Đồ án chi tiết máy xích tải (bách khoa)

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Thông số đầu vào:
1.1
Công
suất
làm
việc:
. 4000.1,28
5,12( )
1000 1000
lv
F v
P kW= = =
1.2 Hiệu suất hệ dẫn động:
3
r
. . .
b ol x kn
η η η η η
=
Trong đó, các
η
tra bảng
2.3
[1]
19
ta được:
• Hiệu suất bộ truyền bánh răng:
rb

η
= 0,97
• Hiệu suất bộ truyền xích để hở:
x
η
= 0,93
• Hiệu suất ổ lăn:
ol
η
= 0,99
• Hiệu suất khớp nối:
kn
η
= 0,99

3
. . .
br ol x kn
η η η η η
=
= 0,97.0,99
3
.0,93.0,99= 0,867
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Thiết kế hệ dẫn động xích tải.
Lực kéo xích tải: F = 4000 (N)
Vận tốc xích tải: v = 1,28 (m/s)
Số răng đĩa xích tải: Z = 10 (răng)
Bước xích tải: p = 80 (mm)

Thời hạn phục vụ: L
h
= 16500 (giờ)
Số ca làm việc: soca = 1 (ca)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 135
0
Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ
Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:
5,12
5,91( )
0,867
lv
yc
P
P kW
η
= = =
1.4 Số vòng quay trên trục công tác:
60000. 60000.1, 28
96,00( / )
. 10.80
lv
v
n v ph
z p
= = =
1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ:
r
.

sb x b
u u u=
Theo bảng
2.4
[1]
21
chọn sơ bộ:
• Tỷ số truyền bộ truyền xích:
x
u
=3
• Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng
rb
u
= 4

r
.
sb x b
u u u
=
= 3.4 = 12
1.6. Số vòng quay trên trục động cơ:
.
sb lv sb
n n u
=
=96,00.12 = 1152 (v/ph)
1.7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

t
db
n
= 1000 (v/ph)
1.8. Chọn động cơ:
Tra bảng từ các phụ lục trong tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn:
1000( / )
5,91( )
b t
db db
cf
dc yc
n n v ph
P P kW

= =


≥ =


Ta được động cơ với các thông số sau:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Ký hiệu động cơ: 4A132M6Y3:
7,5( )
1000( / )
42( )
cf

db
dc
dc
P kW
n v ph
d mm

=

=


=

1.9 Phân phối tỉ số truyền:
Tỷ số truyền của hệ:
968
10,08
96,00
dc
ch
lv
n
u
n
= = =
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc u
br
= 4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

10,08
2,52
4
ch
x
br
u
u
u
= = =
Vậy ta có:
r
x
10,08
4
2,52
ch
b
u
u
u
=


=


=

1.10 Tính các thông số trên trục:

Công suất trên trục công tác: P
ct
= P
lv
= 5,12 (kW)
Công suất trên trục II:
5,12
5,56( )
. 0,99.0,93
ct
II
ol x
P
P kW
η η
= = =
Công suất trên trục I:
r
5,56
5,79( )
. 0,99.0,97
II
I
ol b
P
P kW
η η
= = =
Công suất trên trục động cơ:
5,79

5,91( )
. 0,99.0,99
I
dc
ol kn
P
P kW
η η
= = =
Số vòng quay trên trục động cơ: n
đc
= 968 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:
968
968( / )
1
dc
I
kn
n
n v ph
u
= = =
Số vòng quay trên trục II:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
r
968
242( / )

4
I
II
b
n
n v ph
u
= = =
Số vòng quay trên trục công tác:
242
96,03( / )
2,52
II
ct
x
n
n v ph
u
= = =
Môment xoắn trên trục động cơ:
6 6
5,91
9,55.10 9,55.10 58306,30( . )
968
dc
dc
dc
P
T N mm
n

= = =
Môment xoắn trên trục I:
6 6
5,79
9,55.10 9,55.10 57122,42( . )
968
I
I
I
P
T N mm
n
= = =
Môment xoắn trên trục II:
6 6
5,56
9,55.10 9,55.10 219413, 22( . )
242
II
II
II
P
T N mm
n
= = =
Môment xoắn trên trục công tác:
6 6
5,12
9,55.10 9,55.10 509174,21( . )
96,03

ct
ct
ct
P
T N mm
n
= = =
1.11 Lập bảng thông số:
Trục
Thông số Động cơ I II Công tác
TST u
kn
=1 u
br
=4 u
x
=3,02
P(kW) 5,91 5,79 5,56 5,12
n(v/ph) 968 968 242 96,03
T(N.mm)
58 306,30 57 122,42 219 413,22 509 174,21
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số yêu cầu:
2.1

Chọn
loại
xích:
Do điều
kiện làm
việc chịu
va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con
lăn.
2.2 Chọn số răng đĩa xích:
Z
1
= 29 - 2.u = 29 – 2.2,52 = 23,96
≥
19
⇒
Chọn: Z
1
=23
Z
2
= u.Z
1
= 2,52.23 = 57,96
≤
⇒
Chọn: Z
2
= 58
2.3 Xác định bước xích:
Bước xích p được tra bảng

[ ]
5.5
1
81
với điều kiện P
t
≤[P], trong đó:
P
t
- là công suất tính toán: P
t
=P.k.k
z
.k
n
Ta có:
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng
đĩa xích nhỏ là:
01
01
25
200( / )
Z
n v ph
ì
=
ï
ï
í
ï

=
ï
î
Do vậy ta tính được:
k
z
– Hệ số số răng:
01
1
25
1,087
23
z
Z
k
Z
= = =
k
n
– Hệ số vòng quay:
01
1
200
0,826
242
n
n
k
n
= = =

GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

P = P
II
= 5,56 (kW)
T
I
= T
II
= 219 413,22 (N.mm)
n
I
= n
II
= 242 (v/ph)
u = u
x
= 2,52
β
= 135
0
Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt

.k
đ
.k
c
, trong đó:
k
0
– Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng
[ ]
5.6
1
82
với
β
= 135
0
, ta được
k
0
=1,25
k
a
– Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a= (30÷50)p , tra bảng
[ ]
5.6
1
82
ta được k
a

=1
k
đc
– Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:
Tra bảng
[ ]
5.6
1
82
ta được k
đc
= 1 ( Vị trí trục không điều chỉnh được)
k
bt
– Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn:
Tra bảng
[ ]
5.6
1
82
ta được k
bt
= 1,3 ( Làm việc trong môi trường có bụi, bôi trơn
đạt yều cầu)
k
đ
– Hệ số tải trọng động: Tra bảng
[ ]
5.6
1

82
, ta được k
đ
= 1,3(Đặc tính làm việc êm)
k
c
– Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng
[ ]
5.6
1
82
với số ca làm việc là
1 ta được k
c
= 1
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
đ
.k
c
= 1,25.1.1.1,3.1,3.1 = 2,11
Công suất cần truyền P = 5,56 (kW)
Do vậy ta có:

P
t
= P.k.k
z
.k
n
= 5,56.2,11.1,087.0,826=10,53(kW)
Tra bảng
[ ]
5.5
1
81
với điều kiện
[ ]
01
10,53( ) 11( )
200( / )
t
P kW P KW
n v ph

= ≤ =


=


ta được:
• Bước xích: p = 25,4 (mm)
• Đường kính chốt: d

c
= 7,95 (mm)
• Chiều dài ống: B = 22,61 (mm)
• Công suất cho phép: [P] = 11 (kW)
2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
Chọn sơ bộ:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
a = 40.p = 40.25,4 = 1016,00 (mm)
Số mắt xích:
( ) ( )
2 2
2 1
1 2
2 2
. 58 23 .25,4
2a 2.1016 23 58
121,3
2 4 25,4 2 4 .1016
Z Z p
Z Z
x
p a
π π
− −
+ +
= + + = + + =
Chọn số mắt xích là chẵn: x = 122
Chiều dài xích:L =x.p = 122.25,4 = 3098,8 (mm).

Tính lại khoảng cách trục:
2 2
*
1 2 1 2 2 1
2
4 2 2
Z Z Z Z Z Z
p
a x x
π
 
+ + −
   
 
= − + − −
 ÷  ÷
 
   
 
2 2
*
25,4 23 58 23 58 58 23
. 122 122 2 1025,287( )
4 2 2
a mm
π
 
+ + −
   
 

= − + − − =
 ÷  ÷
 
   
 
Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
*
0,003. 0,003.1025,287 3,076( )a a mm
∆ = = =
Do đó:
*
1025,287 3,076 1022,211( )a a a mm= − ∆ = − =
⇒
Khoảng cách trục chính xác là : a = 1022 (mm)
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng
[ ]
5.9
1
85
với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm)
⇒
Số lần va đập
cho phép của xích: [i] = 30
[ ]
1 1
. 23.242
3,042 30
15.x 15.122
Z n

i i= = = < =
2.5. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
[ ]
0
.
đ t V
Q
s s
k F F F
= ≥
+ +
, với:
Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng
[ ]
5.2
1
78
với p = 25,4 (mm) ta được:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
• Q = 56,7 (kN)
• Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg)
k
đ
– Hệ số tải trọng động:
Do làm việc ở chế độ trung bình
⇒
k
đ

= 1,2
F
t
– Lực vòng:
1000 1000.5,56
2695,11( )
2,063
t
P
F N
v
= = =
Với

1 1
. . 5,56.968.23
2,063
60000 60000
P n Z
v = = =
F
v
– Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

2 2
. 2,6.2,063 11,07( )
v
F q v N
= = =
F

0
– Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
0
9,81. . .
f
F k q a
=
, trong đó:
k
f
– Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do
β
= 135
0
⇒
k
f
= 2

⇒

3
0
9,81. . . 9,81.2.2,6.1025,287.10 52,30( )
f
F k q a N
−
= = =
[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng
[ ]

5.10
1
86
với p = 25,4 (mm);
n
1
= 242 (v/ph) ta được [s] = 9,3
Do vậy:

[ ]
0
56700
17,20
. 1,2.2695,11 52,30 10,07
đ t V
Q
s s
k F F F
= = = ≥
+ + + +

Đường kính vòng chia:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
1
1
2
2
25,4

186,54( )
sin
sin
23
25,4
469,16( )
sin
sin
58
p
d mm
Z
p
d mm
Z
π
π
π
π

= = =

   

 ÷
 ÷
 

 



= = =

   
 ÷

 ÷
 
 


Đường kính đỉnh răng:
1
1
2
2
0,5 cot g 25,4 0,5 cot g 197,49( )
23
0,5 cot 25,4 0,5 cot g 481,17( )
58
a
a
d p mm
Z
d p g mm
Z
π π
π π

 

 
 
 
= + = + =

 
 ÷
 ÷
 
 
 
 

 

 
 
 

 
= + = + =
 
 ÷
 ÷
 

 
 
 
 


GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Bán kính đáy:
'
1
0,5025.d 0,05r = +
với
'
1
d
tra theo bảng
[ ]
5.2
1
78
ta được
( )
'
1
15 8d ,8 mm
=
'
1
0,5025d 0,05 0,5025.15,88 0,05 8,03( )r mm
= + = + =
Đường kính chân răng:
1 1

2 2
2 186,54 2.8,03 170,48( )
2 469,16 2.8,03 453,10( )
f
f
d d r mm
d d r mm
= − = − =



= − = − =


Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
1 v
0,47 ( )
.
H r tđ đ
đ
E
k F K F
A k
σ
= +
, trong đó:
K
đ
– Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được K
đ

= 1,2
A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng
[ ]
5.12
1
87
với p = 25,4 (mm)
⇒
A = 180 (mm
2
)
k
r
– Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo
số răng Z
1
= 23 ta được k
r
= 0,444
k
đ
– Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy
⇒
k
đ
= 1 (sử dụng 1 dãy
xích)
F
vđ
– Lực va đập trên m dãy xích: (m=1)

7 3 7 3
v 1
13.10 . . . 13.10 .242.25,4 .1 5,16( )
đ
F n p m N
− −
= = =
E – Môđun đàn hồi:
5
1 2
1 2
2E E
2,1.10 ( )
E E
E MPa= =
+
do E
1
= E
2
= 2,1.10
5
MPa : Cả hai đĩa xích đều làm
bằng thép.
Do vậy:
5
1 v
2,1.10
0,47. .( . ) 0,47. 0,44.(2695,11.1,2 5,16). 606,07( )
. 180.1

H r tđ đ
đ
E
k F K F MPa
A k
σ
= + = + =
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Tra bảng
[ ]
5.11
1
86
ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi
ram đạt độ cứng bề mặt HRC45 có
[ ]
900 606,07( )
H H
MPa
σ σ
= ≥ =
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
2.7. Xác định lực tác dụng lên trục:
x
.
r t

F k F=
, trong đó:
k
x
– Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
k
x
=1,05 vì
β
= 135
0
40
0
⇒
x
. 1,05.2695,11 2829,87( )
r t
F k F N= = =
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Bước xích p 25,4 (mm)
Số mắt xích x 122
Chiều dài xích L 3098,8 (mm)
Khoảng cách trục a 1022 (mm)
Số răng đĩa xích nhỏ Z
1
23
Số răng đĩa xích lớn Z
2

58
Vật liệu đĩa xích Thép 45
[ ]
900( )
H
MPa
σ
=
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d
1
186,54 (mm)
Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d
2
469,16 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ d
a1
197,49 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn d
a2
481,17 (mm)
Bán kính đáy r 8,03 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d
f1
170,48 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích lớn d
f2
453,10 (mm)
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Lực tác dụng lên trục F
r
2829,87 (N)
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
Thông số đầu vào:
P= P
I
= 5,79(kW)
T
1
= T
I
= 57122,42 (N.mm)
n
1
= n
I
= 968 (v/ph)
u= u
br
= 4
L
h
=16500 (giờ)
3.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Tra bảng

6.1
[1]
92
, ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB
2
=230
• Giới hạn bền σ
b2
=750 (MPa)
• Giới hạn chảy σ
ch2
=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
• Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB
1
= 245
• Giới hạn bền σ
b1
=850 (MPa)
• Giới hạn chảy σ
ch1
=580 (MPa)
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56


Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
3.2. Xác định ứng suất cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
0
lim
0
lim
[ ]
[ ]
H
H R v xH HL
H
F
F R S xF FL
F
Z Z K K
S
Y Y K K
S
σ
σ
σ
σ

=




=



, trong đó:
Chọn sơ bộ:
1
1
R v xH
R S xF
Z Z K
Y Y K
=


=

S
H
, S
F
– Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra
bảng
6.2
[1]
94
với:
• Bánh răng chủ động: S
H1
= 1,1; S
F1
= 1,75

• Bánh răng bị động: S
H2
= 1,1; S
F2
= 1,75
0 0
lim lim
,
H F
σ σ
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
0
lim
0
lim
2 70
1,8
H
F
HB
HB
σ
σ

= +


=



Bánh chủ động:
0
lim1 1
0
lim1 1
2 70 2.245 70 560( )
1,8 1,8.245 441( )
H
F
HB MPa
HB MPa
σ
σ

= + = + =


= = =


Bánh bị động:
0
lim2 2
0
lim2 1
2 70 2.230 70 530( )
1,8 1,8.230 414( )
H
F
HB MPa

HB MPa
σ
σ

= + = + =


= = =


K
HL
,K
FL
– Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
0
0
E
H
F
H
m
HL
HE
F
m
FL
F
N

K
N
N
K
N

=




=


, trong đó:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
m
H
, m
F
– Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng
có HB<350
⇒
m
H
= 6 và m
F
= 6

GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
N
H0
, N
F0
– Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
2,4
0
6
0
30.
4.10
H HB
F
N H
N

=


=


do đối với tất cả các loại thép thì N
F0
=4.10
6
Do vậy:

2,4 2,4 6
01 1
2,4 2,4 6
02 2
6
01 02
30. 30.245 16,26.10
30. 30.245 13,97.10
4.10
H HB
H HB
F F
N H
N H
N N

= = =

= = =


= =

N
HE
, N
FE
– Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh
⇒

N
HE
= N
FE
= 60c.n.t
∑
Trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t
∑
– tổng số thời gian làm việc của bánh răng

6
1 1 1
6
1
2 2 2
60. . . 60.1.968.16500 958,32.10
968
60. . . 60. . . 60.1. .16500 239,58.10
4
HE FE
HE FE
N N c n t
n
N N c n t c t
u
Σ
Σ Σ


= = = =

⇒

= = = = =


Ta có:
N
HE1
> N
H01
⇒
lấy N
HE1
= N
H01
=> K
HL1
= 1
N
HE2
> N
H02
⇒
lấy N
HE2
= N
H02

=> K
HL2
= 1
N
FE1
> N
F01
⇒
lấy N
FE1
= N
F01
=> K
FL1
= 1
N
FE2
> N
F02
⇒
lấy N
FE2
= N
F02
=> K
FL2
= 1
Do vậy ta có:
0
lim1

1 1
1
0
lim2
2 2
2
0
lim1
1 1
1
0
lim2
2 2
2
560
[ ] .1.1 509,10 )
1,1
530
[ ] .1.1 481,82( )
1,1
441
[ ] .1.1 252( )
1,75
414
[ ] .1.1 236,57( )
1,75
H
H R v xH HL
H
H

H R v xH HL
H
F
F R S xF FL
F
F
F R S xF FL
F
Z Z K K MPa
S
Z Z K K MPa
S
Y Y K K MPa
S
Y Y K K MPa
S
σ
σ
σ
σ
σ
σ
σ
σ

= = =
= = =

= = =
= = =












GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
⇒
[ ]
[ ] [ ]
1 2
2
H H
H
σ σ
σ
+
=
⇒
[ ]
[ ] [ ]
1 2

509,09 481,82
495,45
2 2
H H
H
σ σ
σ
+
+
= = =
(MPa)
b. Ứng suất cho phép khi quá tải:
ax 1 2
1 ax 1
2 ax 2
[ ] 2,8. ax( , ) 2,8.580 1624( )
[ ] 0,8. 0,8.580 464( )
[ ] 0,8. 0,8.450 360( )
H m ch ch
F m ch
F m ch
m MPa
MPa
MPa
σ σ σ
σ σ
σ σ
= = =



= = =


= = =

 !"#$%
( )
1
3
w
2
.
1 .
[ ] . .
H
a
H ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
, với:
K
a
– hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng:
Tra bảng
[ ]
6.5

1
96
⇒
K
a
= 43 MPa
1/3
.
T
1
– Moment xoắn trên trục chủ đjjộng: T
1
= 57122,42 (N.mm)
[σ
H
] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ
H
] = 495,45 (MPa)
u – Tỉsố truyền: u = 4
,
ba bd
ψ ψ
– Hệ số chiều rộng vành răng. Tra bảng
[ ]
6.6
1
97
với bộ truyền đối xứng,
HB < 350 ta chọn được
0,3

ba
ψ
=
⇒
0,5 ( 1) 0,5.0,3.(4 1) 0,75
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =
K
Hβ
, K
Fβ
– Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra bảng
6.7
[1]
98
với
0,75
bd
ψ
=
và
sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, ta được:
1,028
1,063
H
F
K

K
β
β
=



=


GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Do vậy:
( )
1
3
3
2 2
.
57122,42.1,028
1 . 43(4 1) 125,68( )
[ ] . . 495,45 .4.0,3
H
a
H ba
T K
a K u mm
u
β

ω
σ ψ
= + = + =
Chọn
a
ω
= 125 (mm).
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
3.4.1 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp:
m = (0,01÷0,02).
a
ω
= (0,01÷0,02).125 = (1,25÷2.5) (mm)
Tra bảng
6.8
[1]
99
chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm)
b. Xác định số răng:
Chọn sơ bộ β = 14
0
⇒
cosβ = 0,970296
Ta có:
0
1
2. cos

2.125.cos14
24,26
( 1) 2.(4 1)
a
Z
m u
ω
β
= = =
+ +
⇒
Chọn Z
1
= 24
Z
2
= u.Z
1
= 4.24,26= 97,04
⇒
Chọn Z
2
= 97.
Tỷ số truyền thực tế:
2
1
97
4,042
24
t

Z
u
Z
= = =
Sai lệch tỷ số truyền:
4,042 4
.100% .100% 1,05%
4
t
u u
u
u
−
−
∆ = = =
<4% thoả
mãn.
c. Xác định góc nghiêng răng:
( )
1 2
2. 24 97
( )
os 0.968
2 2.125
m Z Z
c
a
ω
β
+

+
= = =
⇒
0
ar os( os ) ar os(0,968) 14,53cc c cc
β β
= = =
d. Xác định góc ăn khớp α
tw
0
0
20
ar ar 20,61
os 0,968
t t
tg tg
ctg ctg
c
ω
α
α α
β
 
 
= = = =
 ÷
 ÷
 
 
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở β

b
:
( )
0 0 0
ar os . ar os(20,61 ). (14,53 ) 13,64
b t
ctg c tg ctg c tg
β α β
 
= = =
 
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
3.5.1 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học:
Tỷ số truyền thực tế: u
t
= 4,042
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
1
2 1
2.
2.125
49,58( )
1 4,042 1
2. 2.125 49,58 200,42( )
t
a
d mm
u

d a d mm
ω
ω
ω ω ω

= = =

+ +


= − = − =

Vận tốc trung bình của bánh răng:
1 1
.
.49,58.968
0,628( / )
60000 60000
d n
v m s
ω
π
π
= = =
Tra bảng
6.13
[1]
106
với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,628 (m/s) ta được cấp
chính xác của bộ truyền là: CCX= 9

Tra phụ lục
2.3
[1]
250
với:
• CCX= 9
• HB < 350
• Răng nghiêng
• v =0,628 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
1,003
1,029
Hv
Fv
K
K
=


=

Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong [1] ta chọn:
R
a
= 2,5÷1,25µm
⇒
Z
R
= 0,95
HB<350

⇒
Z
V
= 1, do v < 5 (m/s).
d
a2
»
d
w2
= 200,42 (mm) < 700 (mm)
⇒
K
xH
=1
Chọn Y
R
=1.
Y
S
=1,08 – 0,0695.ln(m)= 1,08 – 0,0695.ln(2,5)= 1,016
Do d
a2
»
d
w2
=201,08 (mm) < 400 (mm)
⇒
K
xF
=1

Hệ số tập trung tải trọng:
1,028
1,063
H
F
K
K
β
β
=



=


GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
K
Hα
, K
Fα
– Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất
tiếp xúc, ứng suất uốn:
&$#
[ ]
6.14
1
107

với
0,628( / )
X = 9
v m s
CC
=



, ta được:
1,13
1,37
H
F
K
K
α
α
=


=

'()*'+),(-#.$/ $")01!23!.4)56789:3;*6787
1,003
1,029
Hv
Fv
K
K

=


=

3.6.1 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
( )
1
2
w 1
2 1
.Z .Z [ ]
. .
H t
H M H H
t
T K u
Z
b u d
ε
ω
σ σ
+
= ≤
[ ]
H
σ
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]. Z K 495,45.0,95.1.1 470,68( )

H H R v xH
Z MPa
σ σ
= = =
Z
M
– Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng
6.5
[1]
96
ta
được: Z
M
= 274 MPa
1/3
Z
H
– Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
0
0
2. os
2. os13,64
1,717
sin(2 ) sin(2.20,61 )
b
H
t
c
c
Z

ω
β
α
= = =

b
ω
– chiều rộng vành răng:
. 0,3.125 37,5( )
ba
b a mm
ω ω
ψ
= = =
Z
ε
– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε
α
và hệ số trùng khớp dọc ε
β
:
ε
α
– Hệ số trùng khớp ngang:
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os14,53 1,159
22 97
c c

Z Z
α
ε β
 
 
 
 
≈ − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
ε
β
– Hệ số trùng khớp dọc:
0
.sin
37,5.sin14,53
1,497
. 2.
b
m
ω

β
β
ε
π π
= = =

GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56

Đồ án chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Do εβ> 1
⇒

1 1
Z 0,776
1,659
ε
α
ε
= = =
K
H
– Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K K K 1,13.1,028.1,003 1,165
H H H Hv
K
α β
= = =
Thay vào ta được:

( )

1
2
w w1
2 1
.Z .Z .
. .
H t
H M H
t
T K u
Z
b u d
ε
σ
+
=
( )
2
2.57122,42.1,165. 4,042 1
274.1,717.0,776. 489,94( )
37,5.4,042.49,58
MPa
+
= =
Ta có
489,94( ) [ ] 470,68( )
H H
MPa MPa
σ σ
= > =

 Không thỏa mãn
Chọn lại
a
ω
= 140 (mm).
3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp:
m = (0,01÷0,02).
a
ω
= (0,01÷0,02).140 = (1,4÷2.8) (mm)
Tra bảng
6.8
[1]
99
chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2,5 (mm)
b. Xác định số răng:
Chọn sơ bộ β = 14
0
⇒
cosβ = 0,970296
Ta có:
GVHD: Đỗ Đức Nam SVTH: Bùi Công Sơn – Lớp: Cơ khí động lực – K56
