Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
Lời nói đầu
Nớc ta đang trên con đờng tiến lên công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với đờng
lối xây dựng chủ nghĩa xã hội. Đảng ta đã đề ra 3 cuộc cách mạng, trong đó cuộc
cách mạng khoa học kỹ thuật là then chốt để tạo ra của cải cho xã hội. Do đó phải u
tiên công nghiệp nặng một cách hợp lý.
Trong giai đoạn công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nớc, con ngời không thể thiếu
máy móc bởi vì nó là một phơng tiện từ trớc đến nay đã giúp đỡ con ngời giải quyết
đợc nhiều vấn đề mà con ngời không có khả năng làm việc đợc.
Hiện là một sinh viên đang theo học tại Trờng đợc trang bị những
kiến thức cấn thiết về lý thuyết và tay nghề. Để sau này với vốn kiến thức đã đợc
trang bị em có thể góp một phần nhỏ bé để làm giầu cho đất nớc. Thời gian vừa
qua em đợc giao đề tài: Thiết kế hệ dẫn động băng tải. Với sự chỉ bảo tận tình
của thầy giáo hớng dẫn và các thầy trong khoa cùng các bạn đồng nghiệp và sự nỗ
lực của bản thân em đã hoàn thành đề tài. Tuy nhiên trong quá trình làm việc mặc
dù đã cố gắng hết mình nhng do trình độ có hạn và còn ít kinh nghiệm, nên không
thể tránh sai sót. Em kính mong nhận đợc sự chỉ bảo của thầy cô để đề tài của em
đợc hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!
Trờng ĐHSP KT Hng Yên
Ngày 29 tháng 09 năm 2008
Sinh viên:

Nguyễn Duy Nam
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

1
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí

Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy
Đề số: 1A
Thiết kế hệ dẫn động bNG tải
1
2
3
1
2
3
M
max
= 1,5M
D
P
V
B
5
6
I
II
4
III
IV
5s
4h 4h
8h
M

0.6M
Lợc đồ hệ dẫn động băng tải
1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai
4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. Băng tải
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

2
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
Số liệu cho tr ớc:
1 Lực kéo băng tải F 8750 N
2 Vận tốc băng tải V 0.45 m/s
3 Đờng kính băng tải D 300 mm
4 Thời gian phục vụ L
h
24000 giờ
5 Số ca làm việc 1 ca
6 Góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài

30
o
độ
7 Đặc tính làm việc êm
Khối l ợng thiết kế
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3):
- 01 bản tổng thể 3 hình chiếu
- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu
2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):

3 01 Bản thuyết minh(A4)
Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.
- Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần V : Tính và chọn then.
- Phần VI : Thiết kế gối đỡ trục.
- Phần VII : Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

3
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
- Phần VIII : Bôi trơn hộp giảm tốc.
Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I-1 Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu loại động cơ
Hiện nay, có hai loại động cơ là động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. Để
thuận tiện, phù hợp với lới điện hiện nayta chọn động cơ điện xoay chiều. Trong số các
loại động cơ điện xoay chiều, ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng
sóc( còn gọi là động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch) Nó có những u
điểm: Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực
tiếp vào lới điện ba pha không cần phải biến đổi dòng điện.
2. Các kết quả tính toán trên băng tải
a. Mô men thực tế trên băng tải
Ta có mô men thực tế trên băng tảI T

bt
=
2
D.F
=
2
300.8750
=1312,5 (Nm)

b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay đòng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trờng quay) đợc xác định theo
công thức:
n
db
=
p
f.60
(I 2)
Trong đó: f tần số của dòng điện xoay chiều; mạng điện ở nớc ta có f = 50 Hz
p số đôi cực từ (chọn p = 2 ,động cơ điện loại K)

n
db
=
2
50.60
= 1500 (vòng/phút)
Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, chọn số vòng quay của băng tải là:
n
bt

=
D
v
.
.10.60
3

(vòng/phút)
với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 0,45 m/s)
n
bt
=
300.14,3
45,0.10.60
3
= 28,66 (vòng/phút)
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

4
Với F = 8750 N : Lực kéo băng
tải
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
c. Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọi

ht
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức:



ht
=

k
.

đ
.

brt
.

ol
3

x
(I 3)
Trong đó:

k
hiệu suất của khớp nối.


đ
- hiệu suất của bộ truyền đai thang.


brt

hiệu suất của bộ truyền bánh răng tr.


ol
hiệu suất của một cặp ổ lăn.


x
hiệu suất của bộ truyền xích.
Theo bảng 2.3 tr.19 TTTKHDĐCK tập 1, ta có:

k
= 1 ;

đ
= 0,95 ;

brt
= 0,97 ;

ol
= 0,99 ;

x
= 0,92
Thay các giá trị trên vào (I 3), ta đợc:


ht
= 1. 0,95. 0,97. (0,99)

3
.0,92 = 0,82
3. Chọn động cơ điện theo công suất:
a. Mômen đẳng trị:
T
đtbt
=


=
=
n
k
k
n
k
k
k
t
tT
1
1
.
2
(I 4)
Trong đó, T
k
mômen thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải ;
t
k

thời gian tác động của mô men thứ k.
Theo đề bài, ta có: T
1
= M ; T
2
= 0,6M
t
1
= 4h ; t
2
= 4h
Từ đó, ta có kết quả:
T
đtbt
=
8
4.)6,0(4.
22
MM +
= M
8
4.36,04 +

T
tbt
= 1082,32 (Nm) trong ú M= T
bt
b. Công suất đẳng trị trên băng tải:

P

đtbt
=
9550
.
btdtbt
nT
=
9550
66,28.32,1082
= 3,25 (Kw)
c. Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:
P
đtđc
=
ht
dtxt
P

=
82,0
25,3
= 3,96 (Kw)
Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K132M4 kiểu có bích,
có các thông số kỹ thuật đợc tra theo bảng P1.1 trang 234 TTTKHDĐCK tập 1, có bảng
số liệu nh sau:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

5
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may


Khoa Cơ khí
Kiểu
động cơ
Công suất Vận tốc quay
Vòng/phút
Kw Mã
lực
50Hz 60Hz

% Cos

dn
k
I
I
dn
k
T
T
Khối
lợng
(kg)
d

(mm)
K132S4 4,0 5,5 1445 1732 85,0 0,83 6,0 2,0 58 32
-Đặc điểm của động cơ điện loại K:
Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (n
đb

) là 1500 vòng/phút ,động cơ
loại K có phạm vi công suất từ 0,75 Kw đến 30 Kw lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơn
của động cơ 4A.
Động cơ K có khối lợng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động
cao hơn 4A và DK.
d. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:
O Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi mở máy, mô men tải không đợc vợt quá mô men khởi động của động cơ
( T<T
k
) nếu không động cơ sẽ không chạy.
Theo điều kiện:
T
mm
/T T
k
/T
dn
(I - 5)
Trong đó: T
mm
- mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động.
T
k
- mô men khởi động của động cơ.
T
dn
- mô men danh nghĩa của động cơ.
Theo bảng số liệu trên ta có:
T

k
/T
dn
= 2,0
Căn cứ vào lợc đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:
T
mm
/T = 1,5
Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
I-2 Phân phối tỉ số truyền
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ
thống.

u

=
bt
dc
n
n
=
66,28
1445
=50,4 (I - 7)
Mà u

= u
h
. u
ng

(I - 8)
Với u
h
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc;
u
ng
- tỉ số truyền ngoài hộp;
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

6
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
u
ng
= u
k
. u
x
. u
đ
(I -9)
u
k
- tỉ số truyền của khớp nối.
do u
k
= 1 u
ng

= u
x
. u
đ
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích.
u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Theo bảng 2.4 - tr21 TTTKHDĐCK tập 1, ta có u
x
= 25 ; u
đ
= 35.
Chọn u
x
= 4 ; u
đ
= 4
u
ng
= u
x
. u
đ
= 4. 4 = 16
Do đó u
h
=

ng
u
u

=
16
42,50
= 3,2
Nh vậy:
-tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng là:
u
h
= u
brt
= 3,2
- tỉ số truyền của bộ truyền đai: u
đ
= 4 ;
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
= 4.
I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục
1
2
3
1
2
3
D

P
V
B
5
6
I
II
4
III
IV
Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động xích tải
1. Tính toán tốc độ quay của các trục
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

7
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
- Trục động cơ: n
đc
= 1445 (vòng/phút) ;
- Trục I: n
I
=
k
dc
u
n
=

1
1445
= 1445 (vòng/phút) ;
- Trục II: n
II
=
d
I
u
n
=
4
1445
= 361,25 (vòng/phút) ;
- Trục III: n
III
=
brt
II
u
n
=
2,3
25,361
= 114,7 (vòng/phút) ;
- Trục IV: n
IV
=
x
III

u
n
=
4
7,114
= 28,67 (vòng/phút).
2. Tính công suất trên các trục
Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lợt là P
I
, P
II
, P
III
, P
IV
có kết quả nh sau:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
P
dc
= P
lv
dc
=3,96 (Kw)
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
P
I
= P
dc
.
k


= 3,96. 1 = 3,96 (Kw)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
P
II
= P
I
.
d

.
ol

= 3,96. 0,95. 0,99 = 3,72(Kw)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
P
III
= P
II
.
brt

.
ol

= 3,72. 0,97. 0,99 = 3,57 (Kw)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
P
IV
= P

III
.
x

.
ol

= 3,57. 0,92. 0,99 = 3,25 (Kw)
3. Tính mô men xoắn trên các trục
III
, T
IV
ta có kết quả
sau:
- Trục động cơ:
T
dc
= 9,55.
dc
dc
lv
n
P.10
6
= 9,55.
1445
96,3.10
6
= 26171,6 (Nmm)
- Trục I:

T
I
= 9,55.
I
I
n
P.10
6
= 9,55.
1445
96,3.10
6
= 26171,6 (Nmm)
- Trục II:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

8
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
T
II
= 9,55.
II
II
n
P.10
6
= 9,55.

25,361
72,3.10
6
= 98341,87 (Nmm)
- Trục III:
T
III
= 9,55.
III
III
n
P.10
6
= 9,55.
7,114
57,3.10
6
= 297292,47 (Nmm)
- Trục IV:
T
IV
= 9,55.
IV
IV
n
P.10
6
= 9,55.
67,28
25,3.10

6
= 1082577,61 (Nmm)
Thông số
Trục
Tỉ số
truyền
Tốc độ quay
(vòng/phút)
Công suất
(Kw)
Mô men
xoắn
(Nmm)
Trục động cơ
Trục I
1 1445 3,96 26171,6
1445 3,96 26171,6
Trục II
4
361,25 3,72 98341,9
Trục III
3,2
114,7 3,57 297292,5
Trục IV
4
28,67 3,25 1082577,6
Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền
A - tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài
II. I . Thiết kế bộ truyền đai thang

II. I. 1 . Xác định kiểu đai
- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:
n
dc
= 1445 (vòng/phút) ; P
dc
= 4 Kw ; u
d
= 4
Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc
biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thờng loại A trong bảng 4.13. Các
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

9
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
thông số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1. Theo đó, thông số kích thớc
cơ bản của đai đợc cho trong bảng sau:
Loại đai Kích thớc mặt cắt (mm)
b
t
b h y
0
Diện tích
A(mm
2
)
d

1
(mm)
Thang, A 11 13 8 2,8 81 140
Hình vẽ dới đây thể hiện kích thớc. mặt cắt ngang của dây đai:
13
11
8
2,8
40
0
Kích thớc mặt cắt ngang của dây đai thang.
II. I. 2. Tính sơ bộ đai
- Tính vận tốc đai:
v =
60000
..
11
nd

(II - 1)
v =
60000
1445.140.14,3
= 10,59(m/s)
Nh vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép v
max
= 25 m/s (đối với loại
đai thang).
Ta chọn


= 0,02 (

- hệ số trợt đai).
Theo công thức:
d
2
= d
1
. u
d
. (1 -

) (II - 2)
ta có: d
2
= 140. 4. (1 - 0,02) = 548.8 (mm)
II. I. 3. Chọn đờng kính đai tiêu chuẩn
Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta
chọn d
2
= 560 mm.
Tỉ số truyền thực tế là:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

10
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
u

dt
=
)1(
1
2

d
d
(II -3)
u
dt
=
)02,01(140
560

= 4,08
Sai số của tỉ số truyền là:
u =
d
ddt
u
uu
. 100% (II -4)
u = 2%

Vậy: u < 3 4% Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai.
- Chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục là:
a
sb
= 0,95. d

2
= 532 (mm)
Chiều dài sơ bộ của đai là:
l
sb
= 2.a
sb
+
2
)(
21
dd +

+
sb
a
dd
.4
)(
2
12

(II - 5)
l
sb
= 2245,89 (mm)
Theo bảng 4. 13 - tr59 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn l = 2240 mm.
Số vòng chạy của đai:
i = v/l (II - 6)
i = 10,59/2,24 = 4.73 (1/s)

vậy i = 4.73 <i
max
= 10
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

a =
4/8
2
2






+



(II -
7)
với:

= l -

(d
2
+ d
1
)/2=1141

và:

= (d
2
-d
1
)/2=210
Hay:
a =
[ ]
8
)(8)(2)(2
2
12
2
1212
ddddlddl +++

(II - 8)
a = 528.8mm
Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d
1
+ d
2
) + h a 2(d
1
+ d
2
) (II - 9)

Ta có: 0,55(d
1
+ d
2
) +h = 393 mm
2(d
1
+ d
2
) = 1400mm
Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục.
Tính góc ôm
1
trên bánh đai nhỏ theo công thức:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

11
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí

1
= 180
o
-
a
dd
o
57).(

12

(II -10)

1
= 134,73
o

Vậy
1
= 134,73
o
>120
o
, góc ôm thỏa mãn điều kiện.
II. I. 4. Xác định số đai z
áp dụng công thức 4. 16 - tr 60 - TTTKHDĐCK tập 1:

z =
[ ]
zul
dcd
CCCCP
KP

.
.
0
(II -11)
Trong đó:

- P
cd
- Công suất trên trục bánh đai chủ động P
I
= 4 Kw ;
O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số:
+ K
đ
- Hệ số tải trọng ứng với trờng hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến
150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7 - tr 55 - TTTKHDĐCK tập 1), ta chọn K
đ
=1,1 ;
+ [P
0
] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có
[P
0
] = 2.20 Kw ;
+ C

- Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm
1
, tra bảng 4. 15 -tr 61 -
TTTKHDĐCK tập 1, ta có: C

= 1 - 0,0025(180 -
1
) khi
1
= 150180

o

Vậy: C

= 0,89
+ C
l
- Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai.
Với l/l
0
= 2240/1700 = 1,32 tra bảng 4. 16 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: C
l
=
1,04
+ C
u
- Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61 -
TTTKHDĐCK tập 1, với trờng hợp u 3 , ta có: C
u
= 1,14 ;
+C
z
- Hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai,
với
P
I
/[P
0
] = 4/2.20 =1.8 tra bảng 4. 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:C
z

= 0,95
Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta đợc:

z =
95,0.14,1.04,1.89,0.20,2
1,1.4
= 1,995 (đai)
Ta chọn z = 2 (đai).
II. I. 5. Xác định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e (II - 12)
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

12
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
Tra bảng 4. 21 - tr 63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h
0
= 3,3mm
Vậy: B = 35 mm
Đờng kính ngoài của bánh đai đợc xác định theo công thức:
d
a
= d + 2h
0
(II - 13)
- Đờng kính ngoài của bánh đai nhỏ là:

d
a1
= d
1
+ 2h
0
= 140 +2.3,3 =146,6 (mm)
- Đờng kính ngoài của bánh đai lớn là:
d
a2
= d
2
+ 2h
0
= 560 + 2.3,3 = 566,6 (mm)
II. I. 6. Xác định lực trong bộ truyền
- Xác định lực vòng theo công thức:

F
v
= q
m
. v
2
(II - 14)
Với q
m
- Khối lợng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q
m

= 0,105 kg/m.
F
v
= 11,78 (N)
- Xác định lực căng ban đầu:
áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:

F
0
=
zCv
KP
dI
..
..780

+ F
v
(II -15)
F
0
= 192,2 (N)
Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:
F
r
= 2F
0
.z.sin







2
1

(II - 16)
F
r
= 715,68 (N)
- Lực có ích hay lực vòng: F
t
=
d
T
1
1
.2
=
14,0
17,26.2
=373,86N
- Lực trong nhánh dẫn lực: F
1
=F
0
+
2
F

t
=379,13
- Lực trong nhánh bị dẫn: F
2
=F
0
-
2
F
t
=5,27N
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

13
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
F
1
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1

d
1
n
1
1
30
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc.
Bảng thông số của bộ truyền đai:
Khoảng cách trục a 528,8 mm
Góc ôm
1
134,73
o
Đờng kính bánh đai nhỏ 140 mm
Đờng kính bánh đai lớn 560 mm
Bề rộng của bánh đai B 35 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
II. I. 7. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
- ứng suất có ích
t
=
A
F
t
=
81
86,373
=4,62 N\ mm
2
- ứng suất do lực ly tâm gây lên

v
=
A
F
v
=
81
78,11
=0,15N\mm
2
- ứng suất uốn trên bánh đai
u
=
d
E.


=8 - độ dày đai; E=120 N\mm
2
- môđun đàn hồi của đai bọc cao su
Vậy ứng suất uốn trên bánh dai chủ động
u1
=
d
E
1
.

=
140

120.8
=6,86N\ mm
2
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

14
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
- ứng suất lớn nhất trong dây đai:
max
=
1
.




t
+
v
+
u1
(trong công thức 3.1.17 giáo
trình CTM)
Trong đó

=
FF

FF
v
v


2
1
=-56,43 thay vào công thức trên ta có
max
=11,55 N\ mm
2
II. II. Thiết kế bộ truyền xích
II. II. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con
lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.
II. II. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích.
Số răng đĩa xích nhỏ đợc xác định theo công thức:
z
1
= 29 - 2. u
xích
19 (II -17)
Với u
xích
= 4 z
1
= 29 - 2. 4 = 21>19
Vậy: z
1

= 21 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z
2
= u
xích
. z
1
z
max
(II -18)
Đối với xích con lăn z
max
= 120, từ đó ta tính đợc: z
2
= 4. 21 = 84 (răng)
b. Xác định bớc xích p và chiều rộng xích răng
Bớc xích p đợc xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ
tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích đợc viết dới dạng:
P
t
= P. k. k
z
. k
n
[P] (II -19)
Trong đó: P
t
- Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 3,57 (Kw);

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút, bớc xích
p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 34,8 (Kw);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01
z
z
=
21
25
= 1,19
k
n
- Hệ số vòng quay; k
n
=
III
n
n
01
=
114
200
= 1,75

Hệ số k đợc xác định theo công thức:
k = k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
(II -20)
Trong đó các hệ số thành phần đợc chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,với:
k
0
- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, k
0
= 1 (do đờng nối tâm
của hai đĩa xích so với đờng nằm ngang là 30
o
<60
o
);
k
a
- Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (3040)p, ta có: k
a

= 1;
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

15
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng; với trờng hợp vị
trí trục không điều chỉnh đợc, ta có: k
đc
= 1,25;
k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn; với trờng hợp môi trờng làm việc
có bụi, chất lợng bôI trơn bình thờng), ta chọn: k
bt
= 1,3;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, với trờng hợp tải trọng tnh, làm việc êm, ta chọn:
k
đ
= 1;
k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trờng hợp số ca làm
việc là 1 ca, ta có: k

c
= 1;
Từ (II -20) ta tính đợc: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1. 1= 1,63
Từ (II -19) ta tính đợc: P
t
= 3,57. 1,19. 1,75. 1,63 = 12,12 (Kw)
P
t
= 12,12 Kw < [P] = 19,3 Kw
Theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có p=31,75 và thỏa mãn điều kiện p
<p
max
đợc tra trong bảng 5.8- TTTKHDĐCK tập 1 ứng với n
3
=114,68 và z
1
>15.
Chiều rộng xích răng đợc tính theo công thức 5.19- TTTKHDĐCK tập 1
B
t
= 250P
III
k.k
v
\(p.
v
3\2
)
Trong đó:
P

III
- Công suất cần truyền, kW: ta có P
III
= 3,57kW
k- Hệ số sử dụng, xác định theo (5.4) ta có k=1,63
v- Vận tốc của xích: v=z
1
pn
III
/60000=1,27 m/s
k
v
- Hệ số vận tốc: Chọn k
v
=1 do v=1,27<10m/s
Thay vào công thức trên ta có: B
t
=32mm
c. Khoảng cách trục và số mắt xích
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40. 31,75 = 1270 (mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x =
p
a2
+
2
21

zz +
+
a
pzz
2
2
12
4
.)(


(II -21)
x =
75,31
1270.2
+
2
8421+
+
1270.14,3.4
75,31.)2184(
2
2

= 135,02
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a


= 0,25.p
( )

















+++
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0

zz
zzxzzx
cc

(II -22)
Theo đó, ta tính đợc:
a

= 0,25.31,75
( )

















+++
2
2
14,3
)2184(
2)]2184(5,0136[21845,0136
a



= 1286,12 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lợng:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

16
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
a = (0,0020,004)a , ta chọn a = 0,003a 3,86 (mm)
a = a

- a = 1286,12 3,86 =1282,26(mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
c
III
x
nz
.15
.
1
[i] (II -23)
i =
136.15
68,114.21
= 1,18
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 20;

i = 1,18 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa
xích
đảm bảo, không gây ra hiện tợng gẫy các răng và đứt má xích.
d. Kiểm nghiệm xích về đọ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tả trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
[s] (II -24)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta
có:
Q = 88,5 kN = 88500 N;
q - khối lợng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q = 3,8 kg;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,
với
trờng hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn k
đ
= 1;
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z
1
:
v =

3
1
10.60
..
III
npz
(II -25)
v =
60000
68,114.75,31.21
= 1,27(m/s)
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
v
P
3
.1000
(II -26)
F
t
=
27,1
57,3.1000
= 2811,02 (N)
F
v

- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v
2
(II -27)
F
v
= 3,8. (1,27)
2
= 6,13 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

17
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (II -28)
Trong đó k
f
là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,010,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1282,26 = 19,23 (mm);

k
f
= 4, ứng với trờng hợp bộ truyền nghiêng một góc dới 40
o

so với phơng
nằm ngang;
F
0
= 9,81. 4. 3,8. 1,27 = 189,37 (N)
Từ đó, ta tính đợc: s =
13,637,18902,2811.1
88500
++
= 29,44
Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
s = 29,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
e. Xác định đờng kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20 - TTTKHDĐCK
tập 2, ta xác định đợc các thông số sau:
Đờng kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=









1
sin
z
p

=








21
180
sin
75,31
o
= 213,09 (mm) Ta lấy d
1
= 213 (mm)
d
2

=








2
sin
z
p

=








84
180
sin
75,31
o
= 848,93 (mm) Ta lấy d
2

= 849 (mm)
Đờng kính vòng đỉnh d
a1
và d
a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(/z
1
)] = 31,75. [0,5 + cotg(180
o
/21)] = 226,56(mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(/z
2
)] = 31,75. [0,5 + cotg(180
o
/84)] = 864,81(mm)
Đờng kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
d
f1
= d
1
- 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, đợc xác định theo công thức:

r = 0,5025.d
l
+ 0,05 (II -29)
với d
l
= 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1.
r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (mm)
do đó: d
f1
=213 - 2. 9,62 = 193,76 (mm) , ta lấy d
f1
=194 (mm)
d
f2
= 849 - 2. 9,62 = 829,76 (mm) , ta lấy d
f2
= 829(mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

18
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H

= 0,47.
( )
d
vddtr
kA
EFKFk
.
.+
[
H
] (II -30)
Trong đó: [
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - TTTKHDĐCK tập
1;
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 2811,02 (N)
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10
-7
. n
III
. p

3
. m (II -31)
F
vd1
= 13. 10
-7
. 114,68. (31,75)
3
. 1 = 4,77 (N)
k
d
- Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
d
= 1 (xích 1 dãy);
K
đ
- Hệ số tải trọng động, K
d
= 1 (tải trọng tĩnhvà êm );
k
r
- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87-
TTTKHDĐCK tập 1, với z
1
= 21 k
r1
= 0,468;
E =
21
21

.2
EE
EE
+
- Mô đun đàn hồi , với E
1
, E
2
lần lợt là mô đun đàn hồi của vật
liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 10
5
Mpa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm
2
, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK
tập 1, ta có: A = 262 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính đợc:
- ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích 1:

H1
= 0,47.
( )
1.262
.1,2.77,41.02,2811468,0
10
5

+
= 483,04 (Mpa)
- ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 84 k
r2
= 0,22;
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
IV
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 28,67. (31,75)
3
. 1 = 1,19 (N)

H2
= 0,47.
( )
1.262
10.1,2.19,11.02,281122,0
5

+
= 330,97 (Mpa)
Nh vậy:
H1
= 483,04 MPa < [
H
] = 600 MPa ;
H2
= 330,97 MPa < [
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C 24 -44, phơng pháp nhiệt luyện
là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z
2
= 84 > 50 và vận tốc xích v = 1,27 m/s < 3
m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F
1
và trên bánh xích bị động F
2
:
F
1
= F
t
+ F
2
; F
2

= F
0
+ F
v
(II -32)
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

19
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0
và F
v
nên F
1
= F
t
vì vậy lực tác dụng lên
trục đợc xác định theo công thức:
F
r
= k
x
. F
t
(II -33)
Trong đó: k

x
- Hệ số kể đến ảnh hởng của trọng lợng xích; với k
x
= 1,15 khi bộ truyền
nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40
o
;
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 2811,02 (N);
F
r
= 1,15. 2811,02 = 3232,67 (N)
F
2
F
rx
O
1
d
1
n
1
1
n
2
a
w2

d
2
F
1
2
30
30
F
1
F
2
Hình 2.4 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
Bảng thông số của bộ truyền xích:
Các đại lợng Thông số
Khoảng cách trục a = 1282 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 21
Số răng đĩa bị động z
2
=84
Tỷ số truyền u
xích
= 4
Số mắt của dây xích x = 136
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

20
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may


Khoa Cơ khí
Đờng kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 213 mm
Bị động: d
2
= 849 mm
Đờng kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
=226mm
Bị động: d
a2
=864mm
Đờng kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d
f1
= 194 mm
Bị động: d
f2
= 829 mm
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 32 mm
Bớc xích p = 31,75mm
b- tính toán thiết kế bộ truyền trong
II. III. Thiết kế bộ truyền bánh trụ răng nghiêng
II. III. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở
đây ta chọn vật liệu nh sau:
Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:
Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;

+ Độ rắn: HB = (241285) ;
+ Giới hạn bền:
b1
= 850 Mpa ;
+ Giới hạn chảy :
ch1
= 580 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB
1
= 245.
Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn : HB = (192240) ;
+ Giới hạn bền :
b2
= 750 Mpa ;
+ Giới hạn chảy :
ch2
= 450 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB
2
= 230.
II. III. 2 Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
] và ứng suất uốn cho phép [
F
] đợc xác định theo
công thức sau:
[

H
] =
H
H
S
lim
0

. Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
(II - 34)

[
F
] =
F
F
S
lim
0

. Y
R
.Y

s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(II - 35)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

21
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng;
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng;
Y
s

- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
K
xF
- Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: Z
R
Z
v
K
xH
= 1 và : Y
R
YsK
xF
= 1 , theo đó các công thức
(II - 17) và (II -18) trở thành:

[
H
] =
H
HLH
S
K.
lim
0

(II - 34a)
[
F

] =
F
FLFCF
S
KK ..
lim
0

(II - 35a)
Trong đó:

lim
0
H
và
lim
0
F
lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với
thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180350, ta có:


lim
0
H
= 2HB + 70 ; S
H
= 1,1 ;


lim
0
F
= 1,8HB ; S
F
= 1,75 ;
Với S
H
, S
F
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

1lim
0
H
= 2HB
1
+ 70 = 2.245+ 70 =560 Mpa;

2lim
0
H
= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa;

1lim
0
F

= 1,8. HB
1
= 1,8 . 245 = 441 MPa ;

2lim
0
F
= 1,8 . HB = 1,8 . 230 = 414MPa ;
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải, K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
một chiều) ;
K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, đợc xác định theo các công thức:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
(II - 36)


K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
(II - 37)
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

22
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
Trong đó:
m
H
, m
F
- Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
m
H
= m
F
= 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 ;
N

HO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Với:
N
HO
= 30.H
4,2
HB
(II - 38)
N
HO1
= 30. 245
2,4
= 1,6. 10
7
N
HO2
= 30. 230
2,4

= 1,39.10
7
N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
FO
= 4. 10
6
đối với tất cả các loại thép;

N
HE
, N
FE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng. Khi bộ truyền chịu tải trọng
thay đổi nhiều bậc:
N
HE
= 60.c.
( )
iii
tnTT
3
max
/

(II - 39)
N
HE1
=60cn
II

t
i
( )
iii
tnTT
3
max
/


/

t
i
N
HE2
=60cn
III

t
i
( )
iii
tnTT
3
max
/

/

t
i
N
FE
= 60.c.
( )
ii
m
i

tnTT
F

max
/
(II -40)
N
FE1
=60cn
II

t
i
( )
iii
tnTT
6
max
/

/

t
i
N
FE2
=60cn
III

t

i
( )
iii
tnTT
6
max
/

/

t
i
Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
n
i
- Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
T
i
- Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
T
max
- Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng.
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; n
II
= 361,25 vòng/phút ;

với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
III
= 114,7 vòng/phút.

N
HE1
= 60. 1. 361,25. 24000.[(1)
3
.0.5 + (0,6)
3
. 0,5 ]
= 316281600
N
HE2
= 60. 1. 114,7. 24000.[(1)
3
.0,5 + (0,6)
3
. 0,5 ]
= 100422144
N
FE1
= 60. 1. 361,25. 24000.[ (1)
6
.0,5 + (0,6)
6
. 0,5 ]
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết


23
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
= 272235225
N
FE2
= 60. 1. 114,7. 24000.[ (1)
6
.0,5+ (0,6)
6
. 0,5 ]
= 86437039
Nh vậy: N
HE1
> N
HO1
, N
HE2
> N
HO2
;

N
FE1
> N
FO!
, N
FE2

> N
FO2
.
K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính đợc:
[
H1
] =
1,1
1.560
= 509,09 Mpa;
[
H2
] =
1,1
1.530
= 481,82 Mpa;
[
F1
] =
75,1

1.1.441
= 252 MPa;
[
F2
] =
75,1
1.1.414
= 236,57 Mpa.
Trong truyền động bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [

] lấy giá
trị trung bình [
H1
]và[
H2
] nhng không vợt quá 1,25[
H
]
min
đối với bánh răng trụ.
[
H
] =
[ ] [ ]
2
21

HH
+
=495,46 Mpa<1,25[

H2
]
+ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải đợc xác định theo công thức:
[
H
]
max
= 2,8
ch2
=2,8.450=1260 Mpa (II 41)
[
F
]
max
= 0,8
ch
(II -42)
[
F1
]
max
= 0,8. 580 = 464 Mpa;
[
F2
]
max
= 0,8. 450 = 360 Mpa.
II. II. 3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức (6.15a) ta có:
a

w
= K
a
(u+1).
3
2
2
].[



ba
H
H
u
KT
(II 43)
Trong đó:
K
a
= 43 - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.

T
2
Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T
2
= 98341,87Nmm;
[
H
] ứng suất tiếp xúc cho phép, [

H
] = 495,46Mpa;
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

24
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên ụ an C s thiờt kờ may

Khoa Cơ khí
K
H

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trong trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. Trị số của K
H

tra trong bảng 6.7 tùy thuộc vào vị trí của
bánh răng đối với các ổ và hệ số của

bd
xác định theo công thức:

bd
= 0,53

ba
(u+1)=0,53.03.(3,2+1)=0,67
Tra bảng 6.7 ta đợc: K
H


=1,02 thay vào biểu thức trên ta có:
a
w
= 43(3,2+1).
3
2
3,0.46,496.2,3
02,1.87,98341
=117,83 mm
Ta lấy a
w
=118mm
b. Xác định thông số ăn khớp
Xác định môđun: m=(0,01I0,02)a
w
=(0,01I0,02)118=1,18I2,36
Chọn môđun pháp tuyến m
n
=2 theo bảng 6.8
Chọn sơ bộ

=
0
10
do đó cos

=0,9848 . Vậy ta có số răng bánh nhỏ là:
Z
1
=

)1(
cos2
+um
a
w

=27,67
Chọn Z
1
=27 răng. Khi đó Z
2
=uZ
1
= 3,2.27=86,4 lấy Z
2
=86 từ đó ta có:
Z
t
=Z
1
+ Z
2
= 27 + 86= 113
Ta tính lại góc

: cos

=mZ
t
/(2a

w
)=0,96 suy ra

=
0
15
thỏa mãn

nằm trong
khoảng(
0
8
I
0
20
).
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.3) ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là:

H
= Z
M
Z
H
Z

)/()1(
2
1
2

2
db
KT
ww
H
uu +
Z
M
=274MPa
1/3
Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm răng ăn khớp, trị số Z
M
tra trong bảng 6.5
Z
H
Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có công thức sau:
Z
H
=


tw
b
2sin/cos2
Với

b
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, theo 6.35 ta có:
tg


b
=cos

t
tg

Với

t
=

tw
= arctg( tg

/ cos

)= arctg( tg20
o
/ cos15
o
)=20,76=20
o
Sinh viên thiết kế: Nguyễn Duy Nam Lớp CTK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

25