1.3. BẢNG ĐẶC TRỊ.........................................................................................................................................2
1.3.1

Phân phối cơng suất trên các trục.....................................................................................................2

1.3.2

Tính tốn số vịng quay trên các trục................................................................................................2

1.3.3


Tính tốn momen xoắn trên các trục................................................................................................2

PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY...........................................................................4
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH..............................................................................................................4
2.1.1: Chọn Loại Xích.....................................................................................................................................4
2.1.2: Chọn Thơng Số Bộ Truyền...................................................................................................................4
2.1.3: Tính kiểm nghiệm xích về độ bền........................................................................................................5
2.1.4: Xác định thơng số đĩa xích...................................................................................................................5
2.1.5: Xác định lực tác dụng lên trục..............................................................................................................6
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG......................................................8
2.2.1: Thông số kỹ thuật.................................................................................................................................8
2.2.2: Chọn vật liệu.........................................................................................................................................8
2.2.3: Xác định ứng suất cho phép..................................................................................................................8
2.2.4: Xác định sơ bộ khoảng cách trục........................................................................................................10
2.2.5: Xác định các thông số ăn khớp...........................................................................................................10
2.2.6: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc................................................................................................11
2.2.7: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn........................................................................................................13
2.2.8: Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải..................................................................................................14
2.2.9: Các lực tác dụng lên bộ truyền..........................................................................................................14


Đồ Án Thiết Kế Máy

2.3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT BÁNH VÍT...............................................................................16
2.3.1: Thơng số kỹ thuật...............................................................................................................................16
2.3.2: Chọn vật liệu.......................................................................................................................................16
2.3.3: Xác định ứng suất cho phép................................................................................................................16
2.3.4: Tính thiết kế........................................................................................................................................17
2.3.5: Kiểm nghiệm bền................................................................................................................................18
2.3.6: Kiểm nghiệm ứng suất uốn.................................................................................................................18

2.3.7: Kiểm nghiệm quá tải...........................................................................................................................19
2.3.8: Tính nhiệt truyền động trục vít ..........................................................................................................19
2.3.9: Tính lực tác dụng lên bộ truyền..........................................................................................................19
2.4. THIẾT KẾ TRỤC....................................................................................................................................21
2.4.1: Thiết kế trục I......................................................................................................................................21
2.4.2: Thiết kế trục II....................................................................................................................................25
2.4.3: Thiết kế trục III...................................................................................................................................28
2.4.4: Kiểm Nghiệm Then............................................................................................................................32
2.5.

CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC...........................................................................................................36

2.5.1: Trục I...................................................................................................................................................36
2.5.2: Trục II.................................................................................................................................................38
2.5.3: Trục III................................................................................................................................................41
2.5.4: Chọn Khớp Nối...................................................................................................................................42
PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP............43
3.1.

CHỌN THÂN MÁY:............................................................................................................................43

3.1.1:

Yêu cầu:..........................................................................................................................................43

3.1.2:

Xác định kích thước vỏ hộp:...........................................................................................................43

3.2. CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP:..................................................................44

3.2.1:Vịng móc:...........................................................................................................................................44
3.2.2: Chốt định vị :......................................................................................................................................44
3.2.3: Cửa thăm:............................................................................................................................................45
3.2.4: Nút thông hơi:.....................................................................................................................................45
3.2.5: Nút tháo dầu:.......................................................................................................................................45
3.2.6: Que thăm dầu......................................................................................................................................45


Đồ Án Thiết Kế Máy

3.2.7: Cốc lót.................................................................................................................................................46
3.2.8: Vịng phớt...........................................................................................................................................46
3.2.9: Vịng chắn dầu....................................................................................................................................46
3.3. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP....................................................................................................................47
TÀI LIỆU THAM KHẢO..............................................................................................................................51

DANH MỤC ẢNH VÀ CÁC BẢNG THƠNG SỐ
Bảng
Phân
Phối
Tỉ
Số
Truyền………………………………………………………………………………..3
Bảng Thơng Số Bộ Truyền Xích………………………………………………………………..……………
7
Bảng
Thơng
Số
Bộ
Truyền

Bánh
Răng
Trụ
Răng
Nghiêng………………………………………................15
Bảng Thơng Số Bộ Truyền Trục Vít – Bánh Vít …………………………………………….…………….20
Sơ Đồ Trục I ……………………………………………………………………………………….............24
Sơ
Đồ
Trục
II……………………………………………………………………………….
………............27
Sơ Đồ Trục III……………………………………………………………………………………………...31
Bảng Thơng Số Kích Thước Vỏ Hộp……………………………………………………………..………..43
Bảng
Dung
Sai
Lắp
Ghép
………………………………………………………………………….............48


Đồ Án Thiết Kế Máy

LỜI NÓI ĐẦU

Sáng tạo thiết kế khơng ngừng tìm tịi phát triển những hệ thống truyền động mới hiệu quả hơn là
vấn đề cơ bản đặc biệt quan trọng trong tất cả các ngành của cơ khí.Cơ khí đóng 1 vai trị chủ đạo
trong nền kinh tế đất nước là cơ sở để phát triển thêm các ngành mới. Trong thời nói cơng nghiệp
hóa như hiện nay Cơ Khí đóng vai trị chủ đạo là ngành mũi nhọn vai trị của nó đã được khẳng định

và khơng ai có thể phủ nhận. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là cơng
việc rất quan trọng trong cơng cuộc hiện đại hố đất nước thúc đẩy cơng cuộc cơng nghiệp hóa hiện
đại hóa đất nước. Là một sinh viên, kĩ sư Cơ Khí trong tương lai việc hiểu rõ, nắm vững và vận dụng
tốt lý thuyết vào thực tế thiết kế các hệ thống truyền động là một trong những yêu cầu đặc biệt cơ
bản và cần thiết cho sinh viên .
Trong thực tế ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp mọi nơi, trong bất kì nhà máy xí nghiệp
hoặc các xưởng nhỏ lẻ tư nhân. Có thể nói hệ thống truyền động đóng một vai trị chủ đạo trong sản
xuất hiện nay. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không
thể thiếu trong kết cấu của hệ thống
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta hiểu rõ hơn về thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có
thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Dung sai kĩ thuật đo, Chi tiết máy,
Nguyên Lý 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 cơng 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 hồn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ
khí.
Trong thời gian là đồ án vừa qua, em chân thành xin cảm ơn thầy các thầy cô và các bạn trong lớp đã
giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Cùng với nỗ lực và sự giúp đỡ tận tình của
thầy cơ bạn bè, em đã hồn thành xong đồ án đầu tiên của mình. Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy
thiếu sót là điều khơng thể tránh khỏi, em rất mong nhận được những góp ý đến từ thầy cơ và các
bạn để em có thể hồn thiện bản thân trở thành kĩ sư có ích cho đất nước


Đồ Án Thiết Kế Máy

PHẦN 1.XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ
THỐNG TRUYỀN ĐỘNG.
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1: Chọn hiêu suất của hệ thống
 Hiệu suất truyền động

Với
 kn = 0,98
 x = 0,92 :Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn ( hở )
 br = 0,96 :Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ được che kín
 ol =0.99 :Hiệu suất của ổ lăn
 tv =0.8 :Hiệu suất bộ truyền trục vít ( bộ truyền được che kín )
1.1.2: Tính cơng suất cần thiết

Cơng suất tính tốn:
Pmax = =11,22 Kw
 Cơng suất cần thiết:
1.1.3: Xác định vòng quay sơ bộ của động cơ

Số vịng quay trên trục cơng tác:
28 vg/ph

Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:

Với:: tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp trục vít-bánh răng
: tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn

Số vịng quay sơ bộ của động cơ:

1.1.4: Chọn động cơ điện

Động cơ thông số phải thỏa mãn:
Động cơ K180L2

Phụ lục bảng P1.1 tài liệu (*)



Đồ Án Thiết Kế Máy

1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
Vì u= 105,36 nên ta chọn (để bộ truyền xích có kích thước nhỏ gọn)
Ta chọn utv =18. Nên ta suy ra ubr = uhộp /18 = 35,12 /18 =1,95
1.3. BẢNG ĐẶC TRỊ
1.3.1 Phân phối công suất trên các trục
o
Pct = 11,22 ( kW )
o
o
o
o
16,86 (kW)
1.3.2 Tính tốn số vịng quay trên các trục
o
o
o
o
o
1.3.3 Tính tốn momen xoắn trên các trục
o
o
o
o
o

Bảng phân phối



Đồ Án Thiết Kế Máy

Thông số
Trục
Công suất (kW)
Tỷ số truyền u
Số vịng quay
(vg/ph)
Moomen xoắn
(Nmm)

Động cơ

Trục I

Trục II

16,86

16,36

15,55

Trục III
12,32

Trục cơng tác
11,22


utv=18
84
1400666,7

PHẦN 2 TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thơng số kĩ thuật của thiết kế bộ truyền xích ống con lăn là:

Cơng suất bộ truyền: P = 12,32 (kW)

Tỉ số truyền: ux = 3

Số vòng quay bánh dẫn: n3 =84(vòng/phút)

Moment xoắn: Tct = 1400666,7(Nmm)

Tải trọng va đập nhẹ, làm việc hai ca, bộ truyền ngoài bôi trơn định kỳ(gián đoạn)

ux =3
28
3826821,429


Đồ Án Thiết Kế Máy

2.1.1: Chọn Loại Xích
• Cơng suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là cơng suất trên trục 3: P3=12,32 (Kw), với số vịng
quay đĩa xích nhỏ n3=84 (vịng/phút)
• Vì số vịng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

2.1.2: Chọn Thông Số Bộ Truyền
* Theo Bảng 5.4 tài liệu (*) với ux=3 chọn số răng đĩa nhỏ z1 =25 ( nên chọn số lẻ để đĩa sẽ mòn đều hơn ,
tăng khả năng sử dụng )
-Do đó số răng đĩa xích lớn
Z2= z1.ux =25.3=75 < zmax= 120
* Theo công thức 5.3 tài liệu (*) , công suất tính tốn
Pt= P3.k.kz.kn=12,32.1,95.1.2,38=54,78 (Kw)
Trong đó :
Với z1=25 , kz= z01/z1= 25/25=1 , kn= n01/nct = 200/84 = 2,38 ( lấy n01= 50)
Theo công thức (5.4) và bảng số liệu 5.6 tài liệu (*) ta có:
k=k0.ka.kdc.kđ.kc.kbt =1.1.1.1,2.1,25.1,3=1.95
Với : k0 =1 ( đường nối tâm đĩa xích đến 60 độ )
ka = 1 ( khoảng cách trục a= (30..50).pc
kđc = 1 ( vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích )
kđ = 1,2 ( tải trọng động va đập nhẹ )
kc = 1,25 ( làm việc 2 ca 1 ngày )
kbt = 1,3 ( môi trường làm việc có bụi ,chất lượng bơi trơn II )
* Theo tài liệu bảng 5.5 tài liệu (*) với n=200 vòng/ phút , chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc =50,8
mm
Pt < [P] = 68,1 (kw)
Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu (*) ta có bước xích pc= 50,8 < pmax = 15.103 /200 =75
» Thỏa điều kiện bền mịn
- Khoảng cách trục: a= 40.pc=40.50,8=2032mm
- Theo cơng thức
X=++ (2. =++ (2. =131.6
Lấy số mắc xích là số chẵn x=132 mắc xích, sau đó tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu (*)
a= 0,25.pc. [Xc - [Xc -0,5(z2+z1)]2 -2[(z2 -z1)/)2 ]
= 0,25.50,8 [ 132 - +2
= 2042,8 mm
Để xích khơng chịu lực căng q lớn ta giảm xích xuống 1 lượng bằng

∇a=0,003.a= 6 mm
Do đó a= 2042,8 – 6 = 2036,8 mm
Số lần va đập của xích : theo cơng thức 5.14 tài liệu (*) :


Đồ Án Thiết Kế Máy

i= = =1,06 < [i] =15 ( theo bảng 5.9 tài liệu *)
2.1.3: Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
s=
5.15 tài liệu (*)
-Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hủy của xích con lăn 1 dãy Q=226,8 KN, khối lượng 1m xích
q=9,7kg
-kd =1.2 ( tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng danh nghĩa)
v = = = 1,778 (m/s)
- Lực vòng ft= 1000P/v = 1000.12,32/1,778= 6929 N
- Lực căng do li tâm : fv=qv2=9,7.(1,778)2=30,66 N
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.9,7.2,0368=775,26 ( với kf =4 )
s= = =24,87
Theo bảng 5.10 với n=200 vòng/phút , [s]=9,3.
Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
2.1.4: Xác định thơng số đĩa xích
* Đường kính đĩa xích : theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b :
ᴥ d1=p/sin(π/z1)= =405,32 mm
d2=p/sin(π/z2)= =1213,12 mm ( đường kính vịng chia )
ᴥ da1= p[0.5+cotg(π/z1)]=50,8.[0.5+cotg(π/25)]= 427,5 mm
da2= p[0.5+cotg(π/z2)]=50,8.[0.5+cotg(π/75)]= 1237,45mm (đường kính vòng đỉnh răng)
ᴥ df1= d1-2r =427,5-2.14,41= 398,68 mm
df2= d2-2r =1237,45-2.14,41= 1208,63 mm

Với bán kính đáy r = 0,5025d1 +0,05= 0,5025. 28,58+ 0,05=14,41 với d1=28,58 bảng 5.2 tài liệu (*)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo cơng thức 5.18 tài liệu (*):
Đĩa xích 1 :
σh1 =
=0,47
=495.16 MPa
Với kr =0.41 : hệ số ảnh hưởng đối với răng xích ( z1 =25 )
Ft = 6929 N : lực vòng
Kd= 1,2 : hệ số tải trọng động (tải động, va đập nhẹ )
kd =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng ( xích 1 dãy )
Fvđ1= 13.10-7 n1 .p3 .m= 13.10-7 . 84 . 12,323 .1 =0,2 N : lực đập trên m dãy xích ( m=1)
E= 2,1.105 MPa : mơđun đàn hồi
A= 645 mm2 : diện tích chiếu tựa mặt bản lề ( bảng 5.12 tài liệu (*))
⇒ σh1= 495.16 < [σh1] =500MPa do đó ta dùng thép tơi cải thiện có độ rắn bề mặt HB170 có [σh1] =500Mpa


Đồ Án Thiết Kế Máy

sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc răng đĩa 1
Đĩa xích 2 :
σh2 =
= 0,47
= 362,7 MPa
Với kr =0.22 : hệ số ảnh hưởng đối với răng xích ( z2 =75 )
Ft =6929 N : lực vòng
Kd= 1,2 : hệ số tải trọng động (tải động, va đập nhẹ )
kd =1 : hệ số phân bố khơng đều tải trọng ( xích 1 dãy )
Fvđ2= 13.10-7 n2 .p3 .m= 13.10-7 . 28 . 12,323 .1 =0,07 N : lực đập trên m dãy xích ( m=1)
E= 2,1.105 MPa : môđun đàn hồi
A= 645 mm2 : diện tích chiếu tựa mặt bản lề ( bảng 5.12 tài liệu (*))

⇒ σh2 < [σh2] = 362,7MPa do đó ta dùng thép tơi cải thiện có độ rắn bề mặt HB170 có [σh2] =500MPa sẽ
đảm bảo độ bền tiếp xúc răng đĩa 2
2.1.5: Xác định lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục Fr =kx. Ft =1,15. 6929= 7968,35 N
Với : kx=1.15 hệ số kể đến trọng lượng xích , khi nghiêng 1 góc < 40° hoặc khi bộ truyền nằm ngang
Ft = 6929 N : lực vòng
Lực căng do lực li tâm: fv=qv2=9,7.(1,778)2=30,66 N
Lực căng do trọng lượng nhánh bị động sinh ra :
F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.9,7.2,0368=775,26 ( với kf =4 )

Bảng thơng số bộ truyền xích
Khoảng cách trục

a= 2036,8 mm

Số răng đĩa bị động

Z1=25

Số răng đĩa chủ động

Z2=75

Tỉ số truyền

Ux=3

Số mắc xích

X=132



Đồ Án Thiết Kế Máy

Đường kính vịng chia đĩa xích

Chủ động : d1= 405,32 mm
Bị động: d2= 1213,12 mm

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích

Chủ động: da1= 427,5 mm
Bị động : da2= 1237,45mm

Đường kính vịng chân răng đĩa xích

Chủ động: df1= 398,68mm
Bị động: df2= 1208,63 mm

Bước xích

Px= 50,8

Số dãy xích

1

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
2.2.1: Thông số kỹ thuật
‫٭‬Thời gian phục vụ: 7 năm

‫٭‬Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 240 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
‫٭‬Công suất P=16,36 KW và moment xoắn Nmm
‫٭‬Số vòng quay trục dẫn n1=2950 (vg/ph)
Số vòng quay trục bị dẫn n2=1513 (vg/ph)
‫٭‬Tỉ số truyền ubr=1,95
2.2.2: Chọn vật liệu
Do bộ truyền có tải trọng trung bình , khơng có u cầu gì đặc biệt theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu
cặp bánh răng như sau :
* Bánh chủ động : thép 45 tơi cải thiện độ rắn HB241…285 có
- Giới hạn bền σb1 = 850 MPa


Đồ Án Thiết Kế Máy

- Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa
» Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=270
* Bánh bị động : thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241…285 có
- Giới hạn bền σb2 = 850 MPa
- Giới hạn chảy σch2 = 580 Mpa
» Chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=260
2.2.3: Xác định ứng suất cho phép
‫ ٭‬Số chu kì làm việc cơ sở:
- NHO1= 30HB12.4= 30.2702.4 = 20530252.4 ( chu kì )
- NHO2= 30HB22.4= 30.2602.4 = 18752418.4 ( chu kì )
- NFO1= NFO2= 4.106 ( chu kì )
- Lh= 7.240.2.8= 26880 ( giờ ): tuổi thọ
‫٭‬Số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng :
T1=T
t1= 32s


T2 =0.5T
t2 = 27s

NHE1 =60c Ti / Tmax )3.ni.Ti
=60.1.[ + ]. 2950 . 26880
=2852640000 ( chu kì )
NHE2 = NHE1 / ubr =1462892308 ( chu kì )
NFE1 =60c Ti / Tmax )mF.ni.Ti với mF =6 khi độ rắn mặt răng HB < 350
=60.1.[ + ]. 2950 . 26880
=2614500000 ( chu kì )
NFE2 = NFE1 / ubr =1340769231 ( chu kì )
Ta có :
NHE1 > NHO1
NHE2 > NHO2
NFE1 > NFO1
NFE2 > NFO2
» Nên ta chọn NHE =NHO để tính tốn
-


Đồ Án Thiết Kế Máy

Suy ra KHL1 = KHL2 = KFL1= KFL2 =1
ᴥ Ứng suất cho phép :
Theo bảng tài liệu (*) với thép 45 tôi cải thiện
σo= 2HB+70
Giới hạn mỏi tiếp xúc :
‫٭‬Bánh chủ động : σ H lim1 = 2HB1 +70= 2.270+70= 610 MPa
‫ ٭‬Bánh bị động : σ H lim2 = 2HB2 +70= 2.260+70= 590 MPa

Giới hạn mỏi uốn :
‫ ٭‬Bánh chủ động : σ F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270= 486 MPa
‫ ٭‬Bánh bị động : σ F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.260= 468 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[σH] = σoH lim . với sH =1.1 ( thép 45 tôi cải thiện ) ( công thức 6.1a tài liệu (*))
[σH1] = σoH lim1 . = 610. =554.55 MPa
[σH2] = σoH lim2 . = 590. =536.36 MPa
Với bánh răng nón răng thẳng ta có :
[σH] = min ([σH1]; [σH2])= 536.36 MPa
Ứng suất uốn cho phép
[σF] = σoF lim . KFL
Với KFL=1 do quay 1 chiều , SF=1.75 tra bảng 6.2 tài liệu (*)
[σF1] = . 1= 277.71 (MPa)
[σF2] = . 1= 267.43 (MPa)
Ứng suất quá tải cho phép : theo công thức 6.13 và 6.14 tài liệu (*) ta có
[σH]max =2,8. σch2 =2,8 . 580 = 1624 (MPa)
[σF1]max =0,8. σch1 =0,8 . 580 = 464 (MPa)
[σF2]max =0,8. σch2 =0,8 . 580 = 464 (MPa)
2.2.4: Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a/96 ta có :
Với:
Ka = 43, hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng
Bảng 6.5 trang 96 tài liệu (*)
T1= 52962 Nmm, moment xoắn trục bánh chủ động.
ψba=0,3 (H1,H2≤350HB và vị trị bánh răng đối xứng,
Bảng 6.15 trang 260 tài liệu (**)).
=> ψbd=0,5ψba (u±1)=0,5.0,3(1,95+1)=0,4425
KHβ=1,01, trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Bảng 6.4 trang 237 tài liệu (**)
ψbd=0,4425


aw=43.(1,95+1) ∛(52962.1,01/(536,362.1,95.0,3))≈87mm
Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn aw=100mm


Đồ Án Thiết Kế Máy

2.2.5: Xác định các thông số ăn khớp
Mơđun: m=(0,01÷0,02) aw=(0,01÷0,02).100=1 ÷ 2(mm)
Dựa theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 trang 99 (*) ta chọn m= 1,5 mm
Số răng bánh nhỏ;
Từ điều kiện 20o ≥β ≥8o
=> (2awcos(8))/m(u±1)) ≥ z1 ≥(2aw cos(20))/m(u±1))
=> (2.100.cos(8))/(1,5.(1,95+1) )≥ z1 ≥(2.100.cos(20))/(1,5.(1,95+1) )
=> 44,8 ≥ z1 ≥42,5
Chọn z1= 43 (răng)
Số răng bánh lớn:
z2=u.z1=1,95.43= 85 (răng)
Ta ưu tiên chọn số răng là số lẻ để tránh xảy ra hiện tượng mòn răng
Tỉ số truyền thực:
u=z2/z1 =85/43 ≈1.977 ( sai số 1,3% chấp nhận được)
Góc nghiêng răng: β=arccos (mn (z1+z2 ))/2aw =arccos 1,5(43+85)/2.100 = 16,260
Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vịng chia:
d1= = 67,2 mm
d2= = 132,8 mm
Đường kính đỉnh răng:
da1=d1+2m=67,2+2.1,5=70,2 mm
da2=d2+2m=132,8+2.1,5=135,8 mm
Đường kính đáy răng:
df1=d1-2,5m=67,2-2,5.1,5=63,45 mm

df2=d2-2,5m=132,8-2,5.1,5=129 mm
Khoảng cách trục:
aw= = = 100 mm
Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2=ψab.aw=0,3.100=30mm
Bánh dẫn: b1=b2 + 5= 35mm
Vận tốc vòng bánh răng:
v=(πd1n1)/60000=(π.67,2.2950)/60000≈ 10,375 m/s
Theo bảng 6.3 trang 230 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc ta chọn cấp chính xác 7 với vận tốc
giới hạn vgh=15 m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 239 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc ta chọn: ( cấp
chính xác 7; H1,H2≤350HB; bánh răng trụ răng nghiêng)
KHv=1,15 và KFv=1,15


Đồ Án Thiết Kế Máy

Hệ xét đến sự phân bố không đều tải trọng các răng ( tra bảng 6.11 trang 241 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy –
Nguyễn Hữu Lộc (cấp chính xác 7): KHα=1,07
Khoảng cách trục chia : a=0,5 (d2+d1) =0,5(67,2+132,8) =100
Góc profin răng : at =arctan(tan/cos) =arctan (tan20/cos16,26) =20,76
Góc ăn khớp atw= arccos(acosat/aw) =arccos(100cos(20,76)/100) =20,76
Hệ số KFα xác định theo: KFα= = = 0,794
Trong đó :Hệ số trùng khớp ngang ( tài liệu 2 /228)
2.2.6: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.58 tài liệu (*) ta có: ứng suất trên bề mặt răng làm việc
Trong đó:
zM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số zM được tra trong bảng 6.5 tài liệu (*) . ta
có zM= 274 MPa1/3
= =1,6

Trong đó :góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
= arctan( cos(20,76).tan(16,26))=15,26
z : hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc = = 0,767
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc , xác định theo công thức 6.61 tài liệu (*)
KH = KHβ. KHα. KHv =1,01.1,07.1,1=1,19
Trong đó : KHβ =1,01: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (6.7 tài liệu (*)
KHα = 1,07 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp tra
bảng 6.14 tài liệu (*)
‫ ٭‬KHv =1,1 (tra bảng 6.6/239 tài liệu **)
bw = 30mm
=>
398,9 Mpa
Theo mục 6.2 tài liệu (*)
Trong đó zv: hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
Với v=10,375 suy ra zv=0,85v0.1 = 0,85.10,3750.1= 1.07
ZR : hệ số xét đến độ nhám bề mặt ZR = 0,95
KHL: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn ta chọn KHL =1
KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
KxH=
Kl= 1 : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn
SH= 1,1 tra bảng 6.2 tài liệu (*)


Đồ Án Thiết Kế Máy

Mpa
=> Mpa
=> (thỏa điều kiện)
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo
2.2.7: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo cơng thức ta có :
o
Trong đó:
, hệ số dạng răng theo số răng tương đương:
Với số răng tương đương:
răng
răng
Và khơng dịch chỉnh nên x=0
=>
lực vịng trên bánh dẫn N
Hệ số tải trọng tính ứng suất uốn 22.1,02.1,32=1,64
Trong đó:, hệ số kể đến sự phân bố khơng đều trên chiều rộng vành răng.( tra bảng 6.7 trang 97 tài liệu *)
, hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.
( tra bảng 6.14 trang 106 tài liệu * )
, hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
KFv = 1+ = 1+ = 1,32
Với: Đường kính vòng lăn nhỏ dw1 = 2aw/u+1 = 2.100/1.977+1 = 67 mm
Bề rộng vành răng bw = aw. ψab =100.0,3 = 30 mm
=. = 0,006.47.10,375. = 20,8
Hệ số = 0,006 bảng 6.15 tài liệu (*) và =47 bảng 6.16 tài liệu (*)
hệ số xét đến sự ảnh hưởng của trùng khớp ngang:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang:
=>Mpa
= = 115,15.3,61/3,74= 107,3 MPa

Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Trong đó:
o
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám (khi phay và mài răng)
o

Hệ số kích thước (khi tôi bề mặt)
o
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng


Đồ Án Thiết Kế Máy

o
o

=1 do đặt tải 1 phía
=1,75 tra bảng 6.2 tài liệu (*)

FC

Mpa
Mpa
Ta có: nên ta tính bánh dẫn:
=> nên bánh răng đủ bền uốn
2.2.8: Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Với hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T=1
Theo 6.48 ứng suất tiếp quá tải
. = 398,9 < [σHmax]= 1624 Mpa
Theo 6.49 tài liệu (*)
=Kqt =115,15 < [σF1max]= 464 Mpa
=Kqt =107,3 < [σF1max]= 464 MPa
» Vậy độ bền của răng được thỏa mãn
2.2.9: Các lực tác dụng lên bộ truyền

N



Lực vịng:



Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

Bảng thơng số và kích thước bánh răng trụ nghiêng
Thơng số
Khoảng cách trục
Modul pháp
Chiều rộng vành răng

Giá trị


Đồ Án Thiết Kế Máy

Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vịng chia
Đường kính đỉnh răng

mm
mm


Đường kính đáy răng
Bề rộng vành răng

mm

Góc profin răng
Góc ăn khớp

2.3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT BÁNH VÍT
2.3.1: Thơng số kỹ thuật
‫٭‬Thời gian phục vụ: 7 năm
‫٭‬
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 240 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
‫ ٭‬Công suất P=15,5 KW
‫ ٭‬Moment xoắn Nmm
‫ ٭‬Số vịng quay trục vít n2=1513 (vg/ph)
‫ ٭‬Số vịng quay bánh vít n3=84 (vg/ph)
‫٭‬Tỉ số truyền utv = 18
Lh= 7.240.2.8= 26880 ( giờ ): tuổi thọ

mm
mm


Đồ Án Thiết Kế Máy

2.3.2: Chọn vật liệu
Tốc độ quay thật của trục vít n2t = 2950/1,977 = 1492 (v/ph

Vận tốc trượt sơ bộ vs= 8,8.10-3. = 8,8.10-3. = 7,5(m/s)
Dựa vào vs > 5m/s ta dùng đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít
*Bánh vít : Ta chọn đồng thanh khơng thiếc kẽm chì EpO II 5-5-5 dùng khn kim loại đúc
- Giới hạn bền σb1 = 250 MPa
- Giới hạn chảy σch1 = 100 MPa
*Trục vít : ta chọn Thép cacbon trung bình được tơi bề mặt đạt HRC 50
2.3.3: Xác định ứng suất cho phép
‫ ٭‬Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Với bánh vít làm từ đồng thanh thiếc ta có
[σHO]= 0,9.σb= 0,9.250 =225 Mpa
8

10 7
N HE

KHL=
:hệ số tuổi thọ
NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
N

 (T

2i

/ T2 ) 4 ni t i

NHE=60. i 1
Trong đó ni, T2i, số vịng quay trong 1 phút và momen xoắn trong bánh vít trong chế độ thứ i (i = 1,2 ,..N), N
số thứ tự chế độ làm việc , ti số giờ làm việc trong chế độ thứ i , T2i là trị số được dựng để tính tốn , T2 là
momen xoắn lớn nhất trong các trị số

Thay số ta có NHE= 60.1513.26880 ( +) /18 = 77404054

8

10 7
N HE

KHL=
= 0,774
[σH] = 225.0,774 =174 MPa
ᴥ Ứng suất uốn cho phép [σF]:
[σFO]= 0,25 σb+ 0,08 σch = 0,25.400+0,08.200 = 116 Mpa
Mà do trục vít được tơi để đạt HRC 45 nên [σFO] tăng thêm 25% = 145 Mpa
KFL = = = 0,62
NFE = 60 Ti / Tmax )9.ni.ti = 60.[ + ]. 1513.26880 /18
= 73647839,41
[σF] =[σFO].KFL = 0,62.145 = 90 MPa
Ứng suất quá tải cho phép : với bánh vít đồng thanh thiếc
[σH]max =4. σch =4.100= 400 (MPa)
[σF]max =0,8. σch =0,8.100 = 80 (MPa)


Đồ Án Thiết Kế Máy

2.3.4: Tính thiết kế
Với u= 18 ta chọn z1 = 2 răng
Z2 = z1.u = 2.18 = 36 răng
2

 170  T3 .K H

( z2  q ) 3 

q
 z2 .[ H ] 
a =
Trong đó z2 = 36
Chọn sơ bộ KH = 1,2
q : Hệ số đường kính trục vít =(0,25…0,3)Z2 =(0,25…0,3).36=(9…10,8)
Chọn q = 10 ( bảng 7.3 tài liệu (*))
T3 : Momen xoắn trên trục bánh vít
T2 : ‫ ٭‬Moment xoắn Nmm
T3= 1400666,7: Momen xoắn trên trục bánh vít
aw= (36+10). = 229 mm
Lấy aw = 230 mm
Tỉ số truyền thực u2t = 36/2 = 18
Chọn hiệu suất của bộ truyền ƞ = 0,82
Modun dọc của trục vít
m= 2aw / (z2 +q) = 2.230/ (36+10) = 10
Lấy m theo tiêu chuẩn = 10 mm
aw =m/2.(z2+10) = 10/2 ( 36+10) = 230 mm
Hệ số dịch chỉnh x= a/m-0,5(q+Z2)=230/10-0,5(36+10)=0

Góc vít lăn tg  = z1/(q+2x) = 2/(10+2.0) = 0,2   = 11,3o
Đường kính vịng lăn trục vít dw1=(q+2x)5=(10+2.0).5=50(mm)

 .d1.n2
 .50.1513

 4, 04(m / s)
6000 cos 

60000.cos11,30

Vận tốc trượt: Vs=
Dựa vào bảng 7.4 tài liệu (*) ta có f= 0,024 và  = 1,370

0,95.
Hiệu suất bộ truyền  =

tg 
tg11,3
 0,95
 0,844
tg (    )
tg (11,3  1,37)

2.3.5: Kiểm nghiệm bền
(170 / z 2 ) [( z 2  q ) / a ]3 T3 K H / q
Ta có: H =
( 7.19 tài liệu *)
Trong đó :
KH=K.HV.KH :hệ số tải trọng = 1,2.1,107=1,3284


Đồ Án Thiết Kế Máy

T

T2i .ti

 1.


32
27
 0,5.
 0, 77
32  27
32  27

22max  ti
Kt =
KH = 1 + (z2 /)3(1 – Kt)

Chọn hệ số biến dạng trục vít  theo bảng 7.5 TKI ta có :  = 86
 KH = 1 + (36/86)3(1-0,77) = 1,017
KHv:hệ số tải trọng động
Do Vs<10(m/s),chọn cấp chính xác là 8 KHv = 1,2 (Bảng 7.7 tài liệu *)
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít

(170 / 36) [(36  10) /115]3 80483, 2.1,3284 /10  123.5
H =
< [H]=174 (MPa)
Vậy thỏa điều kiện bền
2.3.6: Kiểm nghiệm ứng suất uốn
1,4.T3 .YF 2 .K F K Fv
F =

b2 .d 2 .m n

(7.26 tài liệu *)


Trong đó: mn:mơđun pháp của răng bánh vít = mcos=10.cos11,3= 9,8 (mm)
Tính số răng tương đương zv = z2/cos3() = 36/ cos3(11,30) = 38,2 răng
Có hệ số dạng răng YF = 1,61
Đường kính vịng chia bánh vít : d2 = m.z2 = 10.36 = 360
(mm)
Đường kính vịng chia trục vít :
d1 = m.q = 10.10 = 100
(mm)
Đường kính vịng đỉnh trục vít :
da1 = d1 + 2.m = 100 + 10.2 = 120
(mm)
Chiều rộng b2 của bánh vít :
b2 < 0,75.da1= 0,75.120 = 90
(mm)
Đường kính vịng đỉnh:
da1 = d1+2m = 100+2.10 = 120
(mm)
da2 = m(z2 +2+2.x) = 10.(36+2+2.0 ) = 380
(mm)
Đường kính ngồi bánh vít :
daM2 = da2+1,5.m = 380+1,5.10 = 395
(mm)
Đường kính đáy :
df1 = m(q-2,4)=10(10-2,4) = 76
(mm)
df2 = m(Z2-2,4+2x) = 10(36-2,4+2.0)=336
(mm)
Chiều dài phần cắt ren trục vít
b1 = (11+ 0,06Z2).m = (11+0,06.36).10= 131,6 (mm)
Ứng suất uốn trong răng bánh vít T3=1400666,7 Nmm

+ KF=KF.KFV=KH.KHV=1,017.1,2=1,3284
1, 4.1400666, 7.1, 61.1,3284
 22, 65( MPa)
52,5.360.9,8
F =
< [F] = 90 (MPa)
2.3.7: Kiểm nghiệm quá tải
Hmax= H.

K qt

=123,5.1=123,5<[H]max = 400(MPa)


Đồ Án Thiết Kế Máy
Fmax= F.Kqt=22,65.1

= 22,65<[F]max = 80 (MPa)

2.3.8: Tính nhiệt truyền động trục vít .
Diện tích tỏa nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc
1000(1   ) P1
A
[0,7 K t (1   )  0,3Ktq]. (td  t0 )
Trong đó: + Chọn t0=200: Nhiệt độ mơi trường xung quanh
+=0,844: Hiệu suất bộ truyền
+P1=15,5 KW
+Kt=8…17,5,chon Kt=12,5: Hệ số toả nhiệt
+=0,25…0,3,chọn =0,27: Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
+: Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải

trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa.
t /( P t / t ) 
 = ck  i i ck
1/(1.0,5 + 0,5.05) = 1,33
+Ktq=29 (ứng với số vòng quay của quạt là n=1513 v/p): Hệ số toả nhiệt của phần hộp được quạt)
+[td]=70…90c, Chọn [td]=900c (trục vít đặt dưới bánh vít): Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu
1000(1  0,844).15,5
 1,31(m 2 )
A = [0, 7.12,5.(1  0, 27)  0,3.29].1,33.(90  20)

2.3.9: Tính lực tác dụng lên bộ truyền
Ft2 = Fa3 = 2.T2/d1 = 2.98151/100= 1963(N)
Ft3 = Fa2 = 2.T3/d2 = 2.1400666,7/360 = 7781,5(N)
Fr2= Fr3= Ft3.tg/cos = 7781,5.tg(200)/cos(11,30) = 2888(N)
Chọn dầu nhớt bôi trơn cho bộ truyền trục vít
Ứng suất tiếp xúc H= = . =181 Mpa
Χhv = H2.10-3/vs = 181.10-3/4,04 = 8,1 theo đồ thị 13.9b (**) chọn dầu có độ nhớt động v= 16cSt (10-6 m2/s)
khi t= 100o. khi t0=40oC dầu bơi trơn có độ nhớt
V40=v100.(100/40)3= 16.15,625=250csT
Bảng 13.1 ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 220


Đồ Án Thiết Kế Máy

Bảng thông số của bộ truyền trục vít bánh vít
Thơng số
Khoảng cách trục
Modul
Hệ số đường kính
Tỷ số truyền

Số ren trục vít
Và số răng bánh vít
Hệ số dịch chỉnh bánh vít
Góc vít
Chiều dài phần cắt ren trục vít
Chiều rộng bánh vít
Đường kính ngồi bánh vít
Đường kính chia
Đường kính đỉnh

Giá trị
mm
q = 10

 = 11,3o
b1= 131,6 mm
b2= 90 mm
daM2= 395 mm
mm
mm

Đường kính đáy

2.4. THIẾT KẾ TRỤC
Qui ước kí hiệu:
k : Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
i : Số thứ tự của chi tiết quay lắp trên trục có tham gia truyền tải trọng
i = 0 và 1 : Các tiết diện trục lắp ổ
i = 2..s : Với s là số chi tiết quay
lk1 : Khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

lki : Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
lmki : Chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục .
lcki : Khoảng cơng-xơn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.
bki : Chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

mm
mm