PH N I:TNH TON H DN NG .
I. Chọn động cơ
Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những u điểm sau:
- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lới điện sản xuất
- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thớc và công suất phù
hợp.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
- Công suất cần thiết P
ct
:

P
ct
=

lv
P

P
lv
=
==
1000
7,1.3500
1000
.vF
5,95( KW )
- Hiệu suất hệ dẫn động :
-Theo sơ đồ đề bài thì : =
m
ổ lăn

ct
:

P
ct
=

lv
P
=
73,6
885.0
95,5
=
(kw)

B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc.
*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là u
sb
.Theo bảng 2.4 truyền
động bánh răng trụ nghiêng hộp giảm tốc 1 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài):
u
sb
= u
sbh
. u
đ
= 4.5 = 20
+ Số vòng quay của trục máy công tác là n

f.60

Trong đó f =50 Hz, p - số cặp cực từ (chọn p = 2)
n
đb
=
p
f.60
=
2
50.60
= 1500 (v/ph)
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
P
đc


P
ct

n
đc
n
đb

và
T
T
T
T

I
I
dn
k
T
T
Khi
lng
d
(mm
)
Kw Mã
lc
50Hz 60Hz
K160S4 7.5 10 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 92 (kg) 38

2,2=
dn
k
T
T
>
4,1=
T
Tmm
Kết luận : động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
PHN II:PHN PHI T S TRUYN.
Ta đã biết :
..
nghsbc

= u


=
br
c
u
u
=
5
12,12
=4,3
Vậy : u
h
= u
br
=5 ; u
ng
= u
đ
=4,3
PHN III: TNH TON CC THễNG S,CễNG SUT,Mễ MEM V S
VềNG QUAY TRấN CC TRC.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn
động.
Công suất, số vòng quay :
P
lv
=5,95(kW) ; n
lv

32,6
===
đol
I
đc
P
P
ηη
(kW)
n
I
=
=
d
dc
u
n

=
3,4
1450
337,20 (v/ph)
n
II
=
44,67
5
20,337
==
br

P
(N. mm).
T
I
= 9,55. 10
6
.
69,178991
20,337
32,6
.10.55,9
6
==
I
I
n
P
(N. mm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
64,859556
44,67
07,6
.10.55,9
6
==
II

=4,3 U
br
=5 U
kl
= 1
P (kW) 7,5 6,32 6,07 5,95
N(v/ph) 1450 337,20 67,44 67,44
T(N.mm) 49396,55 178991,69 89556,64 82563,76
Ta lËp ®îc b¶ng kÕt qu¶ tÝnh to¸n sau:
PH N IV : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY.
i. TíNH TOáN Bộ TRUYềN TRONG HộP GIảM TốC.
1.tính toán bộ truyền bánh răng trụ nghiêng.
do không có yêu cầu gì đặc biệt ta chon vật liệu cho hai bánh răng nh nhau.
Theo bảng 2.1 chon:
Chọn vật liệu nhóm I
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ữ 285 có:

b1
= 850 MPa ;
ch 1
= 580 MPa. Chọn HB
1
= 270 (HB)
s <= 60 mm
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có:

b2
= 750 MPa ;
ch 2
= 450 MPa. Chọn HB

o
F
F
KKKYY
S








=
lim


Vì bộ truyền quay một chiều nên. K
FC
= 1.
Vì là tính sơ bộ nên chọn sơ bộ:
Z
R
Z
V
K
xH
= 1
Y
R

số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
Theo bảng 6.2 ta có:

[ ]
HHLHH
SK

=
lim



limH

= 2.HB + 70


H lim1
= 610 MPa;


H lim2
= 530 MPa;
[ ]
F
FL
o
F
F
S

K
HL
=
H
m
HEHO
NN

K
FL
=
F
m
FEFO
NN
với m
H
= m
F
=6 (bậc của đờng cong mỏi).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
= 30. H
4,2
HB
;

74,2
1

7
2
10.8,1722000.44,67.2.60 ==
HE
N
ta có :
11 HOHE
NN >
nên thay
11 HOHE
NN =


22 HOHE
NN >
nên thay
22 HOHE
NN =
Ta
có
11 FOFE
NN >
nên thay
11 FOFE
NN =

22 FOFE
NN >
nên thay
22 FOFE


[ ]
[ ] [ ]
2
21
HH
H


+
=
= 517,75 MPa < 1,25
[ ]
min
H

=602,25 MPa
Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện.
Do bộ tuyền quay 1 chiều ,nên K
FC
=1

[ ]
71,277
75,1
1.486.
1lim
1
===
F

H

=2,8.
2chay

=2,8.450=1260 (MPa).
[ ]
max
1F

=0,8.
1chay

= 0,8.580=464 (Mpa)
[ ]
max
2F

=0,8.
2chay

= 0,8.450=360 (Mpa)
1.2. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15 a) :
a
w1
= K
a
(u
br

=178991,69N.mm
K
a
=43(răng nghiêng)
( ) ( )
9,015.3,0.5,01.5,03,0 =+=+==
brbabdba
u

Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta đợc K
H

=1,02 ; [
H
]=517,75 MPa
Thay số ta định đợc khoảng cách trục :
a
w
= 43.(5+1).
499,137
9,0.5.75,517
02,1.69,178991
3
2
=
mm
Chọn a
w
= 140mm (Theo dãy 2 tiêu chuẩn SVE229-75.)
1.3. Xác định các thông số ăn khớp

= 22( răng )
Z
2
= u
br
Z
1
= 5.33= 110( răng )
Tỷ số truyền thực tế: u
t
=
22
110
= 5
Tính chính xác góc nghiêng :
cos =
95,0
138.2
)11022.(2
.2
.
=
+
=
w
t
a
Zm
= 16


w1
= 2.a
w1
/ (u
brt
+ 1) = 2.140 / 6 = 46 mm,
d
w2
= u
2
. d
w1
= 5.46 =230 mm;
1.4. Kim nghim rng v bn tip xỳc.
p dng cụng thc Hezt ta xỏc nh c ng sut tip xỳc xut hin trờn rng phi
tha món iu kin

H
=
brtw
w
brH
HM
ubd
uKT
ZZZ
..
)1.(..2
.
1

w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w1
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Xác định ứng xuất tiếp xúc:
Bánh răng nhỏ:
- Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; Z
M
= 274 Mpa
1/3
Vì bánh răng là thép
tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).
Theo (6.35):
với α
tw
=arctg(tg20
o
/cosβ)=arctg(tg20
0
/0,95)=20,96
(tgβ
b
=cosφ
t
.tgβ=cos(20, 96)tg(16,57)=0,27

Vậy β

= 0,3.140= 42(mm ).
ε
α
= [1,88 – 3,2 (1/Z
1
+1/Z
2
)].cosβ = [1,88 – 3,2 (1/22+1/110)].0,95 = 1,70
v=π.d
w1
.n
1
/60000
v=3,14.46.337,20/60000= 0,81 m/s
Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,81 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được
cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : K
H
α
=
1,13.
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Z
ε
=
94,0
1
=
α
ε

..
1
1
1
u
a
vg
KKT
db
K
oHH
HH
Hv
ω
αβ
ωω
δν
ν
Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒ δ
H
= 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒ g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒ K
H
β
= 1,01
⇒ K
H

.
Với v =0,81 m/s ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
=1,25÷0,63 µm. Do đó Z
R
=
1 với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
⇒ [σ
H
] = 517,75.1.1.1=517,75 MPa.
Nhận thấy rằng σ
H
< [σ
H
] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng điều kiện
bền do tiếp xúc.
1.5- Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng σ
F
phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σ
F
] hay:

Trong đó: T
1
- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T
1
= 178991,69 Nmm;
m
nw
- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng
m
nw
= m
tw
= 2(mm);
b
w
-Chiều rộng vành răng, b
W
= 42 (mm);
d
w1
-Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, d
w1
= 46 (mm);
z
vn1
=
β
3
1
cos

⇒ Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài
liệu [1], ta có: Y
F1
= 3,90 ; Y
F2
= 3,60;
Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 (khi ε
α
= 1,70 và HB2≤320, HB1-HB2≤70)
Y
ε
=
α
ε
1
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε
α
là hệ số trùng khớp ngang, ta có ε
α
= 1,70
⇒ Y
ε
=
1,70
1
=0,58

= 1,03;
K
F
α
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]
K
F
α
= 1,37;
K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công
thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):
K
Fv
= 1 +
αβ
FF
mF
KKT
dbv
...2
..
1
1
(3.62)
Với v
F
= δ

u - tỷ số truyền thực tế, u
brt
= 5;
b - Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm) ;
T
1
- Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T
1
= 178991,69(Nmm);
⇒ v
F
= 0,006. 73. 0,81.
5
)15.( 46 +
= 2,63
Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:
K
Fv
= 1 +
37,1.03,1.69,178991.2
46.42.63,2
= 1,01
Từ công thức (3 -61), ta tính được:
K
F
= 1,03. 1,37. 1,01 = 1,43
Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có:
σ
F1
=

[σ
F1
]
max
= 0,8 σ
ch1
= 0,8. 580 = 464 Mpa.
[σ
F2
]
max
= 0,8 σ
ch2
= 0,8. 450 = 360 MPa;
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.

H1max
=
H
.
6134,1.75,517 ==
qt
K
MPa < [
H
]

1.7. Thụng s c bn ca b truyn
- Khong cỏch trc: a
w
= 140 (mm).
- Mụun phỏp bỏnh rng: m
n
=2 (mm.)
- Chiu rng bỏnh rng: b
w
= 42 (mm).
- S rng bỏnh rng: Z
1
= 22 v Z
2
= 110
- Gúc nghiờng ca rng: = 16,57
0
.
- Gúc prụfin gc : = 20

.
- Gúc n khp:
t
=
t

= arctg(tg/cos) = 20,96
0
.
- ng kớnh chia : d

Thụng s lc n khp ca b truyn bỏnh rng nghiờng:
-Lc tỏc dung lờn bỏnh rng nghiờng nh
+Lc vũng:
F
t1
= =
46
69,178991.2
=7782,25 N
+ Lc hng chiu trc F
z1
:
F
z1
=F
x1
. tg
tw
. cos (IV -18)
F
z1
=7782,25. Tg20,96
0
. cos15,67
0
=2870,30 N
1
1
.
.2

y2

F
y2
= F
y1
= 2183,09 N
1.9.Lập bảng thông số
II.tÝnh to¸n bé truyÒn ngoµi hép .( Bé truyÒn ®ai thang)
2.1Chọn tiết diện đai.
Dùa vµo c«ng suet cÇn truyÒn P
lv
= 5,95 vµ sè vßng quay cua b¸nh ®ai nhá :n=n
dc
=1450.
Chọn tiết diện đai A với các thông số:
Ký
hiệu
Kích thước tiết diện, mm
Diện tích
tiết diện A,
mm
2
Đường kính bánh
đai nhỏ d
1
, mm
Chiều dài giới hạn
l, mm
b

d
w2
= 230 mm
9 Đường kính vòng đỉnh d
a
d
a1
= 50 mm
d
a2
= 237 mm
10 Đường kính vòng đáy d
f
d
f1
= 41 mm
d
f2
=225 mm

13
11
8
2,8
40
0

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:
2.2Tính toán sơ bộ đai
• Chọn đường kính bánh đai nhỏ

= 500 mm
- Vậy tỉ số truyền thực tế:
25,4
)02,01(120
500
)1(
1
2
=
−
=
−
=
ε
d
d
u
t
Sai số tỉ số truyền là:
%4%6,1%100.
3,4
3,425,4
%100. <=
−
=
−
=∆
u
uu
u

dd
ddal
2046
500.4
)120500(
)500120.(.5,0500.2
.4
)(
).(.5,0.2
2
2
12
21
=
−
+++=
−
+++=
π
π
Theo bảng 4.13 tài liệu [1] → chiều dài tiêu chuẩn
l = 2000 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo (4.15) tài liệu [1] ghh
max
31,5
0,2
62,10
i
l

α
o
o
o
43,134)140710(
34,672
57
180
1
=−−=
α
→ α
1
> α
min
= 120
o
→ thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
zu.lo
d1
C.C.C.C . ][P
K.P
z
α
=
Trong đó:
+ C
α

+ C
u
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] → C
u
= 1,14 với u = 4,25
+ [P
o
] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] → [P
o
] = 1,94 kW
với v = 10,62 m/s và d
1
= 120 mm
→
86,3
94,1
32,6
][
1
==
o
P
P
+ C
z
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phâtrn bố không đều tải trọng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] → C
z

62,10
=11,84
+ q
m
: khối lượng 1 m chiều dài đai
Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
q
m
= 0,105 kg/m
+ v: vận tốc vòng =10,62(m/s)
+ P
1
: công suất trên bánh đai chủ động
Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
v
d
o
F
zCv
KP
F
+=
..
..780
1
α
)(66.18784,11
3.88,0.62,10
0,1.32,6.780
NF

1
25°
O
2
d
2
2
2
n
2
Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc
B
t
d
d
a
ho
h
Hình dáng mặt cắt đai
Bảng thống kê
Thông số Ký hiệu Đai thang
Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Số đai
Lực tác dụng lên trục
d
1
, mm

20.2,0
69,178991
2,0
33
1
===


ng kớnh s b trc II
mm
T
d
sb
II
18,28
20.2,0
64,89556
2,0
3
3
2
===

ng kớnh s b trc III
mm
T
d
sb
III
43,27

D
0
D
l
1
l
2
D
3
d
1
l
2
l
l
1
l
3
h
B
l
L
B
1
d
c
Hình5.1- Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi.
T,
Nm
d

l
2
mm
125 28 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
T,
Nm
d
c
mm
d
1
mm
D
2
mm
L
mm
l
1
mm
l
2
mm
l
3
mm
H
mm
125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5

của vòng đàn hồi cao su.
- Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:
σ
u
=
ZDd
lTk
c
...1,0
..
0
3
0
≤ [σ
u
] (III -2)
Trong đó: l
0
= l
1
+
2
2
l
= 34 + 16 = 50 (mm)
[σ
u
] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [σ
u
] = (60…80) MPa;

I
- Mô men xoắn trên trục I, T
I
= 8023,32(Nmm);
D
t
- Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1, ta có
D
t
= 90 (mm);
⇒ F
'
t
=
90
64,89556.2
= 1990,14 (N)
Từ đó ta tính được: F
kn
= (0,2…0,3). 1990,14= (398,02…597,04) (N);
Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: F
kn
= 497,53 (N)
- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:
- Hình 6.2: Chiều quay của các trục
- Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc
• Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:
l
mki

m21
= (1,2…1,4). 30 = (36…42) mm; lấy l
m32
= 50 (mm);
- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):
l
mki
= (1,4…2,5)d
k
(IV -4)
⇒ l
m22
= (1,4…2,5). 30 = (36…75) mm; lấy l
m22
= 40 (mm)
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta
có:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k
1
= (8…15) mm; lấy k
1
= 10 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k
2
= (5…15) mm; lấy k
2
= 8 (mm);
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:

) +K
3
+h
n
-Trục I :
l
c12
=0,5(l
m11
+ b
o
) +K
3
+h
n
=0,5(42+21)+15+20
= 66 (mm)
theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có
l
12
=-l
c12
=-66(mm) ,chọn l
12
=66(mm)