TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
Khoa Cơ Khí
Bộ môn THIẾT KẾ MÁY
BÀI TẬP LỚN Môn CƠ HỌC MÁY
ĐỀ SỐ:

PHƯƠNG ÁN SỐ:

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, Ft (N)
: 2000
Vận tốc xích tải, v (m/s)
: 5
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13
Bước xích tải, p (mm)
: 110
Thời gian phục vụ, L (năm)
: 3
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu   5 %.
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  H  480MPa .
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  F  240MPa .
Ứng suất mỏi uốn của vật liệu chế tạo trục  1F  50MPa .
Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220.
Bộ truyền đai thang (số 2) đặt nằm ngang.
---------------------------------------------------------------------------------------------------------------Trong các chương sau có sử dụng các tài liệu tham khảo sau:
[1] Cơ sở thiết kế máy - Nguyễn Hữu Lộc
[2] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1 – Trịnh Chất

[3] Động cơ điện Việt Nam Hungary
Tài liệu tham khảo có thể download từ trang E learning.


Chương 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện :
* Công suất cực đại trên trục xích tải :
Pmax 

Ft  v 2000  5

 10kW
1000
1000

* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):
  d .br .k .ol2  0.96  0.98 1 0.9952  0.931

* Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pct 

Pdt





10
 10.74kW

0.931

* Chọn động cơ :
Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn
ud  2  5 và ubr  3  5
Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
u  ud .ubr  2  5  3  5  6  25

Số vòng quay trục xích tải
nm 

6.10 4  v 6.10 4  5

 209.8v / ph
pc  Z
110  13

Số vòng quay dự kiến của động cơ
ndc  nm .u  209.8  6  25  1260  5250v / ph .

Căn cứ theo Pct , ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo
động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]). Có 2 lựa chọn là 3K160S2 Pdc=11KW
ndc= 2940v/ph và 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph
=> Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph
Ghi chú: nếu có nhiều loại động cơ để lựa chọn thì nên ưu tiên loại động cơ có ndc  1500v/ph
vì đây là loại động cơ phổ biến nhất trên thị trường.
1.2 Phân phối tỉ số truyền :
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
u  ud .ubr 


ndc 1460

 6.96
nm 209.8

Do ud  2  5 , ta chọn trước :
ud  2  ubr 

u 6.96

 3.48
2
ud

Công suất trên trục dẫn xích tải


Pm  10 kW

Công suất trên trục II của HGT
PII 

Pm

 k ol



10
 10.05kW

1 0.995

Công suất trên trục I của HGT
PI 

PII

br ol



10.05
 10.31kW
0.98  0.995

Công suất trên trục động cơ
Pdc 

PI

d



10.31
 10.74kW
0.96

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:
Trục

Công suất P(KW)
Tỉ số truyền

Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGTTrục dẫn xích tải
10.74

10.31

Uđ=2

10.05
Ubr=3.48

10
Uk=1

Số vòng quay n(v/ph)

1460

730

209.8

209.8

Moment xoắn T(N.mm)

70251


134877

457471

455195

Lưu ý: Công thức tính mômen xoắn T  9.55  106

P
n


Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1 Thông số ban đầu khi thiết kế bộ truyền đai thang
Theo bảng số liệu từ chương 1
* Thông số đầu vào : P1 = 10.74 kW; n1 = 1460 v/ph; T1 = 70251 Nmm; u = 2
* Theo hình 4.22 tài liệu [1] => ta chọn đai thang loại B.
* Theo bảng 4.3 tài liệu [1] ta có bp = 14 mm; bo = 17 mm; h = 10.5 mm; y0 = 4 mm; A = 138
mm2; L = 800..6300 mm; T1=40..190Nm ; dmin = 140..280 mm
2.2 Trình tự thiết kế :
2.2.1 Tính d1 :
Ta có dmin = 140 mm => chọn d1 = 1.2 dmin = 1.2  140 = 168 (mm)
=> chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 180 (mm) (trang 152 tài liệu [1])
2.2.2 Vận tốc vòng :
v1 

 .d1.n1
60000




  180  1460
60000

 13,763(m / s )  [v]  25(m / s )

=> chấp nhận d1 = 180 (mm)
2.2.3 Tính d2 :
Chọn  = 0.02  d2 = ud  d1  (1 - ) = 2 180 (1 – 0.02) = 352,8 mm
=> chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 355 mm
2.2.4 Chọn sơ bộ khoảng cách trục a (trang 153 tài liệu [1])
vì ud  2 nên chọn khỏang cách trục sơ bộ a = 1,2d2 = 426 mm
2.2.5 Kiểm tra điều kiện khỏang cách trục
2(d1  d 2 )  a  0,55(d1  d 2 )  h  2(180  355)  a  0,55(180  355)  10.5  1070  a  305

=> a sơ bộ thoả điều kiện
2.2.6 Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ :


L  2a 

 .(d1  d 2 )
2



(d 2  d1 ) 2
 (180  355) (355  180) 2
 2  426 


 1710mm
4a
2
4  426

Theo tiêu chuẩn (trang 127 tài liệu [1]), ta chọn L = 1800 (mm)
2.2.7 Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây
i

v1 13,763
1
1

 7,65  i   10
L
s
s
1,8

2.2.8 Tính chính xác lại a theo L tiêu chuẩn:
2




 d  d1 





 L  d 2  d1    L  d 2  d1   8 2
2
2

 2 



a
4

2

2

2



 355  180 





1800  355  180   1800  355  180   8
2
2
2







a
 471,7 mm  472mm
4

2.2.9 Góc ôm đai 1 :
1  180 

0
57( d 2  d1 )
57(355  180)
 180 
 1590 1 > 120 => d2, d1, a thỏa điều kiện cho phép.
a
472

2.2.10 Tính số đai Z :
Z

P1
[ P0 ].C .Cu .CL .Cz .Cr .Cv

+ P1 = 10,74 kW
+ [P0] = 4 kW
 1

 1,24  (1  e 110 )

+ C
+ Cu = 1.13

(L0 = 2240 mm – bảng 4.21b tài liệu [1])
159
 1,24  (1  e 110 )

 0.948 (trang 151 tài liệu [1])

(Bảng 4.9 tài liệu [1])

+ CL  6 L  6 1800  0.964 (trang 152 tài liệu [1])
L0

2240

+ Cz = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) (trang 152 tài liệu [1])
+ Cr = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) (bảng 4.8 tài liệu [1])
+ Cv  1  0.05  (0.01v 2  1)  1  0.05  (0.01  13.763 2  1)  0.955 (trang 151 tài liệu [1])


Số dây đai thang cần thiết
=> Z 

10.74
 3.36
4  0,948  1,13  0,964  0,9  0,9  0,955


Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn Cz )
2.2.11 Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai (trang 63 tài liệu [2]):
Chiều rộng bánh đai :
B = ( Z - 1 )  e + 2f = ( 4 - 1 )  19 + 2  12.5 = 82 mm
Đường kính ngoài bánh đai:
da = d + 2b; ( b = 4.2)  da = 160 + 24.2 = 168.4 (mm)
2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục :
Lực căng đai ban đầu : (do đai thang nên ứng suất căng ban đầu 0 = 1.5 MPa)
Fo = 0  Z  A = 1.5  4  138 = 828 N
Lực tác dụng lên trục:
Fr  2 F0 sin(

1
2

159
)  1628N
)  2  828  sin(
2

2.3 Thông số của bộ truyền đai thang:
P1 (kW)

n1 (v/ph)

F0 (N)

Fr (N)

10.74

Z
4

1460
d1 (mm)
180

828
d2 (mm)
355

1628
a (mm)
472

1 (0)
159
L (mm)
1800

u
2
B (mm)
82


Chương 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG
3.1 Số liệu ban đầu:
Mômen xoắn T1 = 134877 Nm

Công suất truyền P1 = 10.31 kW
Số vòng quay trục dẫn n1 = 730 v/ph
Tỉ số truyền u = 3.48
Ứng suất cho phép:
Ứng suất mỏi tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  H  480MPa
Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  F  240MPa
3.2 Trình tự thiết kế:
3.2.1 Khỏang cách trục a
a  43u  13

K H T1

 ba  H  02u

(công thức 6.90 tài liệu [1])

Do HB<350 và bánh răng lắp đối xứng nên chọn  ba  0.4 (bảng 6.15 tài liệu [1])
 bd 

 ba u  1
2



a  43  3.48  13

0.43.48  1
 0.9 (trang 228 tài liệu [1]). Chọn KH = 1.04 (bảng 6.4 tài liệu [1])
2
1.04  134877

 146mm
0.4  480 2  3.48

3.2.2 Chọn mô đun:
mn  0.01 ~ 0.02a  1.46 ~ 2.92mm

Chọn theo tiêu chuẩn mn = 2 mm (trang 195 tài liệu [1])
3.2.3 Số răng bánh nhỏ:
Z1 

Vì

2.a. cos  2  146  cos 

mn (u  1)
2  3.48  1

80    200

nên 30,62  Z1  32,27 chọn Z1 = 32 răng.

3.2.4 Số răng bánh lớn:


Z 2  u.Z1  3.48  32  111.36

chọn Z2 = 112 răng

3.2.5 Kiểm tra lại số vòng quay trục xích tải :
nmtt 


ndc
n
 dc 
u  u d ubr

1460
 207,28v / ph
355
112

1801  0,02 32

Sai số so với số vòng quay mong muốn
n 

nmtt  nm
nm

 100 

207 ,28  209,8
209,8

 100  1.2%  n   5%

3.2.6 Góc nghiêng răng :
 mn Z 2  Z1  
1  2  112  32  
0

0
'
"
  cos 
  9.49  9 29 40.29
2.a
 2  146 



  cos 1 

3.2.7 Bề rộng bánh răng :
b   ba .a  0.4  146  58,4 mm chọn b=59mm

3.2.8 Đường kính vòng chia bánh nhỏ :
d1 

mn .Z1
2  32

 64.89mm
cos 
cos 9.49 0

3.2.9 Đường kính vòng chia bánh lớn :
d2 

mn .Z 2
2  112


 227,11mm
cos 
cos 9.49 0

3.2.10 Khoảng cách trục :
a

d1  d 2 64,89  227,11

 146mm
2
2

3.3 Kiểm nghiệm ứng suất
3.3.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
 0H 

Z M Z H Z
d1

2.K H .T1.u  1
  H 
b.u


Với: Z M  275 MPa (do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép)
ZH 
Z 


2. cos 
sin( 2 )
1





 ZH 

2. cos 9.49 0
 1.752
sin( 2  20)

1
 0.755
1.753



 1

;

1 







0
Với    1.88  3.2    cos   1.88  3.2 
 cos 9,49  1.753
32
112
Z
Z




2 
 1

Hệ số tải trọng tính
1

1

K H  K H K HV K H

Lập tỉ số  bd 

b
59

 0.91
d1 64,89


Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với  bd  0.91 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220  K H  1.035
Vận tốc vòng
v

 .d1.n1
6  10

4



  64.89  730
6  10 4

 2.48m / s

Tra bảng 6.3 tài liệu [1]  chọn cấp chính xác 9. Tra bảng 6.6 tài liệu [1]  K HV  1.06
K H  1.13 (bảng 6.11 tài liệu [1]). Vậy K H  1.035  1.06  1.13  1.24
Tỉ số truyền
u

112
 3.5
32

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng
 0H 

275  1.752  0.755 2  1.24  134877  3.5  1

 479MPa
64.89
59  3.5

Vậy  0 H  479 MPa   H 0  480MPa nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.
(không nên nhỏ hơn 10% và không được lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho
phép)
3.3.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Hệ số tải trọng tính
K F  K F K FV K F  1.065  1.13  1  1.2

Tra bảng 6.4 tài liệu [1] với  bd  0.91 , bánh răng lắp đối xứng ổ trục và HB=220
 K F  1.065 ;
Tra bảng 6.6 tài liệu [1]
 K FV  1.13 ;
K F 

4     1CCX  5 4  1.753  1  9  5

1
4. 
4  1.753

Số răng tương đương


Z td 1 
Z td 2 

Z1

32

 33,35 răng;
cos 3  cos 3 9,49
Z2
3

cos 

112



cos 3 9,49

 116,73 răng

Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0)
YF1  3.47 

13.2
13,2
 3.47 
 3.866 ;
33,35
Z td 1

YF 2  3.47 

13.2

13,2
 3.47 
 3.583 ;
116,73
Z td 2

Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
Y 

1





1
 0.57
1.753

Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng
Y  1   



với    b

120

Y  1  1.548 


sin 9.49 0
sin 
 59 
 1.548 ;
 .mn
 2

9,49
 0.877
120

Lực vòng trên bánh dẫn
Ft 

2.T1 2  134877

 4157 N
d1
64.89

Lập tỉ số
Vì

 F1  0
YF1



 
240

240
 62 và F 2 0 
 67 .
3.866
3.583
YF 2

 F1  0   F 2  0 ta tính cho bánh dẫn
YF1

YF 2

Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm
 0 F1 

K F .YF 1.Y .Y .Ft
b.mn



1.2  3.866  0.57  0.877  4157
 82 MPa
59  2

Vì  0 F1  82MPa   F1 0  240MPa nên bánh răng đủ bền uốn.

3.4 Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục
a = 146 mm
Mô đun pháp

mn = 2 mm
Số răng
Z1 = 32 răng
Z2 = 112 răng
0
( = 9029’40.29”)
Góc nghiêng
 = 9,49
Đường kính vòng chia
d1 = 64.89 mm
d2 = 227.11 mm
Đương kính vòng đỉnh răng
da1 = 68.89 mm da2 = 231.11 mm
Đương kính vòng chân răng
di1 = 59.89 mm di2 = 2223.61 mm
Bề rộng bánh răng
b1 = 63 mm
b2 = 59 mm
(bề rộng b2 bằng bề rộng tính toán ở trên, bề rộng b1 lớn hơn b2 từ 4-6mm)


3.5 Lực ăn khớp
Lực vòng Ft1  Ft 2 

2.T1 2  134877

 4157 N
d1
64.89


Lực dọc trục Fa1  Fa 2  Ft1. tan   4157  tan 9,49  695 N
Lực hướng tâm Fr1  Fr 2 

Ft1. tan  nw 4157  tan 20 0

 1534 N
cos 
cos 9.49 0


Chương 4:

THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Vẽ sơ đồ trục:
Sơ đồ chọn chiều dài các trục

Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục

4.2 Thiết kế trục I:
Ứng suất mõi uốn của vật liệu chế tạo trục [F]-1 = 50 Mpa;

4.2.1 Chọn kích thước chiều dài trục
Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 63 mm ; Chọn sơ bộ Bổlăn = 20 mm ;


4.2.2 Thay trục bằng dầm sức bền:

Với T1 = 134877 Nm ; Fr = 1628 N ; Ft1 = 4157 N; Fr1 = 1534 N;
Fa1 = 695 N; M a1  Fa1


d1
64.89
 695 
 22550 Nmm
2
2

4.2.3 Tính phản lực gối tựa.
Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A


 M XA   Fr .76  M a1  Fr1 .65  RBY .130  0
Phản lực tại gối B theo phương đứng
R BY 

76.Fr  M a1  65.Fr1 76  1628  22550  65  1534

 11,3 N
130
130

Phương trình cân bằng lực theo phương Y

  F Y   Fr  RAY  Fr1  RBY  0
Phản lực tại gối A theo phương đứng

R AY  Fr  Fr1  R BY  1628  1534   11.3  3173,3 N

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A



 M YA  65.Ft1  130.RBX  0
Phản lực tại gối B theo phương ngang
R BX 

65
4157
Ft1 
 2078,5 N
130
2

Phương trình cân bằng lực theo phương X
  FX  RAX  Ft1  RBX  0
Phản lực tại gối A theo phương ngang
R AX  Ft1  R BX  4157  2078,5  2078,5 N

4.2.4 Vẽ biểu đồ nội lực

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)


Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)

Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)

4.2.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng
M td  M X2  M Y2  0.75.T 2  23285 2  1351032  0.75  134877 2  180108 Nmm


4.2.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm.

Ký hiệu tiết diện 1 – 3 là trục 1, tiết diện thứ 3 (từ trái sang phải)
d13  3

M td
180108
3
 33mm
0.1 F 1
0.1  50

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên chọn d13  35mm Từ d13 ta chọn các đường kính
còn lại d11 = 28mm; d12 = 30 mm; d14 = 30 mm.
4.3 Thiết kế trục II:
4.3.1 Chọn kích thước chiều dài trục II có khoảng cách giống trục I


4.3.2 Thay trục bằng dầm sức bền

Với T2 = 457471 Nm ; Ft2 = 4157 N; Fr2 = 1534 N;
Fa2 = 695 N; M a 2  Fa 2

d2
227.11
 695 
 78921Nmm
2
2


4.3.3 Tính phản lực gối tựa.

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A


 M XA   Fr 2 .65  M a 2  RBY .130  0
Phản lực tại gối B theo phương đứng
RBY 

65.Fr 2  M a 2 65  1534  78921

 159,92 N
130
130

Phương trình cân bằng lực theo phương Y
  F Y   R AY  Fr 2  RBY  0

Phản lực tại gối A theo phương đứng

R AY   Fr 2  R BY  1534   159,92  1374.08 N

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A


 M YA  65.Ft 2  130.RBX  0
Phản lực tại gối B theo phương ngang
RBX 


65.Ft 2 65  4157

 2078,5 N
130
130

Phương trình cân bằng lực theo phương X
  FX  R AX  Ft 2  RBX  0

Phản lực tại gối A theo phương ngang

R AX   Ft 2  R BX  4157   2078,5  2078,5 N

4.3.4 Vẽ biểu đồ nội lực.


Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm)

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang My (Nmm)

Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)

4.3.5 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng
M td  M X2  M Y2  0.75.T 2  89315 2  135103 2  0.75  4574712  428007 Nmm

4.3.6 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm.

Ký hiệu tiết diện 2–2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)

d 22  3

M td
428007
3
 44mm
0.1 F 1
0.1  50

Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5%.
Chọn d 22  48mm Từ d22 ta chọn các đường kính còn lại d21 = 40 mm; d23 = 40 mm; d24 = 38
mm.


Chương 5:
THIẾT KẾ Ổ LĂN
5.1 Thiết kế ổ trên trục 1

Lực hướng tâm tác động lên ổ A
2
2
FrA  R A  R AX
 R AY
 2078,5 2  3130,45 2  3758 N

Lực hướng tâm tác động lên ổ B
2
2
FrB  RB  RBX
 RBY

 2078,5 2  31,552  2079 N

Lực dọc trục Fa1 hướng vào ổ B.
Lập tỉ số
Do

Fa1
695

 0.33  0.3
FrB 2079

Fa1
 0.3
FrB

vậy chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy. Theo bảng P2.12 trang 263 tài liệu [2], do ngõng

trục của trục 1 theo phần tính trục có d=30, chọn 2 ổ loại 46X06 có  = 260 (tr 381 tài liệu [1]).
Ký hiệu 46106 46206 46306
C(kN)
11,2
17,2
25,6
C0(kN) 8,03
12,2
18,17
(chú ý: kiểu 36000 có  = 120, kiểu 46000 có  = 260, kiểu 66000 có  = 360)
Theo bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e = 0,68. Lắp kiểu chữ “O”.Lực dọc trục phụ
FSA = e.RA = 0.68  3758 = 2555 N

FSB = e.RB = 0.68  2079 = 1414N
Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A
 FaA  FSB  Fa1  1414  695  719 N
Vì

F

aA

 FSA nên chọn lại  FaA  2555 N

F
2555
 0.68  e nên tra bảng 11.3 tài liệu [1]  X = 1; Y = 0
Lập tỉ số  aA 
V .FrA

1  3758

Tải trọng tương đương trên ổ A.
với V  K  K  1
Q A   X .V .FrA  Y . FaA .K .K
Q A  1  1  3758  0  2555  1  1  3758 N  3,758kN

Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B
 FaB  FSA  Fa1  2555  695  3250 N
F
3250
Lập tỉ số  aB 
 1,56  e nên X = 0.41; Y = 0,87

V .FrB

2079

Tải trọng tương đương trên ổ B

QB  0.41  1  2079  0.87  3250   1  1  3680 N  3,68kN


Do QA  QB nên ta tính cho ổ A. Do ổ bi nên m  3
Tuổi thọ ổ
L

60.n1.Lh 60  730  3  300  1  8

 315,36
10 6
10 6

triệu vòng

Hệ số khả năng tải động
Ctt  Q A 3 L  3,758  3 315,36  25,58

kN

Tra bảng chọn ổ 46306 có C  25,6kN  Ctt
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,5; Y0 = 0,37
Q0 A  X 0 FrA  Y0  FaA  0,5  3758  0,37  2555  2824 N =2,84kN
Q0 A  FrA  3,758 kN


Chọn Q0Amax = 3,758 kN < C0 =18,17kN. Vậy ổ đủ bền tĩnh.
5.2 Thiết kế ổ trên trục 2

Lực hướng tâm tác động lên ổ A
2
2
FrA  R A  R AX
 R AY
 2078,5 2  1374,08 2  2491,64 N

Lực hướng tâm tác động lên ổ B
2
2
FrB  RB  RBX
 RBY
 2078,5 2  159,92 2  2084,64 N

Lực dọc trục Fa2 hướng vào ổ A. Lập tỉ số
Do

Fa 2
 0.3
FrA

Fa 2
695

 0.28  0.3
FrA 2491,64


vậy chọn ổ bi đỡ 1 dãy. Theo bảng P2.7 trang 254 tài liệu [2], do ngõng trục của

trục 2 theo phần tính trục có d=40, chọn 2 ổ loại X08.
Ký hiệu 108 208 308 408
C(kN)
13,2 25,6 31,9 50,3
C0(kN) 9,45 18,1 21,7 37
Giả sử chọn ổ 108. Lập tỉ số

Fa 2 0,695

 0,074
C0
9,45

Tra bảng 11.3 tài liệu [1] ta có e=0,27 (nội suy tuyến tính)
Lập tỉ số

Fa
695

 0.28  e
VFrA 1  2491,64

Vậy X=0,56 ; Y=1,6 (nội suy tuyến tính)
Tải trọng tương đương trên ổ A

Q A  0,56  1  2491,64  1,6  695  1  1  2507 N  2,51kN


Do ổ B không chịu lực dọc trục nên
Tải trọng tương đương trên ổ B

Fa
 0  e . Vậy X=1 ; Y=0;
VFrB


QB  1  1  2084,64  0  0   1  1  2084,64 N  2,09kN

Do QA  QB nên ta tính cho ổ A. Vì là ổ bi nên m = 3.
Tuổi thọ ổ
L

60.n1.Lh
10

6



60  209.8  3  300  1  8
 90,63
10 6

triệu vòng

Hệ số khả năng tải động
Ctt  Q A 3 L  2,51  3 90,63  11,27 kN


Chọn ổ 108 có C  13,2kN  Ctt là đúng
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 tài liệu [1] ta có X0 = 0,6; Y0 = 0,5
Q0 A  X 0 FrA  Y0 Fa  0,6  2491,64  0,5  695  1843N  1,84kN

Q0 A  FrA  2,49kN

Chọn Q0Amax = 2,49 kN < C0 =9,45kN. Vậy ổ đủ bền tĩnh.
Hết Bài tập lớn


TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

BÀI TẬP LỚN

Môn CƠ HỌC MÁY
ĐỀ SỐ 2

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

D

v

Hệ thống dẫn động băng tải gồm:
1- Động cơ điện; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ; 4- Bộ truyền xích ống
con lăn; 5- Bộ phận công tác (Băng tải).
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên băng tải, F(N): 5000

Vận tốc băng tải, v(m/s):
5
Đường kính tang dẫn của băng tải, D (mm): 460.
Thời gian phục vụ, L(năm):
3.
Quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8
giờ)
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu   5 %

Ứng suất tiếp xúc của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  H  480MPa
Ứng suất uốn của vật liệu chế tạo 2 bánh răng  F  240MPa

Độ rắn của vật liệu chế tạo bánh răng HB=220
Bộ truyền xích (số 4) đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được, khoảng cách
trục a  40 pC


Chương 1 :
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện:
Ft  v

Pmax 



2000  5

1000
1000

* Công suất cực đại trên trục xích tải :
* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống (Bảng 3.3 tài liệu [1]):

 10kW

    x .br . k .ol2  0.93  0.98 1 0.9952  0.902

* Công suất cần thiết trên trục động cơ : Pct 

Pdt





10
 11.08kW
0.902

* Chọn động cơ : Theo bảng 3.2 tài liệu [1] ta nên chọn u x  2  5 và ubr  3  5
Vậy tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống u  ud .ubr  2  5 3  5  6  25
Số vòng quay trục xích tải nm 

6.10 4  v 6.10 4  5

 207.6v / ph
 D
  460

ndc  nm .u  207.6  6  25  1245  5190v / ph .Căn


Số vòng quay dự kiến của động cơ

cứ theo Pct

, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện
Việt Nam Hungary sản xuất (tài liệu [3]). Có 2 lựa chọn là 3K160S2 Pdc=11KW ndc= 2940v/ph
và 3K160S4 Pdc=11KW ndc=1460v/ph => Ta chọn động cơ 3K160S4, ndc=1460v/ph
1.2 Phân phối tỉ số truyền :
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống u  u d .ubr 
Ta chọn : u x  2  ubr 

ndc 1460

 7.03
nm 207.6

u  7.03

 3.52
ud
2

Công suất trên trục dẫn xích tải Pm  10kW
Công suất trên trục II của HGT PII 
Công suất trên trục I của HGT PI 
Công suất trên trục động cơ Pdc 

PI


Pm

 k ol
PII

br ol

x






10
 10.05kW
1 0.995

10.05
 10.31kW
0.98  0.995

10.31
 11.08kW
0.93

Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:
Trục động cơ Trục I HGT Trục II HGTTrục dẫn xích tải

Trục


11.08

Công suất P(KW)

10.31

Ubr=3.52

Tỉ số truyền

10.05

10

Ux=2

Uk=1

Số vòng quay n(v/ph)

1460

414.8

207.4

207.4

Moment xoắn T(N.mm)


72475

237369

462765

460463

Lưu ý: Công thức tính mômen xoắn T  9.55  106

P
n


Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN
2.1 Thông số ban đầu
Theo bảng số liệu chương 1
 Thông số đầu vào : P1 = 10.31 kW; n1 = 414.8 v/ph; T1 = 237369 Nmm; ux = 2
 Điều kiện làm việc: đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, đĩa xích điều chỉnh được, khoảng
cách trục a  40 pC
2.2 Trình tự thiết kế:
 Chọn xích 1 dãy  Kx =1
 Chọn số răng Z1  29  2u  29  2  2  25 răng > Zmin = 11 răng


Số răng Z 2  u.Z1  2  25  50 răng < Zmax = 120 răng




Hệ số điều kiện sử dụng (trang 180 tài liệu [1])
 Kr =1.2 (va đập nhẹ)


Ka = 1 ( a  40 pC )







K0 = 1 (đặt nằm ngang)
Kb = 1.5 (bôi trơn định kỳ)
Kdc = 1 (đĩa xích điều chỉnh được)
Klv = 1 (làm việc 1 ca)



Hệ số răng đĩa dẫn K Z 



Hệ số vòng quay trục dẫn K n 

K  K r K a K 0 K b K dc K lv  1.2  1  1  1.5  1  1  1.8
25 25

1

Z1 25
n01
400

 0.964 (Lưu ý chọn n01 sao cho gần giá trị
n1
414.8

n1 nhất)
K .K Z .K n
1.8  1  0.964
P1 
 10.31  17.9kW
Kx
1



Công suất tính toán Pt 



Tra bảng 5.4 tài liệu [1] chọn bước xích tiêu chuẩn pc  25.4mm có [P0]=19kW.



Theo bảng 5.2 tài liệu [1], kiểm tra số vòng quay n1  414,8  nth  800v / ph




Vận tốc vòng v 



Đường kính vòng chia d1 



Lực vòng Ft 



Số mắt xích X 

Z1 pc n1 25  25,4  414,8

 4,39m / s
6  10 4
6  10 4
pc
25,5

 202,66mm
 180 
 180 
sin



sin 

 25 
 Z1 

2T1 2  237369

 2343 N
d1
202,66
2

2

2a Z 2  Z1  Z 2  Z1  pc
50  25  50  25  1


 2  40 

 117,9 mắt


pc

a
2
2
2

 2  40







Chọn X=118 mắt
Tính chính xác lại a
2
2

Z  Z1
Z  Z1 

 Z  Z1  
a  0.25 pc  X  2
 X  2
  8 2


2
2 

 2  


2
2

50  25
50  25 

 50  25  

 0,25  25,4 118 
 118 
  1017,33mm
  8

2
2 
 2  




Để xích không bị căng ta giảm khoảng cách trục a  0.002 ~ 0.004 a  2 ~ 4mm
Chọn a = 1015mm
Z1n1 25  414,8

 5,86 s 1
15 X
15  118

<[i]=20 s-1 (bảng 5.6 tài liệu [1])



Số lần va đập trong 1 giây i 




Lực tác động lên trục (công thức 5.19 tài liệu [1]) Fr  K m Ft  1,15  2343  2695 N



Chú ý: do bề rộng đĩa xích thướng rất bé nên phải làm bề rộng moay ơ lớn. Thông
thường chọn bề rộng maoy ơ lm  0,8 ~ 1,5d với d là đường kính trục.

(Tính bánh răng, trục, ổ giống bài trên)