Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy
Thiết kế hệ dẫn động băng tải
**********************
I. Chọn động cơ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất N
ct
trên trục động cơ đợc xác định theo công
thức:
N
ct
= N
lv
/
Trong đó :
N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
N
lv
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.

)(674.1
1000
23,0.28000
1000
.
KW
vF
N

x
= 0,9 - hiệu suất của bộ truyền xích;
(bộ truyền xích để hở ) .
-
tv
=0,8 -hiệu suất bộ truyền trục vít
Thay số ta có : =0,8. 0.99 . 0,96. 0,99
4
. 0,9 0,664
=> N
ct
= N
lv
/ = 1.674 / 0.664 2.521 (kW)
Công suất cần thiết của động cơ là: 2,52(kW)
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ , chọn động cơ.
Tốc độ làm việc của băng tải là: v=0.23 (m/s)
Đờng kính tang : D=350(mm)=0,35(m)
Vận tốc vòng n
lv
=
)(4
350.
23,0.60000
.
.60000
p
v
D
v

ch
: tỉ số truyền chung của hệ thống:
u
ch
=u
h
.u
n

- u
h
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
- u
n
: tỉ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền xích)
+u
h
chọn trong khoảng:35ữ80
+u
n
chọn trong khoảng:2ữ5
u
chmin
=35.2=70
u
chmã
=80.5=400
n
sb
= (n


Do vậy ta chọn động cơ có số hiệu là:Dk.42-4
Các thông số của động cơ là:
- vận tốc vòng:n=1420v/p
- công suất động cơ :N
đc
=2,8(kW)
- T
k
/T
dn
=1,9
Kết luận:
Động cơ Dk.42-4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
1. Phân phối tỉ số truyền
Ta có : u
ch
= u
h
. u
n
Tỷ số truyền chung

335
4
1420
===
lv
dc

h
/u
1
=80/2,5=32
Kết luận : u
c
= 335 ; u
1
= 2,5;u
2
= 32 ; u
xích
= 4,2
2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang}) của
hệ dẫn động.
Công suất :
N
1
=N
đc
=2,8 (kW) ; n
1
=n
đc
=1420 vg/ph

2

Công suất trên các trục là:

t
= N
II
.
x
.
ol
= 1,86 . 0,9 .0,99 = 1,66 KW
Số vòng quay:
Trục I n
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
568
5,2
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
75,17
32
568

6
==
I
I
n
N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
39511
568
35,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
1000732
75,17

2
= 32 u
xích
= 4,2
N(kw) 2,47 2,35 1,86 1,66
n (vg/ph) 1420 568 17,75 4,2
T(N.mm) 16.612 39.511 1.000.732 3.774.524
III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 1,86 KW
n
1
= n
III
= 17,75 vg/ph, n
2
= 4,2 vg/ph , u = u
x
= 4,2,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền.
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn.
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ
bền mòn.

3

-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 80-T1 ) ứng với u = 4,2, ta chọn

truyền(40
0
)
Bộ truyền có thể điều chỉnh đợc
K
đc
= 1- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh
Chọn phơng án bôi trơn định kỳ
K
b
= 1,3 - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn
Bộ truyền làm việc 1 ca
K
c
= 1 - hệ số kể đến chế độ làm việc
Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ...) ta có hệ số điều kiện
sử dụng xích K = K
đ
. K
a
. K
o
. K
đc
. K
b
. K
c

=1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1= 1,62

0
= 50 vg/ ph, ta chọn
bộ xích một dãy có bớc xích t = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn N
tt
< [N] = 10,5 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t < t
max
- Khoảng cách trục sơ bộ a = 25 . t = 25 . 38,1 =952,5 mm
Số mắt xích đợc xác định theo công thức
X= 2.a/ t + 0,5( Z
1
+ Z
2
) + (Z
2
- Z
1
)
2
. t / 4
2
.a
= 2.952,5/38,1+0,5(21+87) + (87-21)
2
.38,1/4.
2
.952,5
=104,06
Ta đợc X = 104 mắt
Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức




+++=
22
/2187287210,5-10487210,5-104.1,38.25,0

a

thay số ta đợc a = 734,4 mm
để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa
tính đợc một lợng a = ( 0,002 0,004).a
do đó ta lấy a = 732
Đờng kính các đĩa xích
Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế ...tr 86-T1 )
Ta có :
đờng kính đĩa xích dẫn
d
1
= t/sin(/Z
1
) = 38,1 / sin(/21) = 255,6 mm
đờng kính đĩa xích bị dẫn
d
1
= t/sin(/Z
2
) = 38,1 / sin(/87) = 1055 mm
đờng kính đỉnh răng xích:
d
a1

=1,8T
1
)
+ F
t
: lực vòng;
F
t
=1000.N/v=6. 10
7
.N/ Z
1
. n
1
. t
=1,86.6.10
7
/ (21.38,1.17,75)= 7900(N)
+F
0
: lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra
F
0
=9,81.k
f
.q.a=9,81.4.0,732.5,5=158
+F
v
: lực căng do lực li tâm sinh ra
F

H
] :ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng
5.11 sách TKHDĐCK )
+ F
vd
:lực va đập trên dãy xích

5

F
vd
=13.10
-7
n
1
t
3
= 13.10
-7
17,75.38,1
3
.1=1,3
+ E: mô dun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa;
E=2,1.10
5
Mpa
+K
đ
=1:hệ số tải trọng động
+K

= 1,15.1,86.6.10
7
/ (21.38,1.17,75) = 11850 (N)
iV.TíNH toán, thiết kế Bộ TRUYềN trục vít bánh vít
Các số liệu ban đầu:
N
II
= 1,86 KW , n
1
= 568 v/ph , n
2
= 17,75 v/ph
T
2
= 1000732 N.mm ,
Bộ truyền làm việc trong 11000 giờ
1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
]
Vận tốc trợt của bộ truyền
V
sb
=4,5.10
-5
.n
1
.
3
2
T

Hệ số tuổi thọ:
K
FL
=
9
6
/10
FE
N
=
9
66
10.45,6/10
=0,81
Trong đó N
FE
=60.n
2
.

ii
tTT
9
max22
)/(
=60.17,75.11000(1
9
.0,5+0,8
9
.3/8)

Mô men xoắn trên trục vít T
2
=1000732 (Nmm)
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K
H
=1,2
Chọn sơ bộ q=(0,3.Z
2
) =18;
Chọn Z
1
= 2 =>Z
2
=u
1
Z
1
=32.2=64 răng
+a

đợc xác địmh theo công thức:
a

(Z
2
+18)
3
2
2
2

=1 + (Z
2
/)
3
(1-kt)= 1+(64/230)
3
(1-0,5)=1,01
Với kt=

]/)./[(
max22 iiii
ttTT
=(1.0,5+0,5.0,6)=0,5
: hệ số biến dạng trục vít ( tra bảng 7.5 TKHDĐCK) =230
Vận tốc trợt: v
s
=.d

1
.n
1
/(60000.cos

)
=.90.568/60000.cos5,71
0
=2,7 m/s
với góc vít =

=arctg[Z

] = 180 => bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc
Kiểm tra lợng thừa bền theo công thức:
([
H
]-
H
)/
H
=(180-168,24)/168,24=0,07<0,1
=> độ thừa bền là hợp lí
+Kiểm nghiệm sức bền uốn
- Z
1
=2 => b
2
0,75.d
a1
,b
2
:chiều dày bánh vít,d
a1
:đờng kính vòng đỉnh
bánh vít d
a1
=m(q+2)=5(18+2)=100 mm =>b
2
75 mm
Chọn b
2
=70 mm


F
=1,4.T
2
Y
F
K
F
/b
2
.d
2
.m.cos
=1,4.1000732.1,73.1,2/70.320.5.cos6,34
0
=26,1<[
F
]=114,2Mp
a

7

Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn

* Trục vít
-Chọn vật liệu làm trục vít là thép C45 tôi cải thiện, HB=200 MPa
-Theo bảng 7.10 ta tính đợc chiều dài phần cắt ren trục vít
b
1
(11+0,06.Z

f1
=m(q-2,4)=5(18-2,4)= 78 mm
-Đờng kính ngoài của bánh vít: d
aM
2
d
a2
+1,5m=330+7,5=337,5
-Chiều rộng bánh vít : b
2
0,75d
a1
=75 mm, lấy b
2
=70mm
-Góc ôm =arcsin[b
2
/(d
a1
-0,5m)]=45,88
0
=>2=91,76
0
4.Tính nhiệt cho bộ truyền
-Diện tích thoát nhiệt cho bộ truyền đợc tính theo công thức:
A1000(1-).P
1
/{[0,7.K
t
(1+)+0,3K

=930 v/p
Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầut
d
=90
0
c;t
0
=20
0
C
Diện tích bề mặt hộp đợc quạt nguội A
q
=0,3A
Thay số vào công thức ta đợc A0,92 (m
2
)
5.Lực tác dụng lên bộ truyền
-F
t1
=F
a2
=2T
1
/d
1
=2.39510/90=878(N)
-F
t2
=F
a1

r1
F
a2

-Tỉ số truyền u= 2,5
T
1
=16610 Nmm n
1
=1420 v/p
T
2
=43250 Nmm n
2
=568 v/p
1. Chọn vật liệu. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế ta
chọn vật liệu nh sau:
Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

b1
= 750 MPa ;
ch 1
= 450 MPa. Chọn HB
1
= 200 (HB)
Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có:

b2
= 750 MPa ;

=1,8HB
2
=1,8.150=270(MPa)
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở:
N
H01
=30HB
4,2
1
=30.200
2,4
=1.10
7
N
H02
=30HB
4,2
2
=30.150
2,4
=0,5.10
7
N
F0
= 4.10
6
(Đối với tất cả các loại thép)
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn N
HE
,N

=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL2
= 1 , do N
HE1
=u.N
HE2
nên
K
HL1
= 1
ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh răng không đợc tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S
H
= 1,1
[
H1
]=
0
1limH
.K
HL1
/s
H1
=470.1/1,1=427,3 (MPa)
[
H2
]=
0
2limH
.K

> N
F0
=4.10
6
=> K
FL2
=1 , do N
FE1
=u.N
FE2
nên K
FL1
= 1
ứng suất uốn cho phép:
Hệ số an toàn S
F
= 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1)
[
F1
]=
0
1limF
.K
FL1
/s
F1
= 360/1,75=205,7(MPa)
[
F2
]=

Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức 6.15a (sách tính toán
thiết kế ... T1)
a

2
= 43(u
2
+1)
[ ]
3
2
1
..
.
aH
H
u
KT


Trong đó:
T
1
môn xoắn trên trục bánh chủ động
T
1
=16610 (N.mm)

a
= b


= 85 mm
Các thông số ăn khớp:
Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) 85 = 0,75ữ 1,7 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5
Chọn sơ bộ = 10
0
=> cos = 0,9848
=> số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z
1
= 2 a

. cos/ m(u+1) =
= 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) 31,5
Ta lấy Z
1
= 31 răng
=> số răng bánh lớn (bánh 2) Z
2
= u.Z
1
= 2,5.31 = 77,5
Ta lấy Z
2
= 77 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
2
/ Z


2
= m . Z
2
/ cos = 1,25 .77 / 0,964285 121,17 mm

Chiều rộng vành răng b

=
a
. a

= 0,3 . 85 = 25,5mm
Lấy b

= 26 mm
Hệ số trùng khớp


= b


. sin / .m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67
3.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và khi quá tải
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[


: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
3
= 16610 Nmm ; b
w
= 26 mm ;
Z
M
= 275 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos17,6
0
) 20,90
o

( )
[ ]
( )
[ ]
=+=+
95319,0.77/131/12,388,1cos./1/12,388,1
21

ZZ
1,654,
Z

=


/1
=
654,1/1
0,78
K
H
= K
H

. K
HV
K
H

;


Theo công thức 6.42

842,0
484,2
85
986,0.73.002,0.
===
m
w
oHH
u
a
vg


027,1
16,1.03,1.16610.2
78,48.26.842,0
1
..2
..
1
1
1
=+=+=


HH
wwH

H
] =382 nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
Kiểm tra độ thừa bền:
([
H
]-
H
)/
H
=(350-382)/350=0,09<0,1
độ thừa bền là hợp lí
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Yêu cầu
F


[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1)

F3
= 2.T
3
.K
F
Y

Y

Y

===
u
a
vg
w
o


225,1
40,1.08,1.16610.2
78,48.26.27,9
1
..2
.
1
3
3F
=+=+=



FF
FV
KKT
db
K

K
F
= .K

1
/cos
3
= 31/(0,95319)
3
= 35,79
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 77/(0,95319)
3
= 88,91
Với Z
tđ1
= 35,79 ; Z
tđ2
= 88,91
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F1
= 3,70 ; Y
F2
= 3,60;
ứng suất uốn :

F1
= 2.16610.1,85.0,605.0,874.3,70 / (26.48,78.1,5) = 63,2 MPa;


H
.
4524,1.382
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F1max
=
F1
. K
qt
= 63,2. 1,4 = 87,08 MPa ;

F2 max
=
F2
. K
qt
= 61,5. 1,4 = 86,10 MPa
vì
F1max
< [
F1
]

2
/ cos = 1,5 .77 / 0,95319 121,17 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2.m = 48,78 + 2. 1,5 = 51,78 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 121,17 + 2. 1,5 = 124,17 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- 2,5. m =48,78 - 2,5.1,5 = 45,03 mm,
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 121,17 - 2,5. 1,5 = 117,42 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos = 45,03 . cos 20

- Hệ số trùng khớp


= b


. sin / .m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67
5.Lực tác dụng lên bộ truyền.
-F
t1
=
681
78,48
16610.2
2
1
1
=

d
T
(N) = F
t 2
;
-F
r1
=
==
0
0

t1
F
t2
F
a1
F
a2

6.Kiểm tra sự phù hợp của bộ truyền với kết cấu hộp giảm tốc.
Để phù hợp với kết cấu bộ truyền phải đảm bảo:
a
br
+ d
a1
/2 + 20 ữ 30 a
tv
với a
br
và a
tv
là khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng và bộ truyền
trục vít ; d
a1
là đờng kính ngoài bánh răng 1.
Thay số vào ta đợc:
85+51,78/2+20ữ30=130,89ữ140,89 < a
tv
=205
Vậy bộ truyền phù hợp với kết cấu hộp giảm tốc
V.tính toán ,thiết kế trục.

= 19,24 mm
Chọn d
1
= 20 mm ;
+Với trục 2 : c
2
=160; N
2
=2,35; n
2
=568 v/p
d
2
c
2
3
2
2
n
N
= 160
3
568
35,2
= 25,68mm
lấy d
2
= 30 mm
+Với trục 3: c
3

2
= 30 chọn ổ đũa côn loại nhẹ có b
o1
= 19 mm
Với d
3
= 60 chọn ổ đũa côn loại trung có b
o1
= 31mm
2.Vẽ phác hộp giảm tốc.
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chọn K
1
= 10 (mm)
K
2
= 10 (mm)
K
3
= 15 (mm)

14

h
n
= 20 (mm).
Chiều dài moay ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích :
l
m12
= (1,4 ữ 2,5 )d

l
12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m12
+ b
o1
)+k
3
+h
n
]= -62,5 (mm).
l
13
= 0,5.(l
m13
+ b
o
)+k
1
+k
2
= 42.5 (mm).
l
11
= 2 l
13
= 85 mm
Trục II

+k
2
= 80,5 (mm)
l
31
= 2.l
32
= 161 (mm)
l
33
= l
31
+ l
c33
= l
31
+ 0,5.(l
m33
+ b
o3
)+k
3
+h
n
= 251,5 (mm)
l
c3
= l
33
l

F
a4
F
r4
R
XX
O
2

h
hộp
R
Xy
R
X

O
1
F
t4
H
R
Xx