GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

I.

Đồ án Chi Tiết Máy

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI u :

 Các thông số.
+Lực vòng trên xích tải: P = 6300 (N).
+Vận tốc xích tải

: V = 0,9 (m/s).

1.Chọn động cơ:
Gọi P : Công suất trên xích tải.
η : Hiệu suất chung.
Pct : Công suất làm việc.
Ta có
trong đó

Pct =
Pt =

P
η

2 Ft × v 2 × 6300 x 0,9
= 5.67 (kw)
=
1000


-Theo nguyên lý làm việc thì công suất động cơ phải lớn hơn công suất làm
việc (ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất
lớn hơn công suất làm việc.
-Theo bảng P1.3 động cơ 4A kiểu 4A132S4Y3
Pđc=7,5(kw) số vòng quay động cơ là 1455 vòng/phút.

công suất động cơ

2.Phân phối tỉ số truyền u.
U=

n dc
.
n xt

nđc : Số vòng quay của động cơ.
nt : Số vòng quay của trục công tác.
-Số vòng quay trục công tác:
nt =

60 × 1000ν 60 × 1000 × 0,9
=
= 49,09 (vòng/phút).
11× 100
Z ⋅P

-Tỷ số truyền chung:
U=


un

Đồ án Chi Tiết Máy

Uh

1.2

= 2.97

u
29,09
=
=10,58
2 .8
2.8

= 2.97
= 1.2Uc = 1.2.2.97 = 3.56

-Kiểm tra u:

Trục động cơ
U
N(v/ph)
P(kw)
T(N.mm)

SV: TRẦN SUY


383308

1102820

5


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

II.

Đồ án Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI:

1.Chọn loại đai:
Với vận tốc xích tải V = 0.95 m/s < 25 m/s nên dùng đai thang thường.
Dựa vào bảng 4.13 với P = 6.44 (kw), n = 1455 ( V/ ph)
Ký hiệu : B
Ta có kích thước tiết diện:
bt = 19 mm
b =22 mm
h = 13.5 mm
A1 = 230 mm2
Chọn d1 = 250 mm
Vận tốc đai :
V=

3.14.250.1455
Π × n1 × d1

d2
d1

Sai số: δ=

->

Đồ án Chi Tiết Máy

710
= 2.84
250

2,84 − 2,8
=1% thuộc phạm vi cho phép.
2,8

Vậy đường kính bánh đai nhỏ d1=250mm và đường kính bánh đai lớn
d2=710mm.
Dựa vào tỷ số trruyền U= 2.8,dựa vào bảng 4.14 ta có khoảng cách trục a:
a
= 1 => a= d2 = 710 mm
d2

Điều kiện kiểm tra:
0,55(d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d 2 ) thỏa điều kiện vậy a= 710 mm.

Chiều dài đai l:
2a +



∆ = (d1 - d2)/2 = 460/2 = 230mm
SV: TRẦN SUY

7


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

=>a = 787,8

3.Xác định góc ôm α 1 theo công thức 4.7
Điều kiện α 1 ≥ 1200
α 1 = 1800 - (d2 – d1)570 /a= 146,720
 α1 ≥1200 ( đạt yêu cầu)

4.Xác định số đai can thiết:
Z≥

1000. p1.kd
V . A1.[σ t ] 0 .Cα .C.u C z .C l

Z≥

p1.kd
[ p0 ] 0 .Cα .C.u C z .Cl

P1



GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH
C z = 0,95

bảng 4.18

C l = 0,95

bảng 4.16

Đồ án Chi Tiết Máy

l/l0=0,84

pct
= 0,836
[ p]

[P0] = 3,54
=>Z = 2,12 chọn Z = 2
Chiều rộng bánh đai B theo công thức
B = (Z – 1)t +2e=60mm.
Đường kímh ngoài bánh đai
d1a = d1 + 2ho = 250 + 2.5,7 = 261,4mm
d2a = d2 + 2ho = 710 + 2.5,7 = 721,4mm

5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
lực căng ban đầu
Fo = 780 P1 .Kđ/(V. Cα .Z)+ Fv

2

10


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

III.

Đồ án Chi Tiết Máy

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

1/. Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1 chọn
Bánh nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện đạt:
δ b1 = 750 Mpa

δ ch1 = 450 Mpa

Bánh lớn:
Thép 45 tôi cải thiện đạt:
δ b 2 = 600Mpa

δ ch 2 = 340Mpa

2/Xác định ứng xuất cho phép :
Theo bảng 6.2 với Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180/350
δ o H lim = 2 HB + 70

Theo 6.7 NHE = 60.c.n4800

NHE2 = 60c.n1/u1

∑ ti ∑

(

Ti 3
ti
) ti
T max
∑ ti

= 60x1x519,6/5.4800(0,83.0,6 + 0,2.13)
Do đó: KHL2 = 1
=>NHE > NH01 do đó KHL1= 1
Như vậy theo sơ bộ xác định được
[δ H ] = δ H0 lim .

K HL
SH

[δ H ] 1 = 560.1/1,1 = 509Mpa
[δ H ] 2 = 530.1/1,1 = 481,8Mpa

Với cấp nhánh sử dụnh răng nhgiên, do đó theo( 6.12):
[δ H ] = ( [δ H 1 ] + [δ H 2 ] )/ Sh = 495,4Mpa

Theo 6.7: NFE == 60c ∑ (


ch2

= 0,8.450 = 360Mpa

Đồ án Chi Tiết Máy

A. TÍNH TOÁN CẤP NHANH:BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤC
RĂNG NGHIÊNG:
a/.xác định số bộ khoảng cách trục theo 6.15a
aw1 = Ka(u1 + 1) 3

T 1.K BH
[δ H ]2 V1Ψba

Ψba = 0,3 ( bảng 6.6)

Ka = 4,3 (theo 6.5,răng nghiêng)
U1 = 3,216
Theo 6.16 Ψbd = 0,5 Ψba (u + 1) = 0,6
Do đó theo bảng 6.7
KHB = 1,03 (sơ đồ 6)
T1 = 110277Nmm
=>aW1 = 43(3,56 + 1)

3

110277.1,07
= 150,27 mm
495,4 2.3,56.0,3


Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
Um = 89/25 = 3,56
cos β = m(Z1 + Z2)/(2aw) = 2,5(25 + 89)/(2.150)= 0,95
suy ra β = 18,195 = 18011’41”

c.kiểm nghiệm rằng về độ bền tiếp xúc:
Theo 6.33 ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
δ H = Z M . Z H . Zε

2T1 .k H (u + 1) / bw .u.d w21

Theo bảng 6.5 , Z M = 274Mpa1 / 3
Theo 6.35
tg arctg (tgα / cos β ) b = cos α t tgβ
với α t và α tw = arctg (tgα / cos β ) = arctg (tg 20 / 0,949) = 21,07
=>tg β b = cos(20,963).tg(18,195)= 0,307
=> β b= 1703’46”
Do đó theo (6.34)
ZH =

2 cos β b
2 cos17,063
=
= 1,741
sin 2atw
sin( 2.20,963)

ε a = [1,88-3,2(1/Z1 + 1/Z2)]cos β = [1,88-3,2(1/25 + 1/89)].0,949 = 1,724


V = Π . dw1.n1/60.000

theo (6.40)

V = Π . 65,79.519/60.000 =1,79m/s
Với
V = 2,05m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9.theo bảng 6.14
với cấp chính xác 9 và V

2
 σH 
 534,5 
bw = 29, 7 
= 37, 6 ( mm )
÷
÷ = 29, 7  475 ÷

 [σH ] 

Lấy bw = 46 (mm)

e.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:theo 6.43
δ F1 =

2T1.K F .Yε .YB .YF
bw.d w1.m

Theo 6.7 KF β = 1,17. theo 6.14 với V

Đồ án Chi Tiết Máy

Số răng tương đương:
Z1
25
=
= 29
3
cos β 0.949−3

Z v1 =

Zv 2 =

Z2
76
=
= 88
3
cos β 0.949−3

Theo bảng 6.18 ta được
YF 1 = 3,8 YF 2 = 3, 61

m = 2,5mm YS = 1, 08 − 0, 0695.ln(2,5) = 1, 022

Với
YR = 1



δ F 2max = δ F 2 .K pt = 129, 2.1,8 = 232,5Mpa < [ δ F 2 ] max

Theo 6.49

δ F 1max = δ F 1.K pt = 136.1,8 = 244,8Mpa < [ δ F 1 ] max

δ F 2max = δ F 2 .K pt = 129, 2.1,8 = 232,5Mpa < [ δ F 2 ] max

g. Các thông số và kích thước bộ truyền :
• khoảng cách trục
• môdun pháp
SV: TRẦN SUY

: aw1 = 133mm
:m=2,5
17


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

• chiều rộng vành răng : bw = 36mm
• tỉ số truyền
: Um = 3, 04
• góc nghiên của răng
: β = 18033'
• số răng bánh răng : Z1 = 25 , Z 2 = 76
• hệ số dịch chỉnh


K a = 43(MPa 2 ) -hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng.

-

[σH ]

'

= 500( MPa)

Do đó,theo bảng (6.7) K H β = 1, 03 ; K F β = 1, 08 (sơ đồ 5)
Thay các giá trị vừa tim được vào công thức (6.15a)

aw1 = 43 ( 2,88 + 1)

SV: TRẦN SUY

3

112406, 7 ×1, 03
= 122,14(mm) . Lấy aw = 122 (mm)
5002 × 2,88 × 0, 3

18


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

2 ×122
61

3)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
-Theo công thức (6.33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ
truyền:

σ H = Z M .Z H .Z ε .

2T1.K H ( um + 1)
bw .um .d w21

Theo bảng (6.5) ZM =274 (MPa)1/3

-

Theo cơng thức (6.34)

ZH =

2 cos βb
sin(2α tw )

Ở đây, β b -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : tg βb = cos α t .tg β
 tgα
Theo bảng (6.11): α t = arctg 
 cos β

SV: TRẦN SUY


sin(2α tw )
sin(2 × 20,310 )

b .sin β aw 2 .ψ ba .sin β 122 × 0,3 × sin ( 10, 4
-Theo CT(6.37): ε β = w
=
=
π .m
π .m
3,14 × 2

0

) = 1, 052

Với bw = aw 2 .ψ ba = 1, 22 × 0,3 = 36, 6
-Theo cơng thức (6.36b):khi ε β > 1 ta cĩ Zε =

1
εα

Theo cơng thức (6.38b) :

 1
1 

 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos β = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cos ( 10, 4 0 ) = 1, 721 Thay
 31 89  


=>KH=1,13;KF=1,37
-Theo cơng thức (6.42):

υ H = δ H .g 0 .v.

aw 2
um

.H = 0,002-(theo bảng 6.15)
.g0 = 73- -(theo bảng 6.16)
SV: TRẦN SUY

20


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

υ H = 0, 002 × 73 ×1,38

Đồ án Chi Tiết Máy
122
= 1,31
2,871

Do đó,theo cơng thức (6.41):KHv-hệ số kể đến tải trọng động.
K Hv = 1 +

υ H .bw .d w1
1,31× 36, 6 × 63
= 1+

 σH 
 568, 6 
bw = 36, 6 
= 52, 4 ( mm )
÷
÷ = 29, 7  475 ÷
σ
[
]

H



Lấy bw = 53 (mm)

4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
SV: TRẦN SUY

21


GVHD: Thầy VĂN HỮU THỊNH

Đồ án Chi Tiết Máy

σ F1 =

Theo cơng thức (6.43):


-Với

1
= 0,58
εα

Y- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yβ = 1 −

β
10, 40
= 1−
= 0,923
140
140

-Số răng tương đương :
Z v1 =

Z1
31
=
= 33
3
cos β  60 3
 ÷
 61 

;

Zv 2 =


σ F 1.YF 2 150 × 3, 60
=
= 143, 24 ( MPa ) < [ σ F ] 2 = 236,5 ( MPa )
YF 1
3, 77

5.Kiểm nghiệm về qu tải :
-Theo cơng thức (6.48) với Kqt = Tmax / Tdn =2,2-hệ số qu tải.
σ H 1max = σ H . K qt = 568, 6 2, 2 = 843, 4( MPa ) < [ σ H ] max = 1260 ( MPa )

Với ĩH1max -ứng suất tiếp xúc cực đại của bánh 1.
-Theo công thức (6.49): ứng suất uốn cực đại σ F max = σ F .K qt
σ F 1max = σ F 1.K qt = 150 × 2, 2 = 330 ( MPa ) < [ σ F 1 ] max = 464 ( MPa )

σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 143, 24 × 2, 2 = 315, 23 ( MPa ) < [ σ F 2 ] max = 360 ( MPa )

6.Các thông số và kích thước bộ truyền:
-Khoảng cch trục : aw2 = 122 (mm)
-Modun php : m = 2 (mm)
-Chiều rộng vành răng : bw = 53 (mm)
-Tỉ số truyền thực tế : um = 2,871
-Góc nghiêng của răng : = 10,40
-Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0 : x2 = 0
-Theo công thức trong bảng (6.11), ta tính được:
+Đường kính vịng chia bnh 1 v 2: d1 =63 (mm)
.d2 = d1 . um = 63 . 2,871 = 180,87 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng:
.da1 = 67 (mm) ;
SV: TRẦN SUY

1. lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng:
-

Trục 1 và 2:
• Ft1=2T1/dw1 = Ft2 =3352 N
• Fr1= Fr2 = 1352 N
• Fa1= Fa2= 1102 N
Trục 2 và 3:
• Ft3=2T2/dw2 = Ft4 =6600 N
• Fr3= Fr4 = 2567 N
• Fa3= Fa4= 1728 N

-

2. lực tác dụng từ bộ truyền đai và nối trục:
-

Trục 1 có: Frđai=886,26 N
Trục 4 có: Frxich= 7245 N
Trục 3 có: Frnoitruc = 2625N

xác định sơ bộ đường kính trục thứ k: với k=1-3

3.

d1c =

3

Tk

 chiều dài may ơ của khớp nối CT 10.13
Lmkn = (1,2….1,4)d3 = 84 mm
 chiều dài may ơ bánh răng CT 10.10
Lmi = (1,2….1,5)d1 với i= 1…3
 d1= 35 mm suy ra Lm1 = 49 mm
 d2= 50 mm suy ra Lm2 = 70 mm
 d3= 70 mm suy ra Lm3 = 98 mm
 trị số các khoảng cách
 khoảng cách từ các mặt mút của chi tiết quay đến thành trong
của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: K1=10
 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp K2= 10
 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3=15
 chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 18
 kết quả các khoảng cách lần lượt cho các trục:
 trục 1:
lc12 = 65mm
l12= - lc12 = -65mm
l13 = 69mm
l11= l21 = 217mm
 trục 1:
lm22 = 70mm
l22 = 69mm
l23 = 149mm
 trục 3:
l32 = l23 =149 mm
l33 = 310 mm

SV: TRẦN SUY

lm23 = 70mm


Flx20 = 4354 N;

Flt20 =4384 N
27