ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
độc lập tự do hạnh phúc
ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thiết kế: Đào văn Tùng Lớp: k41ccm6
Giáo viên hướng dẫn: Nguyễn văn Dự
nội dung thiết kế:Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Số liệu cho trước:
Lực vòng trên băng tải:F
t
=4250
N
Thời hạn phục vụ: 7 năm
Đường king tang băng
tải:D=350mm
Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày:
3
1
Vânj tốc vòng băng
tải:v=0,77m/s
Tỷ lệ số giờ làm việc /năm:4/5
T/chất tải trọng:quay đều,làm
việc êm
Sơ đồ khai triển hệ dẫn động Sơ đồ tải
trọng:K
bd
=1.5
1
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]

các ưu điểm đó là:Kết cấu đơn gản giá thành thấp , rễ bảo
quản,làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu
suất thấp , hệ số cos
ϕ
thấp so với động cơ đòng bộ , không điều
chỉnh vận tốc được.
2)Chọn công suất động cơ
+) Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo
cho khi động cơ làm việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn
nhiệt độ cho phép.Muốn vậy cần có:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
trong đó
dc
dm
P
: công suất định mức của động cơ
dc
dt
P
:công suát đẳng trị của động cơ
+)Do tải trọng không đổi nên ta có:
dc
lv
dc
dt

=4250 N :lực vòng trên băng tải
V=0,77 m/s :vận tốc vòng băng tải
3
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
→
2725,3
1000
77,0.4250
==
ct
l
P
kw
Σ
η
:hiệu suất truyền động(toàn hệ thống)
với hệ thống đã cho:
xbrkhol
ηηηηη
=
Σ
ta có 4 cặp ổ lăn,2 cặp bánh răng,1 khớp nối, 1 bộ truyền xích
Tra bảng 2.3(HD) ta có:
97,0=
br
η
,
1
=

dc
lv
P
P
kw
Vậy công suất đẳng trị trên trục động cơ:
895,3
==
dc
lv
dc
dt
PP
kw
3)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:n
db
3.1)Số vòng quay trên trục công tác: n
ct
:n
ct
=
D
v
.
.10.60
3
π
v/ph
+) v:vận tốc vòng băng tải: v =0,77 m/s
+)D: dường kính tang băng tải: D=350mm

[email protected]
3.2)Chọn động cơ sử dụng
-Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Phạm vi
công suất lớn và số vòng quay đồng bộ lớn loại Kvà DK
-căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của
động cơ ta chọn động cơ sao cho:
dc
dt
dc
dm
PP
≥
. Tra bảng P1.3
phụ lục ta chọn động cơ: 4A100L4Y3:
Bảng thông số:
kiểu động
cơ
Công
suất
Vòng
quay
cos
ϕ
η
%
dn
T
T
max
dn

mm
=
dn
K
T
T
=2,0 →
dc
mm
P
=2,0.4=8 kw
-)
dc
cbd
P
công suất cản banđầu trên trục động cơ

bd
dc
lv
dc
cbd
KPP .
=
K
bd
=1,5;hệ số cản ban đầu
895,3
=
dc

n
1420=
dc
n
số vòng quay đã chọn của động cơ
ct
n
=42,01 :số vòng quay trên trục công tác
→
8,33
01,42
1420
==
Σ
U
, Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối
tiếp
hng
UUU .=
Σ
U
ng
tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp
U
h
= U
1
. U
2
, tỉ số truyền của hộp giảm tốc

U
h
=U
1
.U
2
U
1
=0,85
3
2
47,18
=5,76 →U
2
=
2,3
76,5
47,18
1
==
U
U
h
III)XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1)Tính tốc độ quay của các trục(v/ph)

ii
i
i
U

U
n
I
v/ph
6
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
+) Tốc độ quay trên trục III; n
III
=
03,77
2,3
52,246
2
==
U
n
II
v/ph
+) tốc độ quay trên trục IV : n
IV
=
1,42
83,1
03,77
==
ng
III
U
n

= P
II
.
olbr
ηη
.
= 3,7.0,97.0,99 = 3,55 kw
+)Trục IV: P
IV
= P
III
.
olx
ηη
.
=3,555.0,93.0,99 =3,273 kw
3)+Tính mô men xoắn trên các trục (N.mm)
T
i
=
i
i
n
P.10.55,9
6
-)P
i
công suất trên trục i
-)n
i

=
6,741769
1,42
27,3.10.55,9
6
=
N.mm
4)Từ các kết quả tính được ta có bảng số liệu tính toán:
Tốc độ
quay
v/ph
Tỉ số
truyền
Công suất
Kw
Mômen
xoắn(N.mm)
7
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
Trục đông
cơ
1420 1 4,0 26195,25
TrụcI 1420 3,85 25892,6
5,76
TrụcII 246,52 3,7 143335,22
3,2
TrụcIII 77,03 3,55. 440120,73
1,83
TrụcIV 42,1 3,27. 741769,6

Z
1
=29-2u
=29-2.1,83 = 25,34
Theo bảng 5.4(hd) chọn :Z
1
= 27 (răng)
-từ số răng đĩa xích nhỏ : Z
1
=27 răng ta có số răng đĩa xích lớn là:
Z
2
= u.Z
1

Z
≤
max
Z
max
=120 đối với xích con lăn
→Z
2
=1,83.27 = 56,25
→chọn Z
2
=49 ≤Z
max
Như vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền xích là:
U

hệ số số răng
K
z
=
925,0
27
25
1
01
==
Z
Z
(Z
01
số răng đĩa nhỏ tiêu chuẩn)
K
n
=
1
01
n
n
:hệ số vồng quay
+n
01
tra bảng 5.5 (hd) gần nhất với n
1
→k
n
=

+k
a
=1 vì ta chọn a = (30 ÷ 50)p
+k
dc
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
+k
dc
=1,25 vị trí trục không điều chỉnh được
+k
bt
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
+k
bt
=1,3(có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn)
+k
d
hệ số tải trọng động
+k
d
=1:tải trọng làm việc êm
+k
c
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
+ k
c
=1 làm việc 1 ca
→K =1.1.1,25.1,3.1.1=1,625
Vậy :P
t

+
+
=
5,952 4
75,31.)2749(
2
4927
75,31
5,952.2
2
2
π
−
+
+
+
=98,4 (mắt xích)
chọn x = 98 mắt xích
+) tính lại khoảng cách trục theo x đã chọn:
: a = 0,25p{x
c
-0,5(Z
2
+Z
1
) +
[ ] [ ]
2
12
2

p=31,75mm)
d)Kiểm ngiệm xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường
xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành
kiểm ngiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
: s=
[ ]
s
FFFk
Q
vtd
≥
++
0
.
Trong đó:Qlà tải trọng phá hỏng,tra bảng 5.2 (hd)Q=88,5
3
N
k
d
:hệ số tải trọng động
k
d
= 1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)
F
t
lực vòng:F
t
=
v

f
=4 bộ truyền ngiêng góc < 40
0)

=9,81.4.2,6.0,750 =76,518 N
→s=
02,22
6,463,14027,3227.2,1
10.5,88
3
=
++
theo bảng 5.10(hd) với n=50v/ph
→[s]=7→ s > [s]→bộ truyền xích đảm bảo độ bền
e) Đường kính đĩa xích
+) Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
: d
1
=
)sin(
1
Z
p
π
=
48,273
27
180
sin
75,31

180
] =510,4
+) đường kính vònh chân: d
f1
=d
1
-2r
với r =0,5025.d
1
+0,05 =0,5025.15,8+0,05=8,03mm
d
1
=15,88 tra bảng 5.2(hd)
→d
f1
=273,48-2.9,62 =254,2 mm
→ d
f2
=d
2
-2r =495,55-2.9,62 = 476,31 mm
Các kích thước còn lại tính theo bảng13.4 (hd)
f)Kiểm ngiệm độ bền tiếp xúc của bộ truyền
+) ứng suất tiếp xúc:
H
σ
trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều
kiện :
[ ]
σσ

.1 = 3,2 N
F
t
=3555 N
[
σ
H
] tra bảng 5.11(hd) = [550÷650] MPa
*)với đĩa xích nhỏ k
d
= 1: hệ số phân bố không đều tải cho các
dãy(xích một dãy)
*)k
d
= 1 hệ số tải trọng động
*)k
r
: hệ số kể sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào
Z
Z
1
= 27→k = 0,42
*) E = 2,1.10
5
MPa
*)A = 180 mm
2
tra bảng 5.12(hd)
→
1.262

.47,0
.2
2
+
=
σ
F
vd
=13.10
-7
.n
ct
.p
3
.m
+)với n
ct
=42,04 số vòng quay của trục công tác , trục 4
→F
vd
=13.10
-7
.42,1.31,75
3
.1 = 1,75
1.262
10.1,2).75,11.27,3227.(23,0
.47,0
5
2

MPa
b
850
1
=
σ
,
MPa
ch
580
1
=
σ
, chọn HB
1
=250
+) Bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:192÷240, có:
MPa
b
750
2
=
σ
,
MPa
ch
450
2
=
σ

0
1lim
=+=+=
σ

MPaHB
H
53070230.2702
2
0
2lim
=+=+=
σ

MPaHB
MPaHB
F
F
414230.8,1.8,1
450250.8,18,1
22lim
11lim
===
===
σ
σ
Ứng suât tiếp xúc cho phép: [
σ
]
Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính theo công thức:

=
H
m
HE
HO
N
N
+) N
HO
là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
N
HO1
=30.H
HB
2,4
→N
HO1
=30.250
2,4
=1,7.10
7

→N
HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N

HL
=1
+) Bánh nhỏ: [
1H
σ
] =
MPa
S
H
H
18,518
1,1
570
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
81,481
1,1
530
0
lim

max
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]
F
SR
0
.lim
S
YYKKK
FLXFFCF
F
σ
σ
=
với : +)
0
limF
σ
Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+)
0
1limF
σ

HE1
=139,319.10
7
N
FE2
= N
HE2
=24,18.10
7
Ta thấy :N
FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N
Fo
→K
Fl
=1
+)Y
S
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng
suất :<
_)K
XF
hệ số xét đến kích thước bánh răng , ảnh hưởng đến độ bền
uốn
Trong bước tính toán sơ bộ lấy:Y
R

75,1
1.1.450
0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa
S
F
F
F
57,236
75,1
1.1.414
0
lim2
2
===
σ
σ
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:vìHB=241÷285<350 nên:
[ ]
MPa
chF
464580.8,0.8,0
max
1

men xoắn trên trục chủ động:trục I
+)
[ ]
H
σ
=500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
+) Tra bảng 6.6(hd)chọn
ba
Ψ
=0,3
+) Tra bảng 6.5(hd)chọn K
α
=43 (MPa
1/3
)
+)Với hệ số:
bd
Ψ
=0,53
07,1)176,5.(53,0.3,0)1( =+=+Ψ u
ba
Tra bảng(hd), chọn
17,1=
β

2w
-)Xác định số răng Z
1
, Z
2
, chọn sơ bộ
9848,0cos10
0
=→=
ββ
+) số răng bánh nhỏ: Z
1=
97,27
)176,5.(25,1
9848,0.120.2
)1.(
cos 2
=
+
=
+um
a
w
β
, chọn
Z
1
=
27răng
+) số răng bánh lớn:Z

03822,0
1000
.
==∆
ty
Zk
y
Góc ngiêng :
β
: cos
β
=
w
a
ZZm
.2
)(
21
+
=
947,0
120.2
)15527(25,1
=
+
→18,57thuộc
khoảng:8÷20
0
(với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)
4)Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc.

+)Z
H
hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+)
b
β
góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
+) tg
βαβ
tg
tb
.cos=
, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh:
ttw
αα
=
=arctg(tg
α
/cos
β
)=27,03

14,3.25,1
57,18sin.36
sin.
==
π
β
m
b
w
>1→Z
ε
=
α
ε
1
+)
β
ε
hệ số trùng khớp dọc:
6,1cos )
96
1
32
1
(2,388,1
=





[email protected]
K
H
α
hệ số kể đến sưựphân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng
+) vận tốc vòng của bánh răng:v=
60000

1
nd
w
π
+) d
1w
đường kính vòng lăn bánh nhỏ(bánh chủ động)

=
+
=
+
=
176,5
120.25,1
1
.25,1
1
u
a
d

)176,5.(36,1.6,25892.2
2
=
+
Xác địng chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ] [ ]
XHRv
cx
H
KZZ
σσ
=
Trong đó
[ ]
MPa500
=
σ
,;- Với v=2,55<5m/s , lấy Z
v
=1
Đường kính vòng đỉnh d
a
<700→lấy K
XH
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5÷1,5

%5%88,2100.
475
3,461475
<=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
Như vậybộ truyền
thỏa mãn điều kiện bền về tiếp xúc và vật liệu chế tạo bánh răng
dược tiết kiệm tối ưu
d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
18
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
-)để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất sinh ra tại chân răng
không được vượt quá một giá trị cho phép :
][
.
][

2
2
F1
F21
2
1

: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm (dw

=
34,4mm)
Y
ε
=
α
ε
1
: là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với
α
ε
là hệ số
trùng khớp ngang

625,0
6,1
1
==
ε
Y
:
140
1
β
β
−=Y
hệ số kể đến độ ngiêng của răng :
535,0

3
=181,96
Vì dùng răng dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh : x=0,5
Tra bảng 6.18 (hd) ta có:
,
F1
Y
=3,4, Y
F2
=3,52
K
F
hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=K
F
β

. K
F
α
. K
Fv
tra bảng
6.10(hd)
: K
F
α
= 1,4 (v<5m/s)
K

u
a
vg
w
H
σ
→K
Fv
=1+
07,1
37,1.2,.1.6,25892.2
4,34.5,34.6
=
→Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
=1,.2.1,37.1,07 =2
Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh chủ động
5,95
5,1.2,38.5,34
39,3.91,0.59,0.2.957,25932.2
1
==
F
σ
+)Ứng suất sinh ra tại chân răng bánh bị động
16,99
39,3
52,3.5,95
2
==

cx
= [
2F
σ
].Y
R
.Y
s
.K
XF
=236,57.1.1,06.1=250,76>
2F
σ
Vậy điều kiện bền uốn đã được thỏa mãn
2.1.b)Kiểm ngiệm răng về quá tải
Khi làm việc răng có thể bị quá tải(lúc mở , hãm máy) với hệ số
quá tải :
K
qt
= 1,5
+) ứng suất tiếp xúc cực đại :
48,5755,1.88,469.
max
===
qtHH
K
σσ
<[
H
σ

σ
]
max
=101,41.1,5 =152,11 <464 MPa
Vậy đã thỏa mãn điều kiện phòng biến dạnh dư hoặc phá hủy mặt
lượn chân răng
Qua phần tính toán ,kết hợp với các công thức tính trong bảng 6.11
(hd) ta có :
+) Khoảng cách trục : a
w
=120 mm
+)chiều rộng vành răng : b
1w
=40 mm, b
2w
=34 mm
+) góc prôfin gốc
α
= 20
0

+)Góc ngiêng răng :
0
57,18=
β
+)Góc frôfin răng:
4,20)cos/( ==
βαα
tgarctg
t

=
β
+)Đường kính vòng lăn:
5,206
15527
4,204.96,0.2
4,204
366,35.
15527
96,0.2
6,35
2
1
=
+
+=
=
+
+=
w
w
d
mmd
Đường kính đỉnh răng:d
a1
=35,6+2(1+0,5-0,038).1,25=39,25mm
d
a2
=204,4+2(1+0,5-0,038).1,25=208,05mm
Đường kính đáy răng:d

a) Ứng suât tiếp xúc cho phép: [
σ
]
tra bảng 6.2(hd) ta chọn
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở :
limH
o
σ
=
2HB+70
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
Ứng suất ýôn cho phép khi tính về uốn , ứng với số chu kì cơ sở:
0
limF
σ
=1,8.HB
Hệ số an toàn khi tinh về uốn S
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ :HB
1
= 275
Chọn độ rắn bánh răng lớn HB
2
= 260
Vậy :
MPaHB
H

7

→N
HO2
=30.260
2,4
=1,875.10
7
+) Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
=60 .c.n.t
Σ
trong đó :
+)n: số vòng quay
+)t
Σ
tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
+)c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
+) t
Σ
=
16352
3.5
7.24.4.365
=
giờ
→N
HE1
=60.1.282,86.16352 =27,759.10

= 1
22
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
+) Bánh nhỏ: [
1H
σ
] =
MPa
S
H
H
64,563
1,1
620
0
lim
==
σ
+)Bánh lớn: [
2H
σ
] =
MPa
S
H
H
36,536
1,1
590

1
===
σσ
[ ]
MPa
chH
952340.8,2.8,2
2
max
2
===
σσ
b) Ứng suât uốn cho phép :
[ ]
F
σ

Ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức :
[ ]
F
SR
0
.lim
S
YYKKK
FLXFFCF
F
σ
σ
=

(mọi loại thép)
Vì bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:N
FE
= N
HE
:
N
FE1
=N
HE1
=27,7519.10
7
N
FE2
= N
HE2
=92,813.10
6
Ta thấy :N
FE
>N
FO
→Lấy N
FE
= N
Fo
→K
Fl
=1
+)Y







=== MPa
s
F
F
F
714,205
75,1
.360
0
lim1
1
σ
σ

[ ]
MPa
S
F
F
F
143,185
75,1
324
0

[ ]
baH
H
u
KT
Ψ
.
2
1
σ
β
Trong đó +)K
α
hệ số vật liu của ặpp bánh răng:
+)T
1
mô men xoắn trên trục chủ động:trục II
+)
[ ]
H
σ
ứng suất tiếp xúc cho phép
+)u tỉ số truyền của bộ truyền
+)K
β
H
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
+) Tra bảng 6.6(hd)chọn
ba

w
=(1,4÷2,8)
Tra bảng 6.8(hd)ta chọn mô đun pháp m=1,5
-Chiều rộng vành răng:b
mma
baww
2,5338,0.140. ==Ψ=
Chọn b
mm
w
53
2
=
và để đảm bảo chất lượng ăn khớp ta chọn b
1w
=60mm>b
2w
-)Xác định số răng Z
1
, Z
2
, chọn sơ bộ
9848,0cos10
0
=→=
ββ
24
ĐÀO VĂN TÙNG :LỚP:K41CCM6_MSSV:0111051149
[email protected]
+) số răng bánh nhỏ: Z

96
1
2
==
Z
Z
Góc ngiêng :
β
: cos
β
=
w
a
ZZm
.2
)(
21
+
=
=
+
140.2
)13743.(5,1
0,96→
β
=15,36thuộc khoảng:8÷20
0
(với cặp bánh răng trụ răng ngiêng)
Vì Z
1

m
=274 (MPa
1/3)
+)Z
H
hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc :
+)
b
β
góc ngiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
+) tg
βαβ
tg
tb
.cos=
, đối với bánh răng ngiêng không dịch chỉnh:
ttw
αα
=
=arctg(tg
α

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
Ta có :
β
ε
=
98,2
14,3.5,1
36,15sin.53
sin.
==
π
β
m
b
w
>1→Z
ε
=
α
ε
1
+)
β
ε
hệ số trùng khớp dọc:
25