Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thuyết minh đồ án chi tiết máy



1.Chọn loại đai và tiết diện dây đai

• Các loại đai thường dùng trong hệ thống dẫn động cơ khí :

- Đai dẹt.

- Đai thang.

- Đai hình lược.

- Đai răng.

� Dựa vào ưu, nhược điểm của từng loại đai ta chọn loại đai tiết diện đai hình

thang. Do bề mặt làm việc là hai mặt hai bên tiếp xúc với các rãnh hình thang

tương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn

hơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng lớn hơn. Làm việc ổn định, êm hơn

đai dẹt. Đai thường được sử dụng với vận tốc v < 25(m / s) và được sử dụng phổ

biến hiện nay.

•Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động(hệ dẫn động băng tải) và

đặc tính,phạm vi sử dụng của loại động cơ.Dựa vào hình 4.1 [1] với

Plvdc = 6,67(kW)



và n = 1455(v/ph) ta chọn loại đai tiết diện hình thangƂ



12

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



1455



6,67



• Ta nên chọn đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc

được trong điều kiện môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của

nhiệt độ và độ ẩm lại có sức bền và tính đàn hồi cao). Đai vải cao su thích hợp

ở các truyền động có vận tốc cao, cơng suất truyền động nhỏ.



13

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



2. Xác định kích thước và thơng số của bộ truyền

2.1 Đường kính bánh đai nhỏ d1

Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo bảng 4.13[1].

Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 280(mm).

Xác định vận tốc đai:



v



 d1n1  .280.1455



 21,33(m / s)

60.103

60.103



(2.2)



� Vận tốc thỏa mãn v < 25(m / s) đối với đai thang thường.

2.2 Đường kính bánh đai lớn

Đường kính bánh đai lớn được xác định theo cơng thức 4.2[1]

d2 



d1.ud

(1   )



Trong đó : -



(2.3)

ud  ung  1,4



( xác định ở phần I)



-   (0,01 �0,02) hệ số trượt (Chọn   0,01 )



�



d2 



d1.ud

280.1,4



 395,96(mm)

(1   ) (1  0,01)



Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] ta chọn d2 =400(mm)



� Tỷ số truyền thực tế :



ut 



d2

400



 1,44

d1.(1   ) 280.(1  0,01)



(2.4)



Ta có sai lệch tỷ số truyền :

ud 



(ut  ud ) (1,44  1,4)



 0,03  3%  4%

ud

1,4



(2.5)



� Tỷ số truyền thực tế của bánh đai đã chọn thỏa mãn: u �[u]

2.3 Xác định khoảng cách trục

Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:

0,55( d1  d 2 )  h �a �2(d1  d 2 )

14

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Vậy : 0,55(280  400)  10,5 �a �2(280  400) � 384, 5 �a �1360  mm 

Theo bảng 4.14[1] ta chọn sơ bộ khoảng cách trục a:

ud  1.4

�

�

�a

�d  1,38

�2

� a  d 2 .1,38  400.1,38  552(mm)



(2.6)



2.4 Xác định chiều dài đai

- Theo công thức 4.4[1] ta xác định chiều dài đai l:



(d 2  d1 ) 2

l  2a  0,5 ( d1  d 2 ) 

4a

(400  280) 2

 2.552  0,5. (280  400) 

 2178,66( mm)

4.552

(2.7)

Tra bảng 4.13[1] chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn: l = 2240(mm)

- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:

Theo công thức 4.15[1]:



i



v

21,33



 9,52( s 1 )

3

l 2240.10



(2.8)



� i  imax  10( s 1 )



- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240(mm)

Theo công thức 4.6[1]

(   2  8 2 )

a

4



 .(d1  d 2 )

 .(280  400)

�





l





2240



 1900

�

�

2

2

�

d  d1 400  280

�

 2



 60

2

2

Trong đó: �



(2.9)



(2.10)



(1900  19002  8.602 )

a

 948,10(mm)

4

(2.9) �

15

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Thỏa mãn : 274,5 �a �960  mm 

2.5 Xác định góc ơm

Theo cơng thức 4.7[1] ta xác định góc ơm 1 :

( d 2  d1 ).57 0

(400  280).570

0

1  180 

 180 

 172,790

a

948,10

(2.11)

0



Thỏa mãn điều kiện: 1 �120



o



3. Xác định số đai

Theo ng thức 4.16[1];

z



Số đai z:



P1.K d

[Po ].C .Cl .Cu .Cz



(2.12)



Trong đó:

- P1  Pdc  6,67(kW) công suất trên bánh chủ động.



K d  1,25 hệ số tải trọng động (tra bảng 4.7[1]).

Cl  1,0 hệ số ảnh hưởng của chiều dài (tra bảng 4.16[1]).

C  0,99 hệ sơ ảnh hưởng của góc ơm (tra bảng 4.15[1]).

Cu  1,09 hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền (tra bảng 4.17[1]).

[Po ]  7,6 trị số công suất cho phép (tra bảng 4.19[1]).

C z  1 ; Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai (tra bảng

4.18[1]).

(2.12)



�z



6,67.1,25

 1,02

7,6.0,99.1,0.1,09.1



Chọn z = 2.

• Xác định chiều rộng bánh đai

Theo cơng thức 4.17[1] và bảng 4.21[1] ta xác định:

16

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



- Chiều rộng bánh đai B:



B  ( Z  1).t  2e  (2  1).19  2.12,5  44( mm) (2.13)

- Đường kính ngồi bánh đai da:

+ Đường kính bánh nhỏ:



d a1  d1  2h0  280  2.4,2  288,4(mm) (2.14)

+ Đường kính bánh lớn:



d a 2  d 2  2h0  400  2.4,2  408,4(mm)



(2.15)



4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng ban đầu xác định theo cơng thức 4.19[1]:



F0 



780.P1.K d

 Fv

v.C .z



(2.16)



2

Trong đó: - Fv  qm .v lực căng do lực li tâm sinh ra.



Tra bảng 4.22[1] � qm  0,178(kg / m)

2

Từ công thức (2.2) � v  21,33(m / s ) � Fv  0,178.21,33  80,98( N )



� F0 



780.6,67.1, 25

 80,98  234,96( N )

21,33.0,99.2



- Lực tác dụng lên trục xác định theo công thức 4.21:

�

1 �

172,790 �

�

Fr  2.F0 .z.sin � � 2.234,96.2.sin �

� 937,98( N )

2

�2 �

�

�



(2.17)



5. Bảng tổng hợp kết quả

d1(mm)



d2(mm)



a(mm)



L(mm)



Số đai z



Fv(N)



Fr (N)



280



400



552



2240



2



80,98



937,98



17

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

• Bộ truyền bánh răng đã cho là bộ truyền bánh răng trụ. Dựa vào các tiêu chí kỹ

thuật, kinh tế ta thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cho hộp giảm tốc.

Do:

- Ở bánh răng nghiêng, các răng không song song với đường sinh mà làm với

đường sinh một góc  nên các răng chịu tải và thôi tải một cách dần đồng thời

trong vùng ăn khớp ln có ít nhất hai đơi răng vì vậy bánh răng nghiêng làm việc

êm hơn, va đập và tiếng ồn giảm so với bánh răng thẳng.

- Tiết kiệm được chi phí chế tạo so với bánh răng chữ V.

I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH

1. Chọn vật liệu

Đây là bước quan trọng trong tính tốn thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền

bánh răng nói riêng.

Hộp giảm tốc được thiết kế có cơng suất nhỏ trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm

I có độ cứng HB  350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ cứng thấp và có thể

cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chạy mòn tốt và

bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hố hoặc tơi cải thiện.

Do khơng có u cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết

kế, ở đây chọn vật liệu 2 bánh răng như nhau. Tra bảng 6.1[1] ta được:

Loại

bánh

răng



Nhãn

hiệu thép



Nhiệt

luyện



Kích

thước S,

mm,

khơng



Độ rắn



Giới hạn Giới hạn

bền  b

MPa



chảy  ch

MPa



lớn hơn



18

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



Nhỏ



45



Tôi cải



60



thiện

Lớn



45



HB241...28



850



580



750



450



5



Tôi cải



100



thiện

2. Xác định ứng suất cho phép



HB192...24

0



Xác định ứng suất cho phép, ta tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép

ứng suất uốn cho phép



  H  và



F  :



2.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép



  H  được xác định theo công thức 6.1[1] :



 Ho lim

[ H ] 

.Z R .ZV .K xH .K HL ( MPa)

SH



(2.18)



Trong đó: - Z R : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc.

- ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- K xH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

- Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy: Z R .ZV .K xH  1

-  H lim : Ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.

o



o

Tra bảng 6.2[1]:  H lim  2 HB  70 (2.19)



-Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1  245( HB)

-Chọn độ rắn bánh lớn HB2  230( HB)

o

- Trên bánh răng nhỏ:  H lim  2 HB1  70  2.245  70  560( MPa)

o

- Trên bánh răng lớn:  H lim  2.HB2  70  2.230  70  530( MPa)



19

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



- S H : Hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc.

Tra bảng 6.2[1]: S H  1,1

- K HL : Hệ số xét đến tuổi thọ.



K HL  mH

Theo công thức 6.3[1]:



N HO

N HE



(2.20)



Trong đó: - mH : bậc của đường cong mỏi.

Trường hợp HB �350 � Chọn mH  6

- N HO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

2,4

Theo công thức 6.5[1]: N HO  30.H HB (2.21)



- N HE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Theo công thức 6.6[1]:



N HE  60.c.n.t�(2.22)



- c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay (c=1).

-n : Số vòng quay trong trong 1 phút.

-



t� Tổng số giờ làm việc.

:



1

2

t�  ( .24).( .365).5  9733,33(h)

3

3

a, Bánh răng nhỏ:

-



N HE1  60.c.n1.t�  60.1.1039, 29.9733,33  606945152,1

2,4

2,4

N HO1  30.H HB

 16259974,39

1  30.245



- Bắt đầu từ NH01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với

trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi

Vì vậy khi tính ra được NHE1> NHO1, ta lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó

KHL1 = 1.

20

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



� Ứng suất tiếp xúc trên bánh nhỏ:



 Ho lim1

560

[ H 1 ] 

.( Z R .ZV .K xH ).K HL1 

.1.1  509,09( MPa)

SH

1,1

b, Bánh răng lớn:

-



N HE 2  60.c.n2 .t�  60.1.241,7.9733,33  141152751,7

2,4

2,4

N HO 2  30.H HB

 13972305,13

1  30.230



Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục

hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc khơng thay đổi. Vì vậy khi tính

ra được NHE2> NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính, do đó KHL2 = 1.



� Ứng suất tiếp xúc trên bánh lớn:



 Ho lim 2

530

[ H 2 ] 

.( Z R .ZV .K xH ).K HL 2 

.1.1  481,82( MPa )

SH

1,1

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng (bộ truyền bánh răng

nghiêng):



[ H ] 



[ H 1 ]  [ H 2 ] 509, 09  481,82



 495, 46( MPa)

2

2



Xét điều kiện:

Với:



  H 



  H  �1, 25   H  min



(2.23)



(Công thức 6.12[1] )



[ H ]min  [ H 2 ]

1,25  H  min 1,25  H 2  1,25.481,82 602,28( MPa)



Thỏa mãn điều kiện.

2.2 Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép



  F  được xác định theo công thức 6.2[1] :



21

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên



Thuyết minh đồ án chi tiết máy



 Fo lim

[ F ] 

.YR .YS .K xF .K FC .K FL ( MPa )

SF



(2.24)



Trong đó:

- YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng.

- YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

- K xF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

-Trong bước tính tốn thiết kế sơ bộ lấy: YR .YS .K xF  1

- K FC : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải.(Bộ truyền quay 1 chiều K FC  1 )

-  H lim : Ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở.

o



o

Tra bảng 6.2[1]:  F lim  1,8 HB



(2.25)



- Trên bánh răng nhỏ:  F lim1  1,8.245  441( MPa)

o



- Trên bánh răng lớn:



 Fo lim 2  1,8.230  414( MPa)



- S F : Hệ số an toàn khi tính về uốn.

Tra bảng 6.2[1]: S F  1,75

- K FL : Hệ số tuổi thọ.



K FL  mF

Theo cơng thức 6.4[1]:



N FO

N FE



(2.26)



Trong đó: - mF : bậc của đường cong mỏi.

Trường hợp HB �350 � Chọn mF  6

- N FO : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

6

( N FO  4.10 với tất cả các loại thép).



- N FE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

22

Đại học kỹ thuật công nghiệp Thái Nguyên