Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy " Thiết kế hệ dẫn động băng tải " pot

Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Đồ án môn học
Cơ sở thiết kế máy " Thiết kế hệ dẫn động
băng tải "
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy
Đề số: 2A
Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Lược đồ hệ dẫn động băng tải
1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai
4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. băng tải
Số liệu cho trước:
1 Lực kéo băng tải F 2250 N
2 Vận tốc băng tải V 1,3 m/s
3 Đường kính băng tải D 320 Mm
4 Thời gian phục vụ L
h
20000 giờ
5 Số ca làm việc 1 Ca
6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
α
45
o
độ
8 Đặc tính làm việc Nhẹ

Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Khối lượng thiết kế
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3):
- 01 bản tổng thể 3 hình chiếu
- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu
2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):
3 01 Bản thuyết minh(A4)
Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.
- Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng.
- Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần V : Tính và chọn then.
- Phần VI : Thiết kế gối đỡ trục.
- Phần VII : Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần VIII : Bôi trơn hộp giảm tốc.
Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I-1 Chọn động cơ điện
1. Chọn kiểu loại động cơ
Hiện nay, có hai loại động cơ là động cơ điện một chiều và động cơ điện xoay chiều. Để
thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nayta chọn động cơ điện xoay chiều. Trong số các
loại động cơ điện xoay chiều, ta chọn loại động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng
sóc( còn gọi là động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch) Nó có những ưu điểm:
Kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào
lưới điện ba pha không cần phải biến đổi dòng điện.

2. Các kết quả tính toán trên băng tải
a. Mô men thực tế trên băng tải:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Mômen thực tế trên băng tải:

M
bt
=
.D
2
F
=
2250.320
2
=360000 Nm
Trong đó F= 2250 N là lực kéo băng tải
D=320 mm là đường kính băng tải
b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay đòng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo
công thức:
n
db
=
p
f.60
(I – 2)

Trong đó: f – tần số của dòng điện xoay chiều;
mạng điện ở nước ta có f = 50 Hz
p – số đôi cực từ (chọn p = 2 ,động cơ điện loại K)

⇒ n
db
=
2
50.60
= 1500 vòng/phút
Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải, chọn số vòng quay của băng tải là:
N
bt
=
3
60.10 .
.
v
D
π
vòng/phút
với : v- vận tốc vòng của băng tải( v = 1,3 m/s)
⇒n
bt
=
3
60.10 .1,3
3,14.320
=77,63 vòng/phút
c. Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:

Ta gọi
η
ht
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

η
ht
=
η
k
.
η
đ
.
η
brc
.
η
ol
3
η
x
(I – 3)
Trong đó:
η
k
– hiệu suất của khớp nối.

η
đ

- hiệu suất của bộ truyền đai thang.

η
brc
– hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn.

η
ol
– hiệu suất của một cặp ổ lăn.

η
x
– hiệu suất của bộ truyền xích.
Theo bảng 2.3 –tr.19 TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
η
k
= 1 ;
η
đ
= 0,95 ;
η
brc
= 0,96 ;
η
ol
= 0,99 ;
η
x
= 0,92
Thay các giá trị trên vào (I – 3), ta được:

η
ht
= 1. 0,95. 0,96. (0,99)
3
.0,92 = 0,81
3. Chọn động cơ điện theo công suất:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
a. Mô men đẳng trị:
M
đtbt
=
∑
∑
=
=
n
k
k
n
k
k
k
t
tT
1

1
.
2
(I – 4)
Trong đó, M
k
– mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải ;
t
k
– thời gian tác động của mô men thứ k.
Theo đề bài, ta có: M
1
= M ; M
2
= 0,6M
t
1
= 4h ; t
2
= 4h ; t =8h.
Từ đó, ta có kết quả:
M
đtbt
=
2 2
.4 (0,6 ) .4
8
M M+
= 0.824.M
bt

M
đtbt
= 0,824.360000 = 296640 Nmm= 296,64Nm
b. Công suất đẳng trị trên băng tải:

P
đtbt
=
.
9550
dtbt bt
M n
=
296,64.77,63
9550
= 2,41 Kw
c. Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:
P
đtđc
=
dtbt
ht
P
η
=
2,41
0,81
= 2,97 Kw
Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K112M2 – kiểu có bích,

có các thông số kỹ thuật được tra theo bảng P1.1 trang 234 TTTKHDĐCK tập 1, có bảng số
liệu như sau:
Kiểu
động cơ
Công suất Vận tốc quay
Vòng/phút
Kw Mã
lực
50Hz 60Hz
K112M4 3,0 4,0 1445 1732 82,0 0,83 5,9 2,0 41 28
-Đặc điểm của động cơ điện loại K:
Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (n
đb
) là 1500 vòng/phút ,động cơ
loại K có phạm vi công suất từ 0,75 Kw đến 30 Kw lớn hơn của động cơ DK và nhỏ hơn
của động cơ 4A.
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men khởi động
cao hơn 4A và DK.
d. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:
- Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi mở máy, mô men tải không được vượt quá mô men khởi động của động cơ
( M<M
k
) nếu không động cơ sẽ không chạy.
Theo điều kiện:

M
mm
/M≤M
k
/M
dn
(I - 5)
Trong đó: M
mm
-mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động.
M
k
(T
k
) - mô men khởi động của động cơ.
M
dn
(T
dn
) - mô men danh nghĩa của động cơ.
Theo bảng số liệu trên ta có:
M
k
/M
dn
= 2,0
Căn cứ vào lược đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:
M
mm
/M = 1,5

Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
O Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:
M
maxqtđc
≤ [M
dc
] ; [M
dc
] =
η
ht
.2.M
Với M =
1445
9550
.3 = 19,82 Nm ;
⇒ [M
dc
] = 0,81. 2.19,82 =32,10 Nm
Tacókếtquả:
M
maxqtđc
=K
qt
.M
cản
=
9550.
.
dtbt

dc ht
P
n
η
. 1,5 (I - 6)
M
maxqtđc
=
9550.2,41
1445.0,81
. 1,5 = 29,49 Nm
Theo số liệu của động cơ đã chọn, có: [M
dc
] = 32,10Nm
Vậy : [M
dc
] =32,10 Nm ≥ M
maxqtđc
=29,49 Nm.
I-2 Phân phối tỉ số truyền
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.

u
Σ
=
dc
bt
n
n
=

1445
77,63
=18,61 (I - 7)
màu
Σ
=u
h
.u
ng
(I - 8)
Với u
h
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc;
u
ng
- tỉ số truyền ngoài hộp;
u
ng
=u
k
.u
x
.u
đ
(I -9)


Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ

Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
u
k
- tỉ số truyền của khớp nối.
do u
k
= 1 ⇒ u
ng
= u
x
. u
đ
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích.
u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Theo bảng 2.4 - tr21 TTTKHDĐCK tập 1, ta có u
x
= 2…5 ; u
đ
= 3…5.
Chọn u
x
= 3 ; u
đ
= 3
⇒ u

ng
= u
x
. u
đ
= 3.3 = 9
Do đó u
h
=
ng
u
u
∑
=
18,61
9
= 2,06
Như vậy:
-tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn là:
u
h
= u
brc
= 2,06 ;
- tỉ số truyền của bộ truyền đai: u
đ
= 3
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
= 3

I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục
Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải
1. Tính toán tốc độ quay của các trục
- Trục động cơ: n
đc
= 1445 vòng/phút
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
- Trục I: n
I
=
k
dc
u
n
=
1
1445
= 1445 vòng/phút
- Trục II:n
II
=
d
I
u
n
=

1445
3
= 481,6 vòng/phút
- Trục III: n
III
=
brc
II
u
n
=
481,6
2,06
= 233,7 vòng/phút
- Trục IV: n
IV
=
x
III
u
n
=
233,7
3
=77,9 vòng/phút
2. Tính công suất trên các trục
Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lượt là P
I
, P
II

, P
III
, P
IV
có kết quả như sau:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
P
dc
= P
lv
dc
= 2,97 Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
P
I
= P
dc
.
k
η
= 2,97. 1 = 2,97Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
P
II
= P
I
.
d
η
.

ol
η
= 2.97. 0,95. 0,99 = 2,79Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
P
III
= P
II
.
brc
η
.
ol
η
= 2,79. 0,96. 0,99 =2,65 Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
x
η
.
ol
η
= 2,65. 0,92. 0,99 = 2,41 Kw
3. Tính mô men xoắn trên các trục
Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lượt là
M

I
, M
II
, M
III
, M
IV
ta có kết quả sau:
- Trục động cơ:
M
dc
= 9,55.
dc
dc
lv
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,97
1445
= 19628 Nmm
- Trục I:
M
I
= 9,55.
I
I
n

P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,97
1445
= 19628 Nmm
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
- Trục II:
M
II
= 9,55.
II
II
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,79
481,6
= 55325 Nmm
- Trục III:
M
III
= 9,55.

III
III
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,65
233,7
= 108290Nmm
- Trục IV:
M
IV
= 9,55.
IV
IV
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,41
77,9
= 295449 Nmm
Thông số

Trục
Tỉ số
truyền
Tốc độ quay

(vòng/phút)
Công suất
(Kw)
Mô men
xoắn
(Nmm)
Trục động cơ
1
1445 2,97 19628
2,06
Trục II
3
Trục III
3
Trục IV 77,9 2,41 295449
Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền
A - tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài
II. I . Thiết kế bộ truyền đai thang
II. I. 1 . Xác định kiểu đai
- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:
n
dc
= 1445 (vòng/phút) ; P
dc

= 5,5 Kw ; u
d
= 4
Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc
biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13. Các thông
số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1. Theo đó, thông số kích thước cơ bản
của đai được cho trong bảng sau:
Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích
A(mm
2
)
d
1
(mm)
b
t
b h y
0
Thang, A 11 13 8 2,8 81 100
Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
13
11
8
2,8
40

0
Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang.
II. I. 2. Tính sơ bộ đai
- Tính vận tốc đai:
v =
60000

11
nd
π
(II - 1)
v =
60000
1445.100.14,3
= 7,56 (m/s)
Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép v
max
= 25 m/s (đối với loại
đai thang).
Ta chọn
ε
= 0,02 (
ε
- hệ số trượt đai).
Theo công thức:
d
2
= d
1
. u

d
. (1 -
ε
) (II - 2)
ta có: d
2
= 100. 4. (1 - 0,02) = 392 (mm)
II. I. 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn
Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta
chọn d
2
= 400 mm.
Tỉ số truyền thực tế là:
u
dt
=
)1(
1
2
ε
−d
d
(II -3)
u
dt
=
)02,01(100
400
−
= 4,08

Sai số của tỉ số truyền là:
∆u =
d
ddt
u
uu −
. 100% (II -4)
∆u = 2%

Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Vậy: ∆u < 3 ∼ 4% ⇒ Thỏa mãn điều kiện về sai lệch tỉ số truyền đai.
- Chọn sơ bộ chiều dài khoảng cách trục là:
a
sb
= 1,5. d
2
= 600 (mm)
Chiều dài sơ bộ của đai là:
l
sb
= 2.a
sb
+
2
)(
21

dd +
π
+
sb
a
dd
.4
)(
2
12
−
(II - 5)
l
sb
= 2022,5 (mm)
Theo bảng 4. 13 - tr59 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn l = 2000 mm.
Số vòng chạy của đai:
i = v/l (II - 6)
i = 7,56/2 = 3,78 (1/s)
vậy i = 3,78 <i
max
= 10
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

a = (
λ
+
2
8∆−
λ

)/4 (II - 7)
với:
λ
= l -
π
(d
2
+ d
1
)/2
và:
∆
= (d
2
-d
1
)/2
Hay:
a =
[ ]
8
)(8)(2)(2
2
12
2
1212
ddddlddl −−+−++−
ππ
(II - 8)
⇒ a = 588,38 mm

Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d
1
+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2(d
1
+ d
2
) (II - 9)
Ta có: 0,55(d
1
+ d
2
) +h = 283 mm
2(d
1
+ d
2
) = 1000 mm
Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục.
Tính góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ theo công thức:
α
1
= 180
o
-
a

dd
o
57).(
12
−
(II -10)
⇒ α
1
= 150,94
o

Vậy α
1
= 150,94
o
>120
o
, góc ôm thỏa mãn điều kiện.
II. I. 4. Xác định số đai z
áp dụng công thức 4. 16 - tr 60 - TTTKHDĐCK tập 1:

z =
[ ]
zul
dcd
CCCCP
KP
α
.
.

0
(II -11)
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Trong đó:
- P
cd
- Công suất trên trục bánh đai chủ động P
I
= 4,837 Kw ;
O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số:
+ K
đ
- Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến
150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7 - tr 55 - TTTKHDĐCK tập 1), ta chọn K
đ
=1,1 ;
+ [P
0
] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có
[P
0
] = 1,85 Kw ;
+ C
α
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1

, tra bảng 4. 15 -tr 61 -
TTTKHDĐCK tập 1, ta có: C
α
= 1 - 0,0025(180 - α
1
) khi α
1
= 150…180
o

Vậy: C
α
= 0,9273
+ C
l
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
Với l/l
0
= 2000/1700 = 1,176, tra bảng 4. 16 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: C
l
=
1,04
+ C
u
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61 -
TTTKHDĐCK tập 1, với trường hợp u ≥3 , ta có: C
u
= 1,14 ;
+C
z

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với
P
I
/[P
0
] = 4,837/1,85 =2,6 ,tra bảng 4. 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:C
z
= 0,95
Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta được:

z =
95,0.14,1.04,1.9273,0.85,1
1,1.837,4
= 2,86 (đai)
Ta chọn z = 3 (đai).
II. I. 5. Xác định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e (II - 12)
Tra bảng 4. 21 - tr 63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h
0
= 3,3mm
Vậy: B = 50 mm
Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức:
d
a
= d + 2h
0
(II - 13)
⇒ - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:

d
a1
= d
1
+ 2h
0
= 100 +2.3,3 =106,6 (mm)
⇒ - Đường kính ngoài của bánh đai lớn là:
d
a2
= d
2
+ 2h
0
= 400 + 2.3,3 = 406,6 (mm)
II. I. 6. Xác định lực trong bộ truyền
- Xác định lực vòng theo công thức:

F
v
= q
m
. v
2
(II - 14)
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ

Với q
m
- Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q
m
= 0,105 kg/m.
⇒ F
v
= 6 (N)
- Xác định lực căng ban đầu:
áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:

F
0
=
zCv
KP
dI

780
α
+ F
v
(II -15)
⇒ F
0
= 197,33 (N)
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức:
F
r

= 2F
0
.z.sin






2
1
α
(II - 16)
⇒F
r
= 1146,11 (N)
F
1
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1

n
1
1
29,06
0
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc.
Bảng thông số của bộ truyền đai:
Khoảng cách trục a 588,38 mm
Góc ôm α
1
150,94
o
Đường kính bánh đai nhỏ 100 mm
Đường kính bánh đai lớn 400 mm
Bề rộng của bánh đai B 50 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
II. I. 7. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
II. II. Thiết kế bộ truyền xích
II. II. 1. Chọn loại xích
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn
một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.
II. II. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z

1
= 29 - 2. u
xích
≥ 19 (II -17)
Với u
xích
= 3,5 ⇒ z
1
= 29 - 2. 3,5 = 22 >19
Vậy: z
1
= 22 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z
2
= u
xích
. z
1
≤ z
max
(II -18)
Đối với xích con lăn z
max
= 120, từ đó ta tính được: z
2
= 3,5. 22 = 77 (răng)
b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ
tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:

P
t
= P. k. k
z
. k
n
≤ [P] (II -19)
Trong đó: P
t
- Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 4,323 (Kw);
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút, bước xích
p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 34,8 (Kw);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01
z
z
=
22
25
= 1,136
k
n

- Hệ số vòng quay; k
n
=
III
n
n
01
=
635,97
200
= 2,048
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
(II -20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1,với:
k
0
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k
0

= 1 (do đường nối tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25
o
<60
o
);
k
a
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (30…40)p, ta có: k
a
= 1;
k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị
trí trục không điều chỉnh được, ta có: k
đc
= 1,25;
k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm
việc có bụi, chất lượng bôI trơn bình thường), ta chọn: k
bt
= 1,3;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta
chọn: k
đ
= 1,2;

k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm
việc là 2 ca, ta có: k
c
= 1,25;
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437
Từ (II -19) ta tính được: P
t
= 4,323. 2,437. 1,136. 2,048 = 24,51 (Kw)
⇒ P
t
= 24,51 Kw < [P] = 34,8 Kw
Với bước xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1,
điều kiện p <p
max
được thỏa mãn.
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40. 38,1 = 1524 (mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x =
p
a2

+
2
21
zz +
+
a
pzz
2
2
12
4
.)(
π
−
(II -21)
⇒ x =
1,38
1524.2
+
2
7722 +
+
1524.14,3.4
1,38.)2277(
2
2
−
= 131,42
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c

= 132, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a
∗
= 0,25.p
( )
















−
−+−++−
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0
π

zz
zzxzzx
cc
(II -22)
Theo đó, ta tính được:
a
∗
= 0,25.38,1
( )
















−
−+−++−
2
2
14,3

)2277(
2)]2277(5,0132[22775,0132
⇒ a
∗

=1535,37 = 1535 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
∆a = (0,002…0,004)a , ta chọn ∆a = 0,003a ≈ 5 (mm)
⇒ a = a
∗
- ∆a = 1535 - 5 = 1530 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
c
III
x
nz
.15
.
1
≤ [i] (II -23)
⇒ i =
132.15
635,97.22
= 1,085
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 20;
⇒ i = 1,085 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.
c. Kiểm nghiệm xích về đọ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập

trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥ [s] (II -24)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
Q = 127 kN = 127000 N;
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q = 5,5 kg;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1, với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn k
đ
= 1,2;
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z
1
:
v =
3
1

10.60

III
npz
(II -25)
⇒ v =
60000
635,97.1,38.22
= 1,364 (m/s)
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
v
P.1000
(II -26)
⇒ F
t
=
364,1
323,4.1000
= 3169,35 (N)
F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v

2
(II -27)
⇒ F
v
= 5,5. (1,364)
2
= 10,23 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (II -28)
Trong đó k
f
là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1530 = 22,95 (mm);
k
f
= 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40
o

so với phương
nằm ngang;
⇒ F
0
= 9,81. 4. 5,5. 1,530 = 330,2 (N)
Từ đó, ta tính được: s =

23,102,33035,3169.2,1
127000
++
= 30,65
Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n
1
= 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
⇒ s = 30,65 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
e. Xác định đường kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20 - TTTKHDĐCK
tập 2, ta xác định được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=








1
sin
z

p
π
=








22
180
sin
1,38
o
= 267,72 (mm) Ta lấy d
1
= 267 (mm)
d
2
=









2
sin
z
p
π
=








77
180
sin
1,38
o
= 934,08 (mm) Ta lấy d
2
= 934 (mm)
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
• Đường kính vòng đỉnh d
a1
và d

a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(π/z
1
)] = 38,1. [0,5 + cotg(180
o
/22)] =
d
a2
= p[0,5 + cotg(π/z
2
)] = 38,1. [0,5 + cotg(180
o
/77)] =
• Đường kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
d
f1
= d
1
- 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.d
l
+ 0,05 (II -29)
với d

l
= 22,23 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1.
⇒ r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)
do đó: d
f1
= 267 - 2. 11,22 = 244,56 (mm) , ta lấy d
f1
= 245 (mm)
d
f2
= 934 - 2. 11,22 = 911,56 (mm) , ta lấy d
f2
= 912 (mm)
∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
σ
H
= 0,47.
( )
d
vddtr
kA
EFKFk
.
.+
≤ [σ
H
] (II -30)

Trong đó: [σ
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - TTTKHDĐCK tập
1;
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 3169,35 (N)
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10
-7
. n
III
. p
3
. m (II -31)
⇒ F
vd1
= 13. 10
-7
. 97,635. (38,1)
3
. 1 = 7,02 (N)
k
d

- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
d
= 1 (xích 1 dãy);
K
d
- Hệ số tải trọng động, K
d
= 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);
k
r
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87-
TTTKHDĐCK tập 1, với z
1
= 22 ⇒ k
r1
= 0,456;
E =
21
21
.2
EE
EE
+
- Mô đun đàn hồi , với E
1
, E
2
lần lượt là mô đun đàn hồi của vật
liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 10
5

Mpa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm
2
, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK
tập 1, ta có: A = 395 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
- ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
( )
1.395
10.1,2.02,72,1.35,3169456,0
5
+
= 451,72 (Mpa)
- ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2

= 77 ⇒ k
r2
= 0,22;
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
IV
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 27,9. (38,1)
3
. 1 = 2,006 (N)
⇒ σ
H2
= 0,47.
( )
1.395
10.1,2.006,22,1.35,316922,0
5
+
= 313,55 (Mpa)
Như vậy: σ
H1
= 451,72 MPa < [σ
H
] = 600 MPa ; σ

H2
= 313,55 MPa < [σ
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là
tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z
2
= 77 > 50 và vận tốc xích v = 1,364 m/s < 3 m/s)
đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F
1
và trên bánh xích bị động F
2
:
F
1
= F
t
+ F
2
; F
2
= F
0
+ F
v
(II -32)
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0

và F
v
nên F
1
= F
t
vì vậy lực tác dụng lên
trục được xác định theo công thức:
F
r
= k
x
. F
t
(II -33)
Trong đó: k
x
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với k
x
= 1,15 khi bộ truyền
nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40
o
;
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 3169,35 (N);
⇒ F
r

= 1,15. 3169,35 = 3644,75 (N) ≈ 3645 (N)
Bảng thông số của bộ truyền xích:
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a = 1530 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 22
Số răng đĩa bị động z
2
= 77
Tỷ số truyền u
xích
= 3,5
Số mắt của dây xích x = 132
Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 267 mm
Bị động: d
2
= 934 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
=
Bị động: d
a2
=
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d
f1
= 245 mm
Bị động: d

f2
= 912 mm
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 25,4 mm
Bước xích p = 38,1 mm
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
b- tính toán thiết kế bộ truyền trong
II. III. Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
II. III. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P
dc
dm
= 5,5 Kw) , ta chỉ cần
chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau
khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng
để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn
bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
H
1
≥ H
2
+ (10…15)HB.
Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:
• Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn: HB = (241…285) ;

+ Giới hạn bền: σ
b1
= 850 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σ
ch1
= 580 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB
1
= 250.
• Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn : HB = (192…240) ;
+ Giới hạn bền : σ
b2
= 750 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σ
ch2
= 450 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB
2
= 240.
II. III. 2 Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo
công thức sau:
[σ
H

] =
H
H
S
lim
0
σ
. Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
(II - 34)

[σ
F
] =
F
F
S
lim
0
σ
. Y
R
.Y
s

.K
xF
.K
FC
.K
FL
(II - 35)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
K
xF

- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: Z
R
Z
v
K
xH
= 1 và : Y
R
YsK
xF
= 1 , theo đó các công thức
(II - 17) và (II -18) trở thành:

[σ
H
] =
H
HLH
S
K.
lim
0
σ
(II - 34a)
[σ
F
] =
F
FLFCF

S
KK
lim
0
σ
(II - 35a)
Trong đó:
σ
lim
0
H
và σ
lim
0
F
lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với thép
45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

σ
lim
0
H
= 2HB + 70 ; S
H
= 1,1 ;
σ
lim
0
F

= 1,8HB ; S
F
= 1,75 ;
Với S
H
, S
F
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
σ
1lim
0
H
= 2HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa;
σ
2lim
0
H
= 2HB
2
+ 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa;
σ
1lim
0
F
= 1,8. HB
1
= 1,8 . 250 = 450 MPa ;

σ
2lim
0
F
= 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một
chiều) ;
K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, được xác định theo các công thức:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
(II - 36)

K
FL

=
F
m
FE
FO
N
N
(II - 37)
Trong đó:
m
H
, m
F
- Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
m
H
= m
F
= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
N
HO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Với:
N
HO

= 30.H
4,2
HB
(II - 38)
⇒ N
HO1
= 30. 250
2,4
= 17067789
N
HO2
= 30. 240
2,4

= 15474913
N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
FO
= 4. 10
6
đối với tất cả các loại thép;
N
HE
, N
FE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
thay đổi nhiều bậc:
N

HE
= 60.c.
( )
iii
tnMM
3
max
/
∑
(II - 39)
N
FE
= 60.c.
( )
ii
m
i
tnMM
F
∑
max
/
(II -40)
Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
n
i
- Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
M
i

- Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
M
max
- Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng.
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; n
II
= 361,25 vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
III
= 97,635 vòng/phút.

⇒ N
HE1
= 60. 1. 361,25. 24000.[(1)
3
.0,25 + (0,8)
3
. 0,5 + (0,3)
3
. 0,25]
= 266732550
N
HE2
= 60. 1. 97,635. 24000.[(1)
3

.0,25 + (0,8)
3
. 0,5 + (0,3)
3
. 0,25]
= 72089778
N
FE1
= 60. 1. 361,25. 24000.[ (1)
6
.0,25 + (0,8)
6
. 0,5 + (0,3)
6
. 0,25]
= 198328461
N
FE2
= 60. 1. 97,635. 24000.[ (1)
6
.0,25 + (0,8)
6
. 0,5 + (0,3)
6
. 0,25]
= 53602212
Như vậy: N
HE1
> N
HO1

, N
HE2
> N
HO2
;

N
FE1
> N
FO!
, N
FE2
> N
FO2
.
⇒ K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế

Khoa : C Khíơ
[σ
H
]
1
=
1,1
1.570
= 518 Mpa;
[σ
H
]
2
=
1,1
1.550
= 500 Mpa;
[σ
F
]
1
=
75,1
1.1.450
= 257,143 MPa;
[σ
F
]
2
=

75,1
1.1.432
= 246,857 Mpa.
Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ
hơn trong hai giá trị tính toán của [σ
H
]
1
và [σ
H
]
2
.
⇒ [σ
H
] = 500 Mpa.
+ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
(II – 41)
[σ
F
]
max
= 0,8σ
ch

(II -42)
⇒ [σ
H1
]
max
= 2,8. 580 = 1624 Mpa;
[σ
H2
]
max
= 2,8. 450 = 1260 Mpa;
[σ
F1
]
max
= 0,8. 580 = 464 Mpa;
[σ
F2
]
max
= 0,8. 450 = 360 Mpa.
II. II. 3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
a. Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp
xúc. Công thức thiết kế có dạng:
R
e
= K
R

1
2
+u
.
3
2
1
].[.)1(
Hbebe
H
uKK
KT
σ
β
−
(II – 43)
Trong đó:
K
R
= 0,5K
d
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với
truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, K
d
= 100 Mpa
1/3

⇒ K
R
= 0,5. 100 = 50 Mpa

1/3

T
1
– Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T
1
= 120257 Nmm;
[σ
H
] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ
H
] = 500 Mpa;
K
H
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh côn, và với K
be
- Hệ số chiều rộng vành răng: K
be
=b/R
e
= 0,25…0,3.
Do u
brc
= 3,7 > 3, ta chọn K
be
= 0,25
Theo bảng 6. 21- tr 113 -

Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ

be
be
K
uK
−2
.
=
25,02
7,3.25,0
−
= 0,53
Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn K
H
β
= 1,13;


⇒ R
e
= 50.
)
(
17,3
2

+
.
)
(
3
2
)500.(7,3.25,0.25,01
13,1.120257
−
= 176,67 (mm)
b. Xác định thông số ăn khớp
Tính số răng bánh răng nhỏ:
• Đường kính vòng chia ngoài của bánh răng chủ động được xác định theo độ
bền tiếp xúc:
d
e1
= K
d.

1
2
+u
.
3
2
1
].[.)1(
Hbebe
H
uKK

KT
σ
β
−
(II – 44)
hay: d
e1
=
1
2
2
+u
R
e
(II -45)
⇒ d
e1
=
17,3
67,176.2
2
+
= 92,19 (mm)
Theo bảng 6. 22 - tr 114 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có z
1p
= 17 với HB ≤ 350; ta tính z
1
theo
công thức: z
1

= 1,6z
1p
= 1,6. 17 = 27,2 (răng). Theo đó, ta chọn z
1
= 27 (răng).

• Đường kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng được xác định theo
công thức sau:
d
m1
= (1 - 0,5.K
be
)d
e1
(II -46)
m
tm
=
1
1
z
d
m
(II -47)
⇒ d
m1
= (1 - 0,5. 0,25). 92,19 = 80,67 (mm)
m
tm
=

27
67,80
=2,99 (mm)
• Xác định mô đun của bánh răng:
Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức:
m
te
=
be
tm
K
m
.5,01−
(II - 48)
⇒ m
te
=
25,0.5,01
99,2
−
= 3,42 (mm)
Theo bảng 6. 8 tr - 99 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn m
te
= 3,5 (mm)
Từ mô đun m
te
tiêu chuẩn, ta tính lại z
1
và m
tm

:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
m
tm
= m
te
(1 - 0,5K
be
) = 3,5. (1 - 0,5. 0,25) = 3,06 (mm)
d
m1
= m
tm
. z
1
= = 3,06. 27 = 82,62 (mm),
• Xác định số răng bánh răng lớn z
2
:
Ta có: z
2
= u
I
. z
1
= 3,7. 27 = 99,9 (răng), ta chọn z

2
= 100 (răng)
Tính tỉ số truyền thực tế:
u
m
=
1
2
z
z
=
27
100
= 3,7
• Tính góc côn chia:
Góc côn chia của hai bánh răng được xác định theo công thức:

1
δ
= arctg








2
1

z
z
= arctg






100
27
= 15,11
o
= 15
o
6
’
36
”

2
δ
= 90
o
-
1
δ
= 90
o
- 15,09

o
= 74,89
o
= 74
o
53
’
24
”
Chiều dài côn ngoài thực:
R
c
= 0,5m
te
.
2
2
2
1
zz +
= 0,5. 3,5.
22
10027 +
= 181,27 (mm)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

σ
H
= Z

M
. Z
H
. Z
ε
.
udb
uKT
m
H
85,0
1 2
2
1
2
1
+
≤ [σ
H
] (II -49)
Trong đó:
Z
M
- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo
bảng 6. 5 - tr 96 - TTTKHDĐCK tập 1, ta tìm được Z
M
= 274 Mpa
1/3
;
Z

H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6. 12 - tr -
TTTKHDĐCK tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: x
t
= x
1
+ x
2
= 0 ⇒ Z
H
= 1,76;
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng, do
β = 0 ⇒ hệ số trùng khớp dọc: ε
β
= 0, theo đó:
Z
ε
=
3
4
α
ε
−
(II -50)
Trong đó: ε
α
- Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:
ε

α
=
.
11
2,388,1
21














+−
zz
cosβ (II -51)
ε
α
=
.
100
1
27

1
2,388,1
















+−
cos0 = 1,729
Thay số vào công thức (II -32), ta tính được:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ