Phần 1: TíNH TOáN Hệ DẫN ĐộNG
I. Chọn động
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
t
/
Trong đó :
N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
N
t
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.

KW
vF
N
t
92.1
1000
42,0.4580
1000
.
==
Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải .

Thay số ta có : = 0.99 . 0,9954. 0,972. 0,93 0,85
=> N
ct
= N
t
/ = 1.92 / 0.85 2.26 KW
Do tải trọng thay đổi nên ta chọn động cơ theo công suất tơng đơng
N
t
= N
tđ

Vì công suất N tỷ lệ thuận với mô men T, do đó ta có hệ số chuyển đổi
giữa mô men và công suất nh sau :

86,0
8
3
8,0
8
4
1.
22
2
1
=+=





ck
t
1
t
2
t
mm

N
đc/yc
= N
tđ
/ = 1.65 / 0.85 = 1.94 KW
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
sb
.
Theo bảng 2.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 21 );
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ 2 cấp là
u
sbh
= 16
Chọn tỷ số truyền bộ truyền ngoài ( xích ) là u
sbx
= 3
Theo công thức ( 2.15 ) ta có :
u
sb
= u
sbh

= 1500 vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N
đc


N
đc/yc
, n
đc
n
sb

và

dn
K
mm
T
T
T
T

Với : N
đc/yc
= 1.94 KW ; n
sb
=1281.6 vg/ph ;
4,1
1
=

xích
Tỷ số truyền chung

54
7.26
1440
==
lv
dc
c
n
n
u
Chọn u
xích
= 3 u
hộp
=
18
3
54
=
u
hộp
= u
1
. u
2
Trong đó : u
1

==
uu
u
c
Kết luận : u
c
= 54 ; u
1
= u
2
= 4,24 ; u
xích
= 3.
2. Xác định công xuất, momen 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
đc
=2.2 kW ; n
lv
=26.7 vg/ph
Do công suất thực của động cơ nhỏ hơn công suất cần thiết ở chế
độ lớn nhất N
ct
Trục I N
I
= N
ct
.

.
ol
= 2,07 . 0,93 .0,995 = 1,92 KW
Số vòng quay:
Trục I n
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
340
24,4
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
80
24,4
340
2
2
===
u
n

N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
60390
340
15,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
247106
80
07,2
.10.55,9
6
==
III

n (vg/ph) 1440 340 80 26,7
T(N.mm) 14789 60390 247106 686742
III. Tính bộ truyền ngoài Bộ truyền xích
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 2.07 KW
n
1
= n
III
= 80 vg/ph, n
2
= 26,7 vg/ph , u = u
x
= 3 ,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích :
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con
lăn.
2. Xác định các thông số của bộ truyền.
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ
bền mòn.
-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 80-T1 ) ứng với u = 3, ta chọn
số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25, từ đó ta có số răng đĩa lớn Z
2
= u. Z
1

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 . 1,5 . 1,25 = 2,81
Hệ số răng đĩa dẩn K
Z
= 25/ Z
1
= 1
Hệ số vòng quay K
n
= n
0
/ n
1
= 50/ 80 = 0,625 ; với n
0
= 50 vg/ph
Hệ số xét đến số dãy xích K

2
- Z
1
)
2
. t / 4
2
.a
Thay số ta đợc X = 131.6
Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ).
Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức

( ) ( )
[ ]
( )
[ ]






+++=
2
12
2
2121
/Z2Z0,5-XZ0,5-X..25,0

ZZZta

.N/ Z
1
. n
1
. t
Trong đó K
t
= 1,15 là hệ số xét đến trọng lợng của
xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )
Thay số ta có
F
r
= 6. 10
7
.1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N)
iV. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u
1
= u
2
do đó bộ truyền
cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm
trớc , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần nh toàn bộ số liệu của bộ truyền
cấp chậm
A.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng).
Các số liệu :
N
II
= 2,15 KW , n
3

Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo
công thức .

( ) ( )
ckiiiHE
ttTTtunCN /./../.60
3
1134
=
Trong đó : C = 1 là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
t
i
= 40000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
t
i
là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T
i
từ đó ta có N
HE4
= 60.1.(340/4,24).40000.(1
3
.4/8 + 0,8
3
.3/8) = 10,3.10
7
theo bảng 10.8 (giáo trình CTM- T1) ta có số chu kỳ cơ sở N
HO
của thép
C45 thờng hoá chế tạo bánh lớn là 10.10
6

Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn (theo
bảng 10.7)
[
Hgh3
] =2.HB
3
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa
[
Hgh4
] =2.HB
4
+ 70 = 2.200 + 70 = 470 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép của mỗi bánh răng đợc xác định theo công thức
[
H
] = (
Hgh
/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH

Tính sơ bộ lấy Z
R

/S
H
) . Z
R
. Z
V
. K
L
.K
XH
= 470/1,1 = 427 MPa
đối với bộ truyền bảnh răng trụ răng nghiêng [
H
] đợc xác định theo công
thức
[ ] [ ] [ ]
( ) ( )
[ ] [ ]






===
=+=+=
MPa
MPa
HH
HHH

3. Tính ứng suất uốn cho phép :
Tơng tự trên ta có:
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tơng đơng của bánh lớn đợc xác định theo
công thức .

( ) ( )
ckiiiiiFE
ttTTtuncN /./../..60
6
1
=
N
FE4
= 60 . 1 . (340/ 4,24) 40000 . ( 1
6
.4/8 + 0,8
6
.3/8 ) = 11,5.10
7
N
FE4
> N
FO
= 4.10
6

N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
do đó K

. K
FC
/S
F

= 450 . 1 . 1 / 1,75 = 257 MPa
[
F4
] =
Fgh4
. K
FL4
. K
FC
/S
F

= 360 . 1 . 1 / 1,75 = 206 MPa
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải
Bánh 3 : [
F3
]
Max
= 0,8 .
ch3
= 0,8 . 580 = 464 MPa
Bánh 4 : [
F4
]
Max

3
=60390 (N.mm)

a
= b

/ a

- hệ số chiều rộng bánh răng
do bộ truyền đặt không đối xứng với ổ nên ta chọn
a
= 0,25

d
=
a
(u
2
+1)/ 2 = 0,25 ( 4,24 +1 )/ 2 =
0,655
Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1)
Ta có: K
HB
= 1,05
Thay vào ta có: a

2
= 43(4,24+1)

4
= u.Z
3
= 4,24.21 = 89,04
Ta lấy Z
4
= 89 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
4
/ Z
3
= 89/ 21 = 4,238
Tính lại : cos = m ( Z
3
+ Z
4
) / 2 a

2

= 2,5.( 21+ 89 )/ 2. 145 = 0,94827
18,5
o
= 18
0
30




= b


. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H
Z


2
3
3
..
)1.(..2

dub
uKT

- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o
)= 0,312
b
= 17,33
o
Z
H
=
tw
b


2sin
cos2

= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,05 (Tính ở trên);
Vận tốc bánh dẫn : v =
986,0
60000
340.36,55.
60000
..
33
==


nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ;
K
H


3
3
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K
H


. K
HV
. K
H

= 1,05.1,01.1,13 1,2
Thay số :
H
= 274.1,69.0,79.
2
)36,55.(238,4.40
)1238,4.(2,1.60390.2



[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
7. 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
F3
/( b
w
d
w3
.m)

a
vg


028,1
37,1.12,1.60390.2
36,55.40.526,2
1
..2
.
1
3
3F
=+=+=



FF
FV
KKT
db
K

K
F
= .K
F

.K
F

3
= 24,63
Z
tđ4
= Z
4
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ3
= 24,63, Z
tđ4
= 104,37
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F3
= 3,95, Y
F4
= 3,60;
ứng suất uốn :

F3
= 2.60390.1,577.0,623.0,868.3,95 / (40.55,36.2,5) = 73,5 MPa;

F4
=
F3
. Y

MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F3max
=
F3
. K
qt
= 73,5. 1,4 = 102,9 MPa ;

F4 max
=
F4
. K
qt
= 67. 1,4 = 93,8 MPa
vì
F3max
< [
F3
]
max
= 464 MPa,
F4max
< [
F4
]

= d
3
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a4
= d
4
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f3
= d
3
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f4
= d
4
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,
- Đờng kính cơ sở :
d
b3
= d
3
. cos = 55,36 . cos 20
0
= 52,02 mm,
d
b2
= d


. sin / .m = 40.0,317/ 3,14 .2,5 =1,62
B.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng nghiêng).
Do hộp đồng trục, bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho
nên ta lấy các thông số cơ bản nh đối với bộ truyền cấp chậm, riêng đối với
chiều rộng bánh răng lấy bằng 2/3 chiều rộng bánh răng của cấp chậm
b

1
= 2 b

/3 = 2.40/3 27 lấy b

1
= 30 mm
Với các thông số nh vậy ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chúng
1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]

H
= Z
M
Z
H

- d
w1
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
T
1
= 14789 Nmm ; b
w1
= 30 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
o
/ cos18,5
o
) 21
o
tg
b
= cos
t
.tg = cos(21
o
).tg(18,5
o

ZZ
1,604,
Z

=


/1
=
604,1/1
0,79
K
H
= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,03 Tra theo
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1),
Vận tốc bánh dẫn : v =
17,4

m
w
oHH
u
a
vg


13,1
09,1.05,1.14789.2
36,55.30.73,2
1
..2
..
1
1
11
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K

= 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 8,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
Z
= 2,5...1,25 àm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm K
xH
= 1.
[
H
] = 472,5.1.0,95.1 449 MPa.
Do
H


[
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F


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

F1

Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
=>
2,8
238,4
145
.17,4.56.006,0.
1
FF
===
m
w
o
u
a
vg


34,1
27,1.08,1.14789.2
36,55.30.2,8
1
..2
.
1
1
1F
=+=+=


= 1 - /140
0
= 1 18,5

/140
0
= 0,868
Số răng tơng đơng:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
= 21 /(0,94827)
3
= 24,63
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
= 89/(0,94827)
3
= 104,37
Với Z
tđ1
= 24,63, Z
tđ2

K
qt
= T
max
/ T = 1,4.

H2
max
=
H
.
2,3114,1.263
==
qt
K
MPa < [
H
]
max
= 1260 MPa;

F1max
=
F3
. K
qt
= 28. 1,4 = 39,2 MPa ;

F2 max
=

2
= d

2
= m . Z
2
/ cos = 2,5 .89 / 0,94827 234,63 mm
- Đờng kính đỉnh răng :
d
a
1
= d
1
+ 2.m = 55,36 + 2. 2,5 = 60,36 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 234,63 + 2. 2,5 = 239,63 mm,
- Đờng kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- 2,5. m =5,36 - 2,5. 2,5 = 49,11 mm,
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 234,63 - 2,5. 2,5 = 228,38 mm,

=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos18,5) 21
o
- Hệ số trùng khớp


= b


. sin / .m = 30.0,317/ 3,14 .2,5 =1,21
Lực ăn khớp của 2 bộ truyền sẽ đợc tính ở phần tính toán thiết kế trục.
V. Phần tính trục
Số liệu cho tr ớc:
Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,23 KW
Số vòng quay n
1
= 1440 v/ph
Tỷ số truyền u
1
= 4,238 u
2
= 4,238
Chiều rộng vành răng b
1
= 35 mm ; b
2
= 30mm b

= 20
l
1
= 16(mm) D
3
= 17 (mm) l
2
= 12(mm)
- Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
T = 14,789 (N.m)
d
o
= 8 (mm) d
1
= M6 D
2
= 12 (mm)
l = 28 (mm) l
1
= 14 (mm) l
2
= 8 (mm)
l
3
= 10(mm) h = 1
2. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
Ta có sơ đồ phân tích lực chung nh hình vẽ
Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh
răng, Lực do xích .
Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.

36,55
14789.2
2
1
1
=

d
T
(N) = F
t 2
F
r1
=
==
0
0
1
5,18
21
534

.
Cos
tg
Cos
tgF
tt
216 (N) = F
r

.
3
883,2 (N) = F
r4
;
F
a1
= F
t1
.tg = 534.tg18,5
o
= 178,7 (N) = F
a2
;
F
a3
= F
t3
.tg = 2182.tg18,5
o
= 730 (N) = F
a4
;
3.Thiết kế trục
a. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Đờng kính trục vào đợc xác định theo công thức kinh nghiệm
d
I
= ( 0,8 ữ 1,2) d
đc

21
= d
22
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
20
= d
23
= 40 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm
Đờng kính trục ra d
31
= 45 (mm) chỗ lắp bánh răng
Đờng kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
30
= d
32
= 40 mm
Đờng kính lắp đĩa xích lấy bằng d
33
= 35 mm
Chiều rộng ổ lăn lấy gần đúng theo bảng 10.2 b
o
= 23 mm