ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 4: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Thông số đầu vào : 1. Lực kéo băng tải
2. Vận tốc băng tải

F =850 N
v =1,95 m/s

3. Đường kính tang

D = 370mm

4. Thời hạn phục vụ

Lh= 18000 giờ

5. Số ca làm việc:

Số ca = 2ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: 135
7. Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.Chọn động cơ điện
1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ

Pyc =

Pct
η

Trong đó Pct : Cơng suất trên một trục cơng tác
Pyc : Công suất trên trục động cơ


Hiệu suất của bộ truyền:
(1)

Tra bảng

2.3
[ I]
19

ta có:

ηol

Hiệu suất của một cặp ổ lăn :
Hiệu suất của bộ đai :

= 0,99

0,95

Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : 0,95

Hiệu suất của khớp nối:

ηkn =


Thay số vào (1) ta có:
3
η = Πηi = η ol .ηkn .η x .ηbrt

= 0,993.0,95.0,95.1 = 0,876

Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :

1.1.2.Xác định số vịng quay của động cơ
Trên trục cơng tác ta có:

nct=

60000.v
π.D

=100,7 (v/ph)

1


ndc ( sb ) = nct .usb

Trong đó :

usb = ud ubr

B


Tra bảng

2.4
[ I]
21

(2)

ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

Truyền động đai:

3

Truyền động bánh răng trụ:

ubr =

3,5 (hộp giảm tốc một cấp)

Thay số vào (2) ta có:

usb = ud ubr =

Suy ra :

3.3,5= 10,5

ndc ( sb ) = nct .usb =


100,7.10,5 =1057,35 (v/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndc =1500 (v/ph)
1.1.3.Chọn động cơ
Từ Pyc = 1,66 kW & ndc =1500 v/ph

Tra bảng phụ lục

P1.3
[ I]
238

+ kí hiệu : 4AX90L4Y3

ta có động cơ điện


Pdc =

+
+

ndc

+

d dc

2,2 (kW)


=1420 (v/ph)

=24 (mm)

1.2.Phân phối tỉ số truyền
1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
Theo tính tốn ở trên ta có:

ndc =

1429(v/p)

nct = !00,7(v/ph)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là :

1.2.2 Phânphối tỉ số truyền cho hệ


Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong

ubr

= 3,5

1.3.Tính các thơng số trên các trục
1.3.1.Số vịng quay
Theo tính tốn ở trên ta có: ndc = 1420(vg/ph)

Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là:


Số vòng quay thực của trục công tác là:

1.3.2.Công suất
Công suất trên trục cơng tác (tính ở trên) là: Pct = 1,66(
Cơng suất trên trục II là :

KW

)


Công suất trên trục I là :

Công suất thực của động cơ là:

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên trục I là :

Mômen xoắn trên trục II là :

Mômen xoắn trên trục công tác là:

Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :


1.3.4Bảng thông số động học

Thông
số/Trục


Động Cơ

I

II
U br

Công Tác
U kn

U

Ud = 4, 03

n(v/ph)

1420

352,36

100,7

100,7

P(KW)

1,90

1,79


1,68

1,66

T(N.mm)

12778,2

159324,7

157428

48514,3

=3,5

=1


II.TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI.
Tính tốn thiết kế bộ truyền đaithang.
 P = Pdc* = 1,90 ( KW )

T = Tdc = 12778, 2 ( N .mm )


 n = ndc = 1420 v p

U d = 4, 03



( )

Các thông số yêu cầu:

2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai.
Chọn đai thang thường.

Tra đồ thị

4.1
[ 1]
59

với các thông số

2.2.Chọn đường kính hai đai:
d1

Chọn

 P = 1,90 kW

 nđc = 1420v / ph

d1 và d 2

B


theo tiêu chuẩn theo bảng:

Kiểm tra vận tốc đai:

ta chọn tiết diện đai: 0

4.21
[ 1] :
63

d1=112 mm


v=

π .d1 .n π .112.1420
=
= 8, 32 m < 25 m
s
s ⇒
60000
60000

Xác định
ε

d2

thỏa mãn.


: d2 = u.d1.(1-ε) = 4,03.112. (1 – 0,03) = 437,8 mm

:Hệ số trượt, Chọn ε = 0,03
B

Tra bảng

4.26
[ 1]
63

ta chọn
ut =

Tỷ số truyền thực:

d2

d2
450
=
= 4,14
d1. ( 1 − ε ) 112. ( 1 − 0, 03 )

∆U =

Sai lệch tỷ số truyền :
⇒

theo tiêu chuẩn : d2 = 450 mm


Ut −U
4,14 − 4, 03
.100% =
.100% = 2, 43% < 4%
U
4, 03

Thỏa mãn.

2.3.Xác định khoảng cách trục a.

Dựa vào
Vậy :

ut = 4,14

B

. Tra bảng .

4.14
[ 1]
60

. Ta chọn

a
= 0.943
d2


a = 0.943.d 2 = 424,35 ( mm )

Chiều dài đai :

d +d (d −d )
L = 2.asb + π . 1 2 + 2 1
2
4.asb

2

112 + 450 ( 450 − 112 )
L = 2.424, 35 + 3,14.
+
= 1798,35 ( mm )
2
4.424,35
2


B

Dựa vào bảng

4.13
[ 1]
59

ta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn


Số vòng chạy của đai trong
⇒

1( s )

i=

.

L = 1800 ( mm )

( )

v 8,32
1
=
= 4, 62  ÷ < imax = 10 1
s
L 1,8
s

Thỏa mãn.
a=

Tính chính xác khoảng cách trục :
λ = L −π.

Trong đó :
∆=


λ + λ 2 − 8.∆ 2
4

d1 + d 2
112 + 450
= 1800 − 3,14.
= 1514,36mm
2
2

d 2 − d1 450 − 112
=
= 169mm
2
2

a=

Vậy:

1514,36 + 1514,362 − 8.1692
= 737,83 ( mm )
4

Xác định góc ơm trên bánh đai nhỏ:
α1 = 180° − 57°.

d 2 − d1
450 − 112

= 180° − 57°.
= 154o
a
737,83

Suy ra thỏa mãn
2.4.Tính số đai Z.
P : Công suất trên bánh đai chủ động P=1,90(KW)


B

[ P0 ]

:Công suất cho phép.Tra bảng

( s)

v = 8,32 m

Và
Z=

kd

.Ta có:

4.19
[ 1]
62


[ Po ] = 1,14 ( KW )


l0 = 1320 ( mm )


theo tiết diện đai O,

d1 = 112 ( mm )

Số đai Z được tính theo cơng thức:

P.kd
[ P0 ] .Cα .CL .Cu .Cz

B

:Hệ số tải trọng động.Tra bảng

4.7
[ 1]
55

ta được

kd = 1

:Hệ số ảnh hưởng của góc ơm.
B


Tra bảng
CL

Tra bảng

ta được:

Cα = 0,926

4.16
[ 1]
61

với

l 1800
=
= 1,36
l0 1320

ta được:

CL = 1, 064

:Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.
B

Tra bảng
Cz


với

α1 = 154

:Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.
B

Cu

4.15
[ 1]
61

4.17
[ 1]
61

với

ut = 4,14

ta được :

Cu = 1,14

:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai.


B


Tra bảng
Z=

Vậy:

4.18
[ 1]
61

Z' =

theo

P 1, 90
=
= 1, 67
[ P0 ] 1,14

P.kd
1,90.1
=
= 1,53
[ P0 ] .Cα .CL .Cu .Cz 1,14.0,926.1, 064.1,14.0,967

2.5. Các thông số cơ bản của bánh đai
Chiều rộng bánh đai : B = (Z-1).t + 2e
B

Tra bảng


ta được:

Cz = 0,967

4.21
[ 1]
63

ta được

h0 = 2,5(mm)

t = 12(mm)

e = 8(mm)
 H = 10(mm)

ϕ = 38o


B = (Z-1).t + 2e = (2-1).12+2.8 = 28 mm
Góc chêm của mỗi rãnh đai :

ϕ = 38o

Đường kính ngoài của bánh đai :
d a1 = d1 + 2.h o = 112 + 2.2,5 = 117(mm)



d a 2 = d 2 + 2.h o = 450 + 2.2,5 = 455(mm)


Đường kính đáy bánh đai:
d f 1 = d a1 − H = 117 − 10 = 107(mm)


d f 2 = d a 2 − H = 455 − 10 = 445(mm)


Lấy Z=2


2.6.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
F0 =

Lực căng ban đầu:

780.P.kd
+ Fv
v.Cα .Z

Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lưc căng :
B

qm - Khối lượng 1m đai, tra bảng
nên

Fv = qm .v 2


4.22
[ 1]
64

tiết diện đai O => qm = 0,061 (kg/m)

Fv = qm .v 2 = 0, 061.8,322 = 4, 22(N)

F0 =

Do đó:

780.P.k d
780.1,90.1
+ Fv =
+ 4, 22 = 100, 4 ( N )
v.Cα .Z
8,32.0,926.2

Lực tác dụng lên trục bánh đai:
 154° 
α 
Fr = 2.F0 .Z .Sin  1 ÷ = 2.100, 4.2.sin 
÷ = 391, 31 ( N )
 2
 2 

2.7.Tổng kết các thông số của bộ truyền đai

 P = 1,90 ( N )



 n = 1420 v ph

ud = 4,14


( )

Thông số
Tiết diện đai

Ký hiệu
O

Giá trị


Đường kính bánh đai nhỏ

d1 ( mm )

112

Đường kính bánh đai lớn

d 2 ( mm )

450


Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ

d a1 ( mm )

117

Đường kính đỉnh bánh đai lớn

d a 2 ( mm )

455

Đường kính chân bánh đai nhỏ

d f 1 ( mm )

107

Đường kính chân bánh đai lớn

d f 2 ( mm )

445

Góc chêm rãnh đai

ϕ°

38


Số đai

z

2

Chiều rộng đai

B ( mm )

28

Khoảng cách trục

a ( mm )

Góc ơm bánh đai nhỏ

α1 ( ° )

154

Lực căng ban đầu

F0 ( N )

100,4

Lực tác dụng lên trục


Fr ( N )

391,31

Thiết KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG

737,83


Thông số đầu vào:
P = PI= 1,79(kW)
T1= TI=48514,3(Nmm)
n1= nI=352,36(vg/ph)
u = ubr=3,5
Lh= 18000 (giờ)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
B

Tra bảng

6.1
[1]
92

, ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn:
•
•


Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyn: Tụi ci thin
HB :192 ữ 240

rn:
Ta chn HB2=230
ã Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
• Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
•

•
•
•
•
•

Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện
Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 245
Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)

3.2.Xác định ứng suất cho phép


3.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]

0


σ H lim
[σ H ] = S Z R Z v K xH K HL

H

0
[σ ] = σ F lim Y Y K K
R S xF
FL
 F
SF


, trong đó:

Chọn sơ bộ:
 Z R Z v K xH = 1

YRYS K xF = 1

SH, SF – Hệ số an tồn khi tính tốn về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra
B

bảng

6.2
[1]
94





σ

0
H lim

0
, σ F lim

với:

Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:

0
σ H lim = 2 HB + 70

 0
σ F lim = 1,8HB


Bánh chủ động:

Bánh bị động:

=>

0

σ H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560( MPa )

 0
σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441( MPa)


0
σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( MPa )

 0
σ F lim 2 = 1,8 HB1 = 1,8.230 = 414( MPa)



tải

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
trọng của bộ truyền:

 K HL = mH


 K = mF
 FL


NH 0
N HE
NF0
N FE


, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có
HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn:
2,4
 N HO = 30.H HB


6
 N HO = 4.10


2,4
 N HO1 = 30.H HB1 = 30.2452,4 = 1, 6.107

2,4
2,4
7
 N HO 2 = 30.H HB 2 = 30.245 = 1,3910

6
 N FO1 = N FO2 = 4.10

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

N
=N
= 60.c.n .t = 60.1.352,36.18000 = 3,8.108
HE1
FE1
1 ∑


⇒
n
352,36
N
=N
= 60.c.n .t = 60.c. 1 .t = 60.1.
.18000 = 1,1.108
HE 2
FE 2
2 ∑
∑
u
3,5




Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:

σ0
560
[σ H 1 ] = H lim1 Z R Z v K xH K HL1 =
.1.1 = 509 MPa )

SH1
1,1


σ0
530
.1.1 = 482( MPa)
[σ H 2 ] = H lim 2 Z R Z v K xH K HL 2 =
SH 2
1,1


0
[σ ] = σ F lim1 Y Y K K = 441 .1.1 = 252( MPa)
R S
xF
FL1
 F1
SF1
1, 75


0
σ F lim 2
414

YRYS K xF K FL 2 =
.1.1 = 236,5MPa)
[σ F 2 ] = S
1,75

F2

Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
=>

σ H = min(σ H 1 , σ H 2 ) = 481,8( MPa)

3.2.3. Xác định chiều dài cơn ngồi
Theo công thức (6.15a):

Re = K R

(u

2

+ 1) . 3

T1.K H β

K be .(1 − K be ).u.[ σ H ]


2

(MPa)


Với
▪T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1= TI=48514,3(N.mm)
▪[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 481,8( MPa).
▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánh
răng côn răng thẳng làm bằng thép =>

K R = 50 MPA1 3

U-Tỉ số truyền u=3,5
Kbe

=>

- Hệ số chiều rộng vành răng : chọn sơ bộ

K be = 0, 25

Kbe .u
0, 25.3,5
=
= 0, 5
2 − Kbe 2 − 0, 25

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

B

khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng
K be .u
=
2 − K be

0,5

-Sơ đồ bố trí là sơ đồ I
- HB <350
-Loại răng thẳng

-Ta được

 K H β = 1,185


 K F β = 1, 38


6.21
[1]
113

với


Do vậy


Re = K R

(u

2

+ 1) . 3

T1.K H β

K be .(1 − K be ).u.[ σ H ]

2

= 50. 3,52 + 1 3

48514,3.1,185
= 131,5
0, 25(1 − 0, 25).3,5.481,82

(mm)

3.4 Xác định các thơng số ăn khớp.
3.4.1 Đường kính vịng chia ngoài
d e1 =

2.Re
1+ u

2


Tra bảng B

2.131,5

=

1 + 3,52

6.22
114

= 72, 25mm

[1] với

d e1

=72,25 và tỉ số truyền là u=3,5 . ta được số răng

Ta có HB<350 => Z1=1,6.18=28.8 chọn Z1=28
Mơdun vịng ngoài
mte = de1/Z1 = 72,25/28 = 2,58

Tra bảng B

6.8
99

[1] chọn


M te

Mơdun vịng trung bình

theo tiêu chuẩn

M te

=3(mm)

M tm = (1 − 0,5.K be ) mte = (1 − 0,5.0, 25).3 = 2, 625

3.4.2 Xác định số răng : Z 2 = 87 chọn

Z1

=25

(mm)

Z p1 = 18


Z 2 = u.Z1 = 3,5.25 = 87,5

lấy

Z 2 = 87


Suy ra tỉ số truyền thực tế :

Vì ∆U =%< 4% , suy ra thoả mãn.
3.4.3

Xác định góc cơn

δ1 = arctg (25 / 87) = 16, 03o

δ 2 = 90° − 16, 03° = 73,97°

3.4.4 xác định hệ số dịch chỉnh :
Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều:
X1 + X 2 = 0

Tra bảng B

6.20
112

[1] với

Z1

=25 ;

Ut

=3,48 , ta được x1=0,368; x1=-x2=0,368


3.4.5 xác định đường kính trung bình và chiều dài cơn ngồi :
Đường kính trung bình
 d m1 = mtm .Z1 = 2, 625.25 = 65, 625 ( mm )


 d m 2 = mtm .Z 2 = 2, 625.87 = 228,375 ( mm )


Chiều dài cơn ngồi :


Re =

mte
3
. Z12 + Z 2 2 =
252 + 87 2 = 136
2
2

(mm)

3.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,48
Vận tốc trung bình của bánh răng:

Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,21(m/s) tra bảng [1] ta đựoc cấp chính
xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: + CCX=9
+HB<350

+v= 1,21(m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
KHv= 1,046
KFv= 1,046
Với cấp độ chính xác 9, khi đó cần gia cơng đạt độ nhámRa =2,5 ...1,25 (µm)
= 0,95.
HB<350 , v= 0,82(m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1.
với dm2 = 244,8(mm)< 700mm suy ra KxH=1
Chọn YR= 1

⇒

ZR


YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(3)= 1,04
Do bộ truyền bánh răng là bánh răng côn răng thẳng nên
K Hα

K Fα

=1
=1

Hệ số tập trung tải trọng:

K Hβ

= 1,185;


K Fβ

=1,38 chọn ở mục 2.3).

3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
3.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
σ H = Z M .Z H .Zε .

[σH ]

2.T1.K H . u 2t + 1
0,85b .ut .d m12

≤ [σ H ].

- ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σH ] [σH ]
=

.

z R .z v .k XH

=481,81.0,95=457,7 (MPa)

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5-T96: ZM= 274[MPa]1/3.
B


ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng
suy ra ZH=1.76
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng :

6.12
[1]
106

Với x1+x2=0 và được


Zε =

4 − εα
3

.

và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo cơng thức:

Suy ra:
Zε =

4 − εα
4 − 1, 715
=
= 0,873
3
3


KH –hệ số tải trọng khi tính tốn tiếp xúc
K H = K Hβ .K Hα .K Hv .

=1,185.1.1,046=1.24
Chiều rộng vành răng

Thay vào ta được:

b = K be .Re

=0,25.136=34 mm

2.48514,3.1, 24. 3, 482 + 1
σ = 274.1, 76.0,873.
= 422, 22
0,85.34.3, 48.65, 6252

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo cơng thức

[ σ H ] − σ H .100% = 457, 7 − 422, 22 .100% = 7, 75% < 10%
457, 7
[σH ]


 thỏa mãn
3.6.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
σ F1 =


σ F2 =

2.T1. .K F .Yε .Yβ .YF 1
0,85.b .d m1.mtm

σ F1 YF2
YF1

[σ F 1 ],[σ F 2 ]

≤ [ σ F1 ]

≤ [σ F2 ]

- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YRYS K xF = 252.1, 04.1 = 262( MPa)

[σ F 2 ] = [σ F1 ].YRYS K xF = 236,5.1, 04.1 = 246( MPa)

trong đó

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Yβ = 1

Do là bánh răng thẳng

(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
YF1 , YF2

- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương