Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page 1
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
 Đ N MƠN HC
CHI TIT MY

Đề 4: THIT K H THNG DN ĐNG THNG TRN
GVHD : Thầy Trần Quốc Hùng

= T
-t
2
= 12 (giây) -T
2
= 0.8T
*Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

t
2

t
1Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page 3
1. Chọn động cơ điện, phân phi tỉ s truyền:
1.1 Hiệu suất hệ thng:
Hiu suất chung của h thống:
η
∑
= η
k
. η

1.2 Công suất đẳng trị của động cơ:
-Công suất tính toán:














 









 




Page 4
1.3 Xc định s vòng quay sơ bộ:
Số vòng quay của trục công tác: 40 vòng/phút
Tỉ số truyền:
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bnh răng trụ 2 cấp: u
h
= 12
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
= 3
 Tỉ số truyền chung sơ bộ là: u
ch
= u
h
. u
x
= 12 . 3 = 36
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ

n
sb
= n
ct
. u
ch
= 40 . 36 = 1440 vòng/phút


1.5 Phân phi tỉ s truyền:
Tỉ số truyền của h thống dẫn động: 










Ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bnh răng trụ 2 cấp: u
h
= 12
Suy ra: tỉ số truyền của bộ truyền xích : 









 Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen
















































Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page 6
Momen xoắn:




































Bảng đặc tính:


1074375 Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page 7
2. Thiết kế bộ truyền xích:

2.1. Chọn xích tải:
Do dùng cho máy trộn có công suất nhỏ vận tốc không cao nên chọn :
=> Xích con lăn 1 dãy.
2.2. Xác đònh các thông số của xích và bộ truyền xích:
2.2.1. Chọn số răng đóa xích:
Với u
x
= 3
Số răng đóa nhỏ : Z
1
= 29 – 2.u

19

Z
1
= 29 – 2.3 = 23 chọn Z
1

1
= 25/Z
1
= 1,09 hệ số răng đóa xích

k
n
= n
01
/n
1
hệ số vòng quay.
n
01
= 200 (vòng/phút) chọn theo bảng 5.5[1]
n
1
= n
III
=120(vòng/phút)

k
n
= 200/120 = 1,67

k = k
0
.k
a
.k

k
x
hệ số phân bố không đều tải trọng,số dãy xích là 1thì k
x
= 1

P = P
III
= 4,66 (kW) công suất cần truyền.
Công suất tính toán: P
t
= 4,66.1,56.1,67.1,09/1 =13,23 kW
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page 8
Tra bảng 5.5[1] với n
01
= 200 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích p = 31,75 (mm) thoả điều kiện bền mòn P
t
<
 
P
= 19,3 kW

2.2.3. Chiều rộng xích răng:

x

     
=107,79

Lấy số mắt xích chẵn x
c
= 108 ,tính khoảng cách trục a
*
:
a
*
= 0,25.p.
   
 
 
 







2
12
2
1212
/.2.5,0.5,0


1
/(15.x)


 
iTrong đó:
 
i
số lần va đập cho phép,tra bảng 5.9[1] ta có
 
i
= 25 1/s
i = 23.120/(15.108) = 1,7/s <
 
i2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
2.3.1. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:
S = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+F
v

/60000 = 23.31,75.120/60000 = 1,46 m/s
F
t
= 1000.P/(k
d
.v) =1000.P
III
/(k
d
.v) =1000.4,66/1,2.1,46 = 2659,82 N
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81. 6. 3,8. 953.10
-3
=213,16 N
(k
f
= 6 bộ truyền nằm ngang)

F
v
= q.v
2
= 3,8. 1,46
2
= 8,1

Do đó: S = 88,5.10

E = 2,1.10
5
Mpa
k
d
=1 dùng cho xích 1 dãy,hệ số tải trọng không đều.
Z
1
= 23

k
r
= 0,444
F
vđ
:lực va đập trên 1 dãy xích
F
vđ
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.120.31,75
3
.1= 5 (m=1)
K

2.4.1. Đường kính đóa xích:
Đường kính vòng chia của đóa xích được xác đònh:
d
1
= p/sin(

/Z
1
) =31,75/sin(180/23) = 233,17 mm
d
2
= p/sin(

/Z
2
) = 31,75/sin(180/69) = 697,58 mm
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
10

da
1
= p.(0,5 + cotg(180/Z
1
)) = 31,75.(0,5 + cotg(180/23)) = 246,87 mm
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
11
3. Thiết kế bánh răng
3.1. Chọn vật liệu:
Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:
Bánh răng nhỏ: Thép 45tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB260),tra
bảng 6.1[1] ta có б
b1
= 850MPa, б
ch1
= 580MPa.
Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285(chọn HB250),tra
bảng 6.1[1]ta có б
b2
= 850MPa, б
ch2
= 580MPa.

3.2 Xác đònh ứng suất cho phép:
Xác đònh ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
[б
H

FL

Trong đó:Sơ bộ chọn Z
R
.Z
V
.K
XH
=1
Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
б
0
Hlim
ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
б
0
Flim
ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2 [1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
б
0
HLim
= 2HB + 70(Mpa) S
H


N
HO1
=30.(260)
2.4
=18,75.10
6

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
12
N
HO2
=30.(250)
2.4
=17,07.10
6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn:
N
FO2
=N
FO1
=4.10
6


= 60.c.









ii
m
i
Tn
T
T
F

max

m
F
:bậc đường cong mỏi khi thử về uốn,m
F
=6 khi HB < 350
c:số lần tiếp xúc trong một vòng quay,c = 1
n:số vòng quay trong một phút.
t
 :

3
max


N
HE

2
= 60.1.(1440/
12
).6720.(1
3
.12/24 + 0,8
3
.12/24) =126,7.10
6

Ta có:N
HE

2
> N
HO2
do đó: K
HL2
=1
Suy ra: N
HE1
> N
HO1

0
Hlim2
.K
HL2
/S
H
= 570.1/1,1 = 518,18 MPa
=>bánh răngï trụ răng nghiêng:[б
H
] =
2
1
.([б
H
]
1
+ [б
H
]
2
) =527,27 Mpa
N
FE2
= 60.c.( n
1
/u
1).

i
t

13
Ta có:N
FE

2
> N
FO2
do đó K
FL2
=1
Suy ra: N
FE1
> N
FO1
do đó K
FL1
=1

Theo (6.2a) [1], sơ bộ ta xc định được:[б
F
]= б
0
Flim
.K
Fc
.K
FL

]
MAX
=0,8.б

ch2
=0,8.580 = 464 MPa
3.3. Tính toán cấp chậm:
3.3.1. Xác đònh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w2
=K
a.
(u
2

1)
3
2
2
2
][
.
baH
H
u
KT



(+): ứng với tiếp xúc ngoài

Tra bảng 6.6[1]=> Ψ

ba
= 0,2
Ψ

bd
= 0,53.Ψ
ba
.(u
1
+ 1) = 0,5.0,2.(
12
+ 1) = 0,45
Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được K
Hβ
= 1,03 : hệ số kể đến sự phân bố
không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
14
 a
w2
=43.(
12

z
um
a
WW

1
28,07 29,58z  
chọn z
1
= 29 răng

z
2
= 29.

 = 100,46 . Lấy z
2
= 100 răng

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:u
m
= z
2
/z
1
=100/29 = 3,45
cos = m.(z
1
+ z
2

Trong đó:

Z
M
:hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] => Z
M
= 274 Mpa
1/3 Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
15
Z
H
:Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Z
H
=
tw
b


2sin
cos.2


0
góc ăn khớp
=> tg
b

= cos
t

.tg

= cos20,62
0
.tg14,65
0
= 0,2447=>
b

= 13,75
0

Do đó:Z
H
=
0
0
2.cos14,65
sin(2.20,62 )
= 1,71
Z
ε



= 40.sin14,65
0
/(3.

) =1,07
Hệ số ăn khớp ngang:


= [1,88 – 3,2.(
1
1
z
+
2
1
z
)].cos


=>


= [1,88 – 3,2.(
11
29 100

)].cos14,65
0

= 1,13
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
16


H
=

H
.g
0
.v.
M
w
u
a


H
hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp:Tra bảng 6.15[1]

H
= 0,002
Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2:Tra bảng 6.16[1] =>g

HV
= 1 +
2,18.40.89,89
2.109812.1,03.1,13
= 1,03
Hệä số khi tính tải trọng tiếp xúc:K
H
=

HHVH
KKK
= 1,03.1,03.1,13 = 1,2
ng suất tiếp xúc:
H

= Z
M
.Z
H
. Z
ε
.
22
2
11
2. . .( 1)
( . . )
H
w m w
T K u


Với v = 1,96 m/s cấp chính xác động học là 9,cấp chính xác tiếp xúc là 8,chọn
R
a
= 2.5 độ nhám của bề mặt làm việc,ta có hệ số ảnh hưởng đếùn bề mặt làm
việc Z
R
=0,95 và d
a
< 700 mm nên K
xH
= 1
Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
17
Khi HB < 350 thì Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,85.1,96
0,1
= 0,9:hệ số ảnh hưởng đến vận tốc
vòng.
 [
'

]

F2
=
1
21
.
F
FF
Y
Y


[
F2
]
Trong đó:
Y

:hệ số trùng khớp của răng:Y

= 1/

= 1/1,68 = 0,6
Y

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y

=1 -



FF
WWF
KKT
db
2

1
1

Với 
F
=
F.
g
o.
v.
u
a
w

Bảng 6.15[1]: 
F
= 0,006và bảng 6.16[1]: g
o
= 73
 
F
= 0,006.73.1,96.
200


= 32

Z
v2
= z
2
/cos
3


= 110

Tra bảng 6.18[1]: Y
F1
= 3,8
Y
F2
= 3,6 hệ số dòch chỉnh x = 0
Do đó:
1
2.109812.1,55.0,6.0,9.3,8
40.89,89.3
F


= 64,76 MPa
2F

= 64,76.
Trong đó:
Y
S
= 1,08 – 0,0695.lnm =1,004. Y
S
hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng
suất.
Y
R
= 1 hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng.
K
xF
hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn,do d
a
< 400 mm nên K
xF
=1
Do đó: [
'
1F

] = 294,17.1.1,004.1 = 295,35 MPa

[
'
2F

] = 282,851.1,004.1 = 283,98 MPa

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
19
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền .Ở
đây yêu cầu với độ ổn đònh và đôï chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng
đến khả năng làm việt của bộ truyền.Nhờ vâïy mà ta có thể thay một vài thông số
nếu cần thiết.
ng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:б
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
2
2
11
2 . .( 1)

Hm
w m w
T K u
b u d

b

:góc nghiêng:tg
b

= cos
t

.tg

,theo TCVN 1065-71 chọn

= 20
0

t

=
t

w
= arctg(tg

/cos

) = 20,62
0
góc ăn khớp
=> tg
b

=
1
1,07
= 0,97
Trong đó:


:hệ số trùng khớp dọc với


= b
w
.sin

/(

.m)
1
12
2
. 12
ww
T
b b mm
T


=>



= [1,88 – 3,2.(
11
29 100

)].cos14,65
0
=1,68
Hệ số dòch chỉnh: x
1
= x
2
= 0
Đường kính vòng lăn bánh: d
w1
= 2.a
w2
/(u
m
+1) = 2.200/(3,45+1) = 89,89 mm
Vận tốc vòng:v =
60000

11
nd
w

=
.89,89.1440
60000


= 56
=>

H
= 0,002.56.6,78.
200
3,45
= 5,78
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc:tra bảng 6.7[1]=>

H
K
=1,02
Hệ sốtải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:K
HV
=1+


HH
wwH
KKT
db
2

1
11

=> K
HV

2
111
11
ww
H
dub
uKT 

[
H

]
=>
H

= 274.1,71.0,97.
2
2.32497.1,24.(3,45 1)
12.3,45.89,89

= 470,58 MPa
Xác đònh ứng suất tiếp xúc cho phép:[
'
H

] =
 
H

.Z

So sánh: [
'
H

] >
H

,do đó thoã mãn độ bền tiếp xúc.

Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
22
3.4.4. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng.Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trò cho phép.
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
11
1

Y

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y

=1 -

0
/140 = 0,9
K
F
=K
FB.
K
F.
K
Fv
hệ số tải trọng khi tính uốn.

K
FB
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,tra
bảng 6.7[1]:K
FB
= 1,05
K
F
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng, K
F
=1,37
K

= 0,006 và bảng 6.16[1]: g
o
= 56  
F
= 0,006.56.5,78.
200
3,45
= 14,79
 K
Fv
= 1 +
14,79.12.89,89
2.32497.1,05.1,37
= 1,17
Do đó K
F
= 1,05.1,37.1,17 = 1,68 Y
F1
,Y
F2
lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: Z
V1
= z

= 3,6 hệ số dòch chỉnh x = 0 Do đó:
1
2.32497.1,68.0,6.0,9.3,8
12.89,89.3
F


=69,24 MPa
2F

= 69,24.
3,6
3,8
= 65,6 MPa
ng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
[
'
1F

] = [
1F

].Y
R
.Y
S
.K

xF
=1
Do đó: [
'
1F

] = 294,17.1.1,004.1 = 295,35 MPa

[
'
2F

] = 282,85.1.1,004.1 = 283,98 MPa
Ta có:

F1
< [
'
1F

] ,
F2
< [
'
2F

]
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.
0

Chiều rộng vành răng
b
w1
= 20 mm
b
w2
= 40 mm
Số răng
z
1
= 29 ; z
2
= 100
z
1
= 29 ; z
2
= 100
Hệ số dòch chỉnh
x
1
= x
2
= 0 mm
x
1
= x
2

f1
= 82,42 mm; d
f2
= 302,6 mm
Đường kính vòng cơ
sở bánh
d
b1
= 84,5 mm; d
b2
= 291,4 mm
d
b1
= 84,5 mm; d
b2
= 291,4 mm Đề 4: Số liệu 37 BiBi Nguyen Page
25
4. Tính ton thiết kế trục:
4.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 , có 
b

= 25 mm

 Trơc II, víi T
2
=109812 Nmm,

 
2
3
3
2
109812
33,2
0,2 0,2.15
T
d

  
mm
Chän d
2
= 35 mm

 Trơc III, víi T
3
=370858 Nmm

 
3
3

= 50 mm  b
O3
= 27 mm