ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY : " THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI " ppt

Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY : " THIẾT KẾ HỆ DẪN
ĐỘNG BĂNG TẢI "
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 1 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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 thiết kế các bộ truyền.
Phần III : Tính và chọn khớp nối.
Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
Phần V : Tính và chọn then.
Phần VI : Tính và chọn ổ lăn.
Phần VII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác.
Phần IX : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 2 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
1
2
3
5
4

6
P
V
1
2
3
5
4
6
P
V
M
max
= 1,5M
8
h
4h 4h
5s
Hình 1. Lược đồ hệ dẫn động xích tải
1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai
4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. Băng tải
Bảng1
Bảng số liệu cho trước:
1 Lực kéo Băng tải F 3250 N
2 Vận tốc băng tải V 1.85 m/s
3 Đường kính băng tải D 520 mm
4 Thời gian phục vụ L
h
24000 giờ
5 Số ca làm việc 2 ca

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền
ngoài
α
65 độ
7 Đặc tính làm việc Nhẹ
Khối lượng thiết kế
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3):
-
01 bản tổng thể 3 hình chiếu
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 3 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
-
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)
LỜI NÓI ĐẦU
Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết
kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 4 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có
công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế
lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn
học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức
chuyên môn.
Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để

ta có thể tiếp cận được vói tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn.
Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn của thầy Ngô Văn
Quyết em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động Băng tải dùng hộp tốc độ
bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn
thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong nhận được
sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn.
Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu:
- Đồ án môn học chi tiết máy -Ngô Văn Quyết.
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1.
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2.
Em xin chân thành cảm ơn!
Hưng Yên, ngày 15 tháng 8 năm 2010
Sinh viên

Tường Ngọc Tú
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 5 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ
VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
I.I.1. Chọn kiểu loại động cơ:
Để thuận tiện và phù hợp với lưới diện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay
chiều. Cụ thể hơn ta chọn loại động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc
với ưu điểm: đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc
trục tiếp vào lưới điện ba pha không càn biến đổi dòng điện.
I.I.2. Kết quả tính toán trên băng tải:
a. Momen thực tế trên băng tải:
M =P.

2
D
(1.1)
=3250.
0.52
2
= 845 N.m
P: Lực kéo băng tải
D: Đường kính băng tải
b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ.
Trong thực tế M không phải là hằng số mà biến đổi vì vậy ta tính công suất
động cơ theo công thức đẳng trị.
P
ô ácc ngt
=P
dangtri
=
9550
bt dt
n M
. (1.2)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 6 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Với : M
dt
=
2
2

1
2
1
.
k k
k
M t
t
∑
∑
=
2 2
1 1 2 2
1 2
M t M t
t t
+
+
(1.3)
=
( ) ( ) ( )
( ) ( )
2
2
845 . 4.3600 5 0,6.845 . 4.3600
4.3600 5 4.3600
− +
− +
=696,8 N.m
Và:

n
bt
=
3
60.10 .
.
v
D
π
vg/ph (1.4)
Với: v = 1,85 m/s
D = 520 mm
Nên; n
bt
=
3
60.10 1,85
67,9
3.14.520
=
vg/ph
Vậy: P
ô ácc ngt
=P
dangtri
=
696,8.67,9
4,9
9550
kW=

c. Công suất đẳng trị trên động cơ
P
dtdc
=
dt
ht
P
η
(1.5)
Với
4
. . .
ht brcon ol xich msat
η η η η η
=
Tra bảng 2.3 TTTKHDĐCK tập 1 được:

brcon
η
=0,96 được che kín

ol
η
=0,99 được che kín

xich
η
=0,92 để hở

msat
η
= 0,88 để hở.
Do đó:

4
. . .
ht brcon ol xich msat
η η η η η
=
= 0,96.0,99
4
.0,92.0,88 = 0,75
P
dtdc
=
dt
ht
P
η
=
4,9
6,57
0,746
kW=
*Kết luận :Với số đôi cực từ p=2 và công suất động cơ 6,5 kW
Tra bảng P1.1 TTTKHDĐCK tập 1: Các thông số kỹ thuật của động cơ điện K
Ta chọn loại động cơ K mang nhãn hiệu K160S4 có các thông số:
Kiểu
động cơ

Công suất Vận tốc
quay
Vg/ph
%
η
cos
ϕ
k
dn
I
I
k
dn
T
T
Khối
lượng.
Kg
d
φ
mm
kW Mã
lực
50Hz 60Hz
K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 9,4 38
Bảng 1.1 Thông số động cơ
-Đặc điểm của động cơ điện loại K:
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 7 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học

Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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.
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.
I.II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống
1450
21,35
67,9
dc
bt
n
u
n
= = =
∑
(1.6)
Mà
u
∑
.
HGT ngoai
u u=
u
ngoai
=

. .
dai xich khopnoi
u u u
Tra bảng 2.4 TTTKHDĐCK tập 1

khopnoi
u
=1
dai
u
=3,1
xich
u
=2
u
ngoai
=2.3,1.1=6,2
Nên
HGT
u
=
21,35
3,44
6,2
=
Vậy ta có kết quả về tỷ số truyền như sau:

dai
u
=3,1 đai thang

xich
u
=2

HGT
u
= 3,44
I.III. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC VÀ LỰC CÁC TRỤC
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 8 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
1
2
3
5
4
6
P
V
TKN
I
III
II
TDC
Hình 1.1 Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải
I.III.1. Tính toán tốc độ quay của các trục
Trục động cơ : n
dc
=1450 vg/ph

Trục I : n
I
=
.
dc
KN dai
n
n n
=
1450
467,74
1.3,1
=
vg/ph
Trục II:
135,97
I
II
HGT
n
n
u
= =
vg/ph
Trục III:
67,98
II
III
xich
n

n
u
= =
vg/ph
I.III.2.Tính công suất trên các trục
Công suất danh nghĩa trên các trục:
Động cơ :P
dc
= P
lv
=6,5 kW; P
KN
=6,57.
KN
η
.
ol
η
=6,57.1.0,99=6,5 kW.
Truc I :
. . . 6,5.1.0,88.0,99 5,66
I dc KN msat ol
P P kW
η η η
= = =
Truc II :
. . 5,66.0,96.0,99 5,38
II I ol brcon
P P kW
η η

= = =
Truc III:
. . 5,38.0,92.0,99 4,90
III II xich ol
P P kW
η η
= = =
I.III.3.Tính momen xoắn trên các trục
Momen xoắn trên các trục:
Trục động cơ:
6
6
10 .
10 .6,5
9,55. 9,55. 42810,34
1450
dc
lv
dc
dc
P
T Nmm
n
= = =
Trục I:
6
6
10 . 10 .5,66
9,55. 9,55. 115562,06
467,74

I
I
I
P
T Nmm
n
= = =
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 9 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Truc II:
6
6
10 . 10 .5,38
9,55. 9,55. 377870,11
135,97
II
II
II
P
T Nmm
n
= = =
Trục III:
6
6
10 . 10 .4,90
9,55. 9,55. 688364,22
67,98

III
II
III
P
T Nmm
n
= = =
Bảng 1.2 Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống
dẫn động
trục
Thông
số
Trục
Khớp
nối
Trục
I
Trục
II
Trục
III
tỷ số
truyền U
k
=3,1 U
1
=3,44 U
2
=2
Công

suất
P kw
6,5 5,66 5,38 4,9

số vòng
n v/ph 1450 467,74 135,97 67,98
Momen
xoắn
T N.mm

42810,3
4
115562,06 377870,11 688364,22
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
II.1 Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai:
Truyền động đai hình thang
Công suất trên bánh đai nhỏ P
đc
=6,5kW
Số vòng quay bánh đai nhỏ n=1450 v/ph
Theo hình 4.1 chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A
Bảng 2.1 Thông số đai
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 10 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Loại đai Kích thước mặt cắt (mm)
b
t
b h y

0
Thang, A 11 13 8 2,8

Thông số kích thước cơ bản của đai.
13
11
8
2,8
40
0
Hình 2.1 Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang
Tính toán thông số đai A:
-Đường bánh đai nhỏ
d
1
=
( )
3
3
1
5,2 6,4 6. 42810,34 209,89T = =
mm chọn 200mm. (2.1)
-Vận tốc đai
v=
1 1
4
. . .200.1450
1000.60 6.10
d n
π π

=
=15,18(m/s) (2.2)
-Đường kính bánh đai lớn
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 11 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
d
2
=d
1
.u.(1-ε)
Trong đó hệ số trượt :
ε=0,01; u=3,1
⇒
d
2
= 200.3,1.(1-0,01)= 613 mm
Chọn 630mm theo tiêu chuẩn
Tỉ số truyền u
thuc
=d
1
/d
2
=630/200=3,15
Sai số
3,15 3,1
3,1
−

=1,6% < 4%
-Khoảng cách trục a:
Chọn theo bảng 4.14 TTTKHDĐCK tập 1với u
≈
3
⇒
a/d
2
=1,5
⇒
a=945 mm.
Đk 0,55.(d
1
+d
2
)
≤
a
≤
2.(d
1
+d
2
)
⇒
456,5
≤
a
≤
1660 thỏa mãn.

-Chiều dài l:
Theo công thức 4.4 TTTKHDĐCK tập 1 ta có:
l=2a+
( )
1 2
.
2
d d
π
+
+
( )
2
2 1
4.
d d
a
−
(2.3)
=2.945+
( )
. 630 200
2
π
+
+
( )
2
630 200
4.630

−
=3267,13 mm.
Chọn 3550mm vì chiều dài 3350mm ít dùng.
-Tính lại khoảng cách trục a:
a=
(
)
2 2
1
. 8.
4
λ λ
+ − ∆
(2.4)
trong đó
( )
1 2
.
2
d d
l
π
λ
+
= −
=3550-
( )
. 630 200
2
π

+
=2246,23

2 1
2
d d−
∆ =
=
630 200
2
−
=215
→
a=
(
)
2 2
1
. 2246,23 2246,23 8.215
4
+ −
=1102,14 mm.
Góc ôm
1
α
=180-57.(d
2
-d
1
)/a=180-57.(630-200)/ 1102,14

=158
o
>120
o
.
-Số đai:
Z=
1
0
.
[P ].C . . .
d
l u z
P K
C C C
α
(2.5)
Hệ số tải trọng động K
đ
=1,1
Hệ số
C
α
=1-0,0025.(180-
1
α
)=0,945 (
α
=158
0

)
Hệ số chiều dài đai: C
l
=0,95 (l/l
o
=0,8).
Với u=3,1 lớn hơn 3
⇒
C
u
=1,14
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 12 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Và C
z
=1 do
1
0
1,17 1
P
P
= ≈
Công suất cho phép [P
0
]=5,53 (kW).
⇒
z=
6,5.1,1

5,53.0,945.1.1,14.1
=1,2
Chọn z=2
Chiều rộng bánh đai được xác định theo công thức
B = (z - 1)t + 2e (2.6)
Tra bảng 4. 21-Tr.63 TTTKHDĐCK tập 1 có :
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h
0
= 3,3mm
Vậy: B = (2 -1).15 +2.10 = 35 mm
Đường kính ngoài bánh đai d
a
=d+2.h
o
=200+2.3,3
=206,6 mm.
-Lực căng đai ban đầu:
F
o
=780.P
1
.K
đ
/v.
C
α
.z + F
v
. (2.7)
-Lực căng do lực li tâm F

v
=q
m
.v
2
với q
m
=0,178
v = 15,18

⇒
F
v
=41,02 N.

⇒
F
o
=
780.6,5.1,1
15,18.0,945.2
+41.02=235,41 N.
-Lực tác dụng lên trục :
F
r
=2F
o
.z.sin(
1
2

α
)=2.235,41.2.sin(
158
2
o
).
=924,34 N.
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 13 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
F
1
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1
n
1
1
1
1

F
1
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1
n
1
1
65°
1
65°
O
2
d
2
2
2
n
2
a

w
1
F
rd
F
rd
F
rd
x
y
Hình 2.2 Lục tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 14 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Bảng 2.2 Kết quả bộ truyền đai
Khoảng cách trục a
w1
1102,14 mm
Góc ôm α
1
158
o
Đường kính bánh đai nhỏ 200 mm
Đường kính bánh đai lớn 630 mm
Bề rộng của bánh đai B 44 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
II. II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
II. II. 1. Chọn loại xích
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. Do bộ truyền tải
không lớn ta chọn loại xích này.

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 (2.8)
Với u
xích
= 2 ⇒ z
1
= 29 - 2. 2 = 25 >19
Vậy: z
1
= 25 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z
2
= u
xích
. z
1
≤ z
max
(2.9)
Đối với xích con lăn z

max
= 120, từ đó ta tính được: z
2
= 2. 25 = 50 (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] (2.10)
Trong đó: P
t
- Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 5,38kW;
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút, bước
xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
[P] = 48,81 (KW);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01

z
z
=
23
25
= 1
k
n
- Hệ số vòng quay; k
n
=
III
n
n
01
=
200
67,98
= 2,9
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ

. k
c
(2.11)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 15 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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
= 1,25 (do
đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 65
o
>60
o
);
k
a
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài
xích;
với a = (30…50)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;
Từ (II -20) ta tính được: k = 1,25. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 3
Từ (II -19) ta tính được: P
t
= 5,38. 3. 1. 2,9 = 46,81 (KW)
⇒ P
t
= 46,81 KW < [P] = 48,81 KW
Với bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, điều
kiện p <p
max

được thỏa mãn.với số vòng quay max la 300vg/ph
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40. 50,8 = 2032 (mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x =
p
a2
+
2
21
zz +
+
a
pzz
2
2
12
4
.)(
π
−
(2.12)
⇒ x =
2.2032
50,8
+
25 50
2

+
+
2
2
(50 25) .50,8
4.3,14 .2032
−
= 117,89
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 118, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a
*
2w
= 0,25.p
( )

















−
−+−++−
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0
π
zz
zzxzzx
cc
(2.13)
Theo đó, ta tính được:
a
*
2w
= 0,25.50,8
( )
2
2
(50 25)
118 0,5 50 25 [118 0,5(50 25)] 2
3,14
 
−
 
 

− + + − + −
 
 
 
 
 
⇒ a
*
2w

=2034,65 = 2035 (mm)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 16 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một
lượng:
∆a = (0,002…0,004)a
*
2w
, ta chọn ∆a = 0,003a
*
2w
≈ 6(mm)
⇒ a
w2
= a
*
2w
- ∆a = 2035 -6 = 2029 (mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
1
.
15.
II
c
z n
x
≤ [i] (2.14)
⇒ i =
25.135,97
15.118
= 1,92
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [i] = 15;
⇒ i = 1,92 < [i] = 15, 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 độ 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] (2.15)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK
tập 1, ta có:
Q = 226,8 kN = 226800 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 -
TTTKHDĐCK tập 1, ta có: q = 9,7 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 =
1
3
. .
60.10
II
z p n
(2.16)
⇒ v =
25.50,8.135,97
60000
= 2,88 (m/s)
F
t

- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
1000.
II
P
v
(2.17)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 17 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
F
t
=
1000.5,38
2,88
= 1868,06 (N)
F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v
2
(2.18)
F
v
= 9,7. (2,88)

2
= 80,46 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (2.19)
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. 2029= 30,44 (mm);
k
f
= 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40
o

so với
phương nằm ngang;
do đó: F
0
= 9,81. 2. 9,7. 2,029 = 386,15 (N)
Từ đó, ta tính được: s =
226800
1,2.1868,06 386,15 80,46+ +
= 84,3
Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n
1

= 135,97 vòng/phút, ta có:
[s] = 8,3
⇒ s = 84,3 > [s] = 8,3 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. 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
=
50,8
180

sin
25
o
 
 ÷
 
= 405,3 (mm) Ta lấy d
1
= 405 (mm)
d
2
=








2
sin
z
p
π
=
50,8
180
sin
50

o
 
 ÷
 
= 809,04 (mm) Ta lấy d
2
= 809 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh d
a1
và d
a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(π/z
1
)] = 50,8. [0,5 + cotg(180
o
/25)] = 427,52 (mm)
Ta lấy d
a1
= 428 (mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(π/z
2
)] = 50,8. [0,5 + cotg(180
o
/50)] = 832,84 (mm)
Ta lấy d

a2
= 833 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 18 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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 (2.20)
với d
l
= 28,58 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1.
Nên r = 0,5025.28,58 + 0,05 = 14,41 (mm)
do đó: d
f1
= 428 - 2. 14,41 = 399,18 (mm) , ta lấy d
f1
= 399 (mm)
d

f2
= 833 - 2. 14,41 = 804,18 (mm) , ta lấy d
f2
= 804 (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
] (2.21)
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
= 1868,06 (N)

F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10
-7
. n
II
. p
3
. m (2.22)
=> F
vd1
= 13. 10
-7
. 135,97. (50,8)
3
. 1 = 2,72 (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
= 25 ⇒ k
r1
= 0,4;
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 = 645 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:

- Ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
( )
5
0,4 1868,06.1,2 2,72 .2,1.10
645.1
+
= 401,77 (MPa)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 19 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
-
Ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 50 ⇒ k
r2
= 0,24;
F
vd2
= 13. 10
-7
. n

III
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 67,98. (50,8)
3
. 1 = 11,59 (N)
σ
H2
= 0,47.
( )
5
0,24 1868,06.1,2 11,59 .2,1.10
645.1
+
= 197,21 (MPa)
Như vậy: σ
H1
= 401,77 MPa < [σ
H
] = 600 MPa ; σ
H2
= 197,21 MPa < [σ
H
] = 600
MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C× 24 -44, phương pháp
nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z
2

= 50 > 50 và vận tốc
xích v = 2,88 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.
e. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Hình 2.3 Lực tác dụng lên 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
(2.23)
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
(2.24)
Trong đó: k
x
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với k
x
= 1,05 khi
bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40
o
;
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 20 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 1868,06 (N);
 F
r
= 1,05. 1868,06 = 1961,46 (N)

b
d
d
f
d
a
Hình 2.4 Hình vẽ mặt cắt xích
Bảng 2.3 Bảng thông số bộ truyền xích
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a = 2029 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 25
Số răng đĩa bị động z
2
= 50
Tỷ số truyền u
xích
= 2
Số mắt của dây xích x = 118
Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 405 mm
Bị động: d
2
= 809 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
=428 mm

Bị động: d
a2
=833 mm
Đường kính vòng chân răng của đĩa
xích
Chủ động: d
f1
= 399 mm
Bị động: d
f2
= 804 mm
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn
hơn)
B = 31,75 mm
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 21 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Bước xích p = 50,8 mm
II.2- 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 trung bình thấp (P
dc
dm
=
7,5 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
(2.25)

[σ

F
] =
F
F
S
lim
0
σ
. Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(2.26)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 22 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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;
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
(2.25) và (2.26) trở thành:

[σ
H
] =

H
HLH
S
K.
lim
0
σ
(2.27)
[σ
F
] =
F
FLFCF
S
KK
lim
0
σ
(2.28)
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:
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 23 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
(2.29)

K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
(2.30)
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;
Với:
N
HO
= 30.H
4,2
HB
(2.31)
-> 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
/
∑
(2.32)
N
FE
= 60.c.
( )
ii
m
i

tnMM
F
∑
max
/
(2.33)
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
I
= 467,74vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
II
= 135,97vòng/phút.

⇒ N

HE1
= 60. 1. 467,74.
24000
8
.
3 3
3
5 845 5 507
1 . . 4 .4
3600 1267,5 3600 1267,5
 
   
 
+ − +
 
 ÷
 ÷  ÷
 
   
 
 
= 121420280
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 24 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
N
HE2
= 60. 1. 135,97.
24000

8
.
3 3
3
5 845 5 507
1 . . 4 .4
3600 1267,5 3600 1267,5
 
   
 
+ − +
 
 ÷
 ÷  ÷
 
   
 
 

=35296351
N
FE1
= 60. 1. 467,74.
24000
8
.
6 6
6
5 845 5 507
1 . . 4 .4

3600 1267,5 3600 1267,5
 
   
 
+ − +
 
 ÷
 ÷  ÷
 
   
 
 
= 31051878
N
FE2
= 60. 1. 135,97.
24000
8
.
6 6
6
5 845 5 507
1 . . 4 .4
3600 1267,5 3600 1267,5
 
   
 
+ − +
 
 ÷

 ÷  ÷
 
   
 
 
= 9026647
Như vậy: N
HE1
> N
HO1
, N
HE2
> N
HO2
;

N
FE1
> N
FO1
, 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:
[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
(2.34)

[σ
F
]
max
= 0,8σ
ch
(2.35)
⇒ [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
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết

SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 25 -