Thuyết minh đồ án môn học
Phần I. chọn động cơ và tính toán các thông
số trên trục
I. Chọn động cơ:
1- Chọn kiểu loại động cơ:
Dựa trên các kiểu loại động cơ điện hiện có, với yêu cầu thiết kế
và tính u việt của động cơ điện cần chọn, đó ta chọn động cơ điện xoay
chiều ba pha roto lồng sóc, vì vậy động cơ này có u điểm là: kết cấu
đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể
mắc trực tiếp vào lới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.
2- Chọn công suất của động cơ:
Công suất của động cơ đợc chọn theo điều kiện nhiệt độ - đảm
bảo cho khi làm việc nhiệt độ sinh ra không quá mức cho phép:
dc
lv
dc
dm
PP
Trong đó:
dc
dm
P
- Công suất định mức của động cơ
dc
lv
P
- Công suất làm việc trên trục động cơ.
Với tải không đổi, công suất làm việc đợc tính:

=
ct

= 6,3 (KW)
Với sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp đợc tính theo công
thức:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 1 -
Thuyết minh đồ án môn học


=
1
.
2
.
3


1
,
2
,
3
là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ lăn trong hệ
truyền dẫn
Tra bảng 2.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - trang 19)
Ta có:

xích
= 0,7 ;
ổ lăn
= 0,995

ct
lv
dc
lv
==

=
(KW)
Công suất động cơ đợc chọn theo điều kiện:
dc
lv
dc
dm
PP
dc
dm
P
: Công suất định mức trên trục động cơ đợc lấy theo tiêu chuẩn.
Ta chọn
dc
dm
P
= 7,5 (KW)
3- Tốc độ động cơ.
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (tốc độ từ trờng quay) đợc
xác định theo công thức:
p
f.60
n
db

n
ct
- Số vòng quay của trục công tác.
Với truyền động băng tải ta có:
n
ct
=
43,76
450.14,3
8,1.10.60
D.
v.10.60
33
==

(v/ph)
=> u
sb
=
97,18
43,76
1450
n
n
ct
db
==
Tra bảng 1.2 (Hớng dẫn thiết kế Chi tiết máy) ta xác định đợc tỉ
số truyền nên dùng và giới hạn của các truyền động:
Ta có:

I
= 5,8
dn
K
T
T
= 2,2
5- Kiểm tra quá tải, kiểm tra mở máy.
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 3 -
Thuyết minh đồ án môn học
Do tải là không đổi nên không cần kiểm tra quá tải mà chỉ cần
kiểm tra mở máy theo công thức:
dc
bd
dc
mm
PP
Với
dc
mm
P
- Công suất mở máy của động cơ.
dc
bd
P
- Công suất cản ban đầu của động cơ.
Ta có:
5,165,7.2,2P.
T

dc
u.u
n
n
u ==
1- Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền ngoài hộp:
Với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với một bộ truyền
ngoài hộp:
u
ng
= (0,1 ữ 0,15)u
h
=> u
ng
=
u)15,01,0( ữ
Chọn u
ng
=
69,197,18.15,0u15,0 ==
Ta có:
ng
h
u
u
u =
=
22,11
69,1
97,18

3
3
h
==
=>
79,3
96,2
22,11
u
u
u
2
h
1
===
III. TÝnh c¸c th«ng sè trªn trôc.
1- C«ng suÊt trªn c¸c trôc:
Ta cã: P
i
= p
i-1
.η
i-1,i
+ C«ng suÊt trªn trôc I: P
I
=
dc
ct
P
.η

III
.η
k
.η
æ
= 6,332.1.0,995 = 6,3 (KW).
2- Tèc ®é quay cña c¸c trôc:
+ Trôc I:
n
I
= n
®c
= 1450 (v/ph)
+ Trôc II:
n
II
=
59,382
79,3
1450
u
n
1
I
==
(v/ph)
+ Trôc III:
n
III
=

.
81,45909
1450
9706,6.10.55,9
n
P
6
dc
dc
==
(Nmm)
+ Trôc I:
T
I
= 9,55.10
6
.
44312
1450
728,6
.10.55,9
n
P
6
I
I
==
(Nmm)
+ Trôc II:
T

==
(Nmm)
+ Trôc lµm viÖc:
T
lv
= 9,55.10
6
.
54,786686
479,76
3,6
.10.55,9
n
P
6
lv
lv
==
(Nmm)
Trêng §HKT C«ng NghiÖp Th¸i Nguyªn
- 6 -
Thuyết minh đồ án môn học
4- Bảng thông số:
Thông số
Trục
u n (v/ph) P (KW) T (Nmm)
Động cơ 1450 6,9706 45909,81
1
I
3,79

1
= 29 - 2u 19
Với tỉ số truyền u = 1,69 ta có:
z
1
= 29 - 2.1,69 = 25,62 > 19
Số răng đĩa xích đợc quy tròn theo số lẻ nên ta chọn z
1
= 27
Từ số răng đĩa nhỏ z
1
tính ra số răng đĩa lớn z
2
:
z
2
= u.z
1
z
max
z
max
đợc xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng bớc xích do bản lề
bị mòn sau một thời gian làm việc.
Đối với xích ống con lăn z
max
= 120
Với u = 1,69 ta có:
z
2

0
] hoặc công suất cho
phép [P], do đó có thể xác định đợc bớc xích theo [P].
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích cần đảm
bảo điều kiện:
P
t
= P.k.k
z
.k
n
[P]
Trong đó:
P
t
, P, [P] lần lợt là công suất tính toán, công suất cần truyền
và công suất cho phép, KW.
k
z
= z
01
/z
1
= 25/z
1
là hệ số số răng;
k
n
= n
01

k
đ
- hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.
k
c
- hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.
Tra bảng 5.6 (Tính toán thiết kế HDĐCK tập 1 - 82) ta có:
- Đờng nối hai tâm đĩa xích so với đờng nằm ngang < 60
0
nên k
0
= 1
- Khoảng cách trục a = (30 50)p nên k
a
= 1
- Vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích: k
đc
= 1
- Tải trọng tĩnh, làm việc êm: k
đ
= 1
- Làm việc 2 ca: k
c
= 1,25
- Môi trờng làm việc có bụi, bôi trơn II: k
bt
= 1,3
=> k = k
0
.k

= P.k.k
z
.k
n
= 6,332.1,625.0,926.1,547 = 14,74 KW.
Tra bảng 5.5 ta tìm đợc công suất cho phép [P] của xích con lăn,
từ đó ta chọn đợc bớc xích p
Với [P] = 19,3 KW tra đợc p = 31,75 mm
Để hạn chế ảnh hởng có hại của va đập đối với bộ truyền, bớc
xích p tìm đợc phải nhỏ hơn p
max
đợc cho trong bảng 5.8
Với số vòng quay của đĩa nhỏ n
1
= 129,25 v/ph thì bớc xích
p = 31,75 mm.
+ Khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục nhỏ nhất đợc giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho
phép giữa các đĩa xích (30 50 mm).
a
min
= 0,5(d
a1
+ d
a2
) + (30 50)
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lợng bản thân xích
gây nên, khoảng cách trục không đợc quá lớn:
a a
max

*
= 0,25p{x
c
- 0,5(z
2
+ z
1
) +
( )
[ ]
( )
[ ]
2
12
2
12c
/zz2zz5,0x +
}
=> a
*
= 0,25.31,75{
( )
++ 27475,098
( )
[ ]
( )
[ ]
22
14,3/2747227475,098 +
}

kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+ F
v
) [s]
Trong đó:
Q - tải trọng phá hỏng, N, tra bảng 5.2 ta có Q = 88500 N
k
đ
- hệ số tải trọng động, chọn k = 1,7 ứng với chế độ làm
việc nặng.
F
t
- lực vòng, N; F
t
= 1000P/v
v = Z
1
.p.n
1
/60000 = 27.31,75.129,25/60000 = 1,85 m/s
F
t
= 1000.6,332/1,85 = 3422,7 N
F

Với giá trị thờng dùng của độ võng f = (0,01 0,02)a
lấy k
f
= 4 ứng với bộ truyền nằm nghiêng một góc dới 40
o
=> F
0
= 9,81.4.3,8.0,96113 = 35,83 N
=> s = 88500/(1,7.3422,7 + 35,83 + 13,01) = 15,08
Tra bảng 5.10 ta có [s] = 8,5 < s = 15,08 vậy bộ xích đảm bảo đủ
bền.
+ Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng
lên trục
- Xác định các thông số của đĩa xích:
Đờng kính vòng chia của đĩa xích đợc xác định theo công thức
d
1
= p/sin(/z
1
) = 31,75/sin(/27) = 273,63 mm
d
2
= p/sin(/z
2
) = 31,75/sin(/47) = 475,59 mm
d
a1
= p[0,5 + cotg(/z
1
)] = 31,75[0,5 + cotg(/27)] = 287,65 mm

1
+=
Trong đó:
[
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa
F
t
- lực vòng, N, F
t
= 3422,7 N
F
vd
- lực va đập trên m dãy xích, N, tính theo công thức:
F
vd
= 13.10
-7
n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.129,25.31,75
3
.1 =
= 5,38 N
k
d

5
H
1
490,26 MPa
Với z
2
= 47, k
r
= 0,255
=>
=+= )1.262/(10.1,2).38,51.7,3422(255,047,0
5
H
2
393,42 MPa
Nh vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt đ ợc
ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
] = 500 MPa, đảm bảo đợc độ bền tiếp
xúc cho răng đĩa 1. Đĩa 2 tơng tự cũng chọn cùng vật liệu và nhiệt
luyện
- Xác định lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:
F
r
= k
x
.F
t
Trong đó: k

= 11,22; u
1
= 3,79; u
2
= 2,96
3. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt đốăn HB 180 350,
o
limH

= 2HB + 70; S
H
= 1,1
o
limF

= 1,8HB ; S
F
= 1,75
=> Giới hạn mỏi tiếp xúc ứng với số chu kỳ cơ sở của bánh là:
o
1limH

= 2.245 + 70 = 560 MPa
o
2limH

= 2.220 + 70 = 510 MPa
Và giới hạn mỏi uốn ứng với số chu kỳ cơ sở của 2 bánh:
o

N
HE
= 60.C.n.t


Trong đó:
C - Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đợc 1 vòng
=> C = 1
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 14 -
Thuyết minh đồ án môn học
n - Số vòng quay trong 1 phút.
n
I
= 1450 v/ph; n
II
= 382,59 v/ph
t

- Tổng số giờ làm việc trong thời gian phục vụ
Tỷ lệ số giờ làm việc trong một ngày là 2/3 và tỷ lệ số ngày
làm việc trong một năm là 2/3
Vậy tổng số giờ làm việc trong 4 năm là:
t

=
365.
3
2
.24.

limH

.K
HL
/S
H
[
H
]
1
=
o
1limH

.K
HL1
/S
H
= 560.1/1,1 = 509,09 MPa
[
H
]
2
=
o
2limH

.K
HL2
/S

; N
FE2
= 446865196,5
N
Fo
- số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi uốn.
N
Fo
= 4.10
6
(đối với vật liệu bằng thép)
N
FE1
> N
Fo1
và N
FE2
> N
Fo2
=> K
FL1
= K
FL2
= 1
Vậy ứng suất uốn cho phép đợc xác định theo công thức:
[
F
] =
o
limF

/S
F
= 441.1.1/1,75 = 252 MPa
[
F
]
2
=
o
2limF

.K
FC
.K
FL2
/S
F
= 396.1.1/1,75 = 226,258 MPa
* ứng suất quá tải cho phép:
+ ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
[
H
]
max
= 2,8.
ch
=> [
H
]
max

[ ]
[ ]
3
2
HbebeH1
2
R
u.K.K1/K.T.1u.K +

K
R
= 0,5K
d
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép thì:
K
d
= 100 MPa
1/3
=> K
R
= 0,5.100 = 50 MPa
1/3
K
H


- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng bánh răng côn:
Tra bảng 6.21 với

= 1,12; T = 22681,17 Nmm
=> Re =
( )
[ ]
3
22
)636,463(79,3.25,0.25,01/12,1.17,22681.179,3.50 +
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 16 -
Thuyết minh đồ án môn học
Re = 107,78 mm
5. Xác định các thông số ăn khớp:
* Số răng bánh nhỏ:
d
e1
= 2Re/
2
u1 +
=
2
79,31
78,107.2
+
= 54,99
Tra bảng 6.22 ta đợc Z
1P
= 16
Với HB < 350, Z
1
= 1,6.Z

25,0.5,01
88,1

= 2,15 mm
Tra bảng 6.8 ta lấy trị số môđun tiêu chuẩn: m
tc
= 2
Do đó m
tm
= m
tc
(1 - 0,5K
be
) = 2.(1 - 0,5.0,25) = 1,75
Z
1
=
tm
1m
m
d
=
75,1
12,48
= 27,5
Ta lấy Z
1
= 28
* Số răng bánh lớn:
Z

1
= 90
o
- 14,66
o
= 75,34
o
Theo bảng 6.20 với Z
1
= 28 ta chọn hệ số dịch chỉnh:
x
1
= 0,38; x
2
= -0,38
Đờng kính trung bình của bánh nhỏ:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên
- 17 -
Thuyết minh đồ án môn học
d
m1
= Z
1
.m
tm
= 28.1,75 = 49 mm
Chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5.m
tc
.

ml
2
H1
+
Trong đó:
Z
M
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp; Tra bảng 6.5 ta có Z
M
= 247 MPa
1/3
Z
H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12
ta có: x
t
= x
1
+ x
2
= 0 ; Z
H
= 1,76
Z

- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, đợc xác định theo
công thức:
Z


= K
H

.K
H

.K
Hv
K
H

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng. Tr bảng 6.21 ta có K
H

= 1,12
K
H

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng không đồng thời ăn khớp: Với bánh răng
côn răng thẳng K
H

= 1.
K
Hv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong
vùng ăn khớp tính theo công thức:
Trờng ĐHKT Công Nghiệp Thái Nguyên