đồ án ctm băng tải răng trụ răng tẳng

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên
ngành cơ khí.Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ
thuật,dung sai lắp ghép và cơ sở thiết kế máy,giúp sinh viên làm quen với cách
thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói
riêng và công nghiệp nói chung.Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày
nay,việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết
sức quan trọng.
Được sự phân công của Thầy, em thực hiện Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục
để ôn lại kiến thức và tổng hợp kiến thức đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn
chỉnh.Tuy nhiên, vì trình độ và khả năng có hạn nên chắc chắn có nhiều sai sót,
rất mong nhận được những nhận xét quý báu của thầy.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy hướng dẫn và thầy trong Khoa Cơ Khí
đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này !
SVTH: Võ Bảo Ân
1
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI


Số liệu cho trước:
1.Lực kéo băng tải F = 6500 (N)
2. Vận tốc băng tải v = 0,67 (m/s)
3. Số rang đĩa xích tải z = 7 (răng)
4. Bước xích tải p= 80 (mm)
5. Thời gian phục vụ l
h
= 15000 giờ
6. Số ca làm việc soca = 3 ca
7. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @=30

o
8. Đặc tính làm việc êm
PHẦN1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1 .CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1. xác định công suất yêu cầu trên trên động cơ
Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi
CT
P
– công suất
trên băng tải,
C
η
– hiệu suất chung toàn hệ thống,
YC
P
– công suất cần thiết, thì :
YC
P
=
CT
C
P
η
Trong đó :

CT
P
=
1000
Fv

=
6500.0,67
4,36( )
1000
kW=
2

3nCT nBT
C CT BT OL X BR K
η η η η η η η
= Π =
•
K
η
= 1 - hiệu suất khớp nối
•
OL
η
= 0,99- hiệu suất 1 cặp ổ lăn
•
BR
η
= 0,97- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
•
X
η
= 0,92- hiệu suất bộ truyền xích
•
C
η

= 0,99
3
.0,92.0,97.1
≈
0,87
YC
P
=
CT
C
P
η
=
4,36
0,87
= 5,01(kW)
1.1.2. xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ
Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) :
CT
n n .u
SB SB
=
Số vòng quay trên trục công tác là
CT
n
60.1000.
.
CT
v
n

z p
=
=
60.1000.0,67
7.80
=71,79(vg/ ph)
p. bước xích tải
Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống là
u
SB
u
SB
=
u
SBN
u
SBH
Theo bảng 2.4[1] tr 21
Chọn sơ bộ:
tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (xích)
SBN
u
=3
3
tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh
răng trụ
u
SBH
=5

u
SB
=
u
SBN
u
SBH
=3.5=15
Suy ra:
CT
n n .u
SB SB
=
=71,79.15=1076,85 (vg/ ph)
1.1.3. chọn động cơ điện
Tra bảng phụ lục trong tài liệu [1] chọn động cơ thỏa mãn
5,01( )
1076,85( / )
DC YC
DC SB
P P kW
n n vg ph
≥ =


≈ =

ý ê :
5,5( )
980

3 13
/ )
2 6
(
DC
DC
k hi u
P kW
n vg ph
K Mb


=


=

1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỆ
THỐNG
Tỷ số truyền chung hệ thống :
ĐC
C
CT
n
u
n
=
Trong đó :
CT
n

=71,79(vg/ ph) – số vòng quay ở trục ra
ĐC
n
=980 (vg/ ph)
Tỷ số truyền :
ĐC
C
CT
n
u
n
=
=
980
71,79
=13,65
Với
C
u
=
.
N H
u u
N
u
–tỷsố truyền của bộ truyền ngoài (xích) hộp giảm tốc
4
H
u
–tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn trước:
N
u
=3
N
u
=
13,65
3
=4,6
1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1.3.1. tính số vòng quay trên các trục
Số vòng quay động cơ:
ĐC
n
=980 (vg/ph)
Số vòng quay trục I:
I
n
=
ĐC
K
n
u
=
980
1
=980(vg/ph)
Số vòng quay trục II:
II

n
=
I
BR
n
u
=
980
4,6
=213,04(vg/ph)
Số vòng quay trục làm việc:
CT
n
=
II
X
n
u
=
213,04
3
=71,01(vg/ph)
1.3.2. tính công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác
CT
P
=4,36 (kW)
Công suất trên trục II:
II
P

=
4,36
0,99.0,92
CT
OL X
P
η η
=
=4,79(kW)
Công suất trên trục I:
I
P
=
4,79
0,99.0,97
II
OL BR
P
η η
=
=4,99 (kW)
Công suất trên trục động cơ:
ĐC
P
=
4,99
0,99.1
I
OL K
P

η η
=
= 5,04 (kW)
1.3.3. tính mômen trên các trục
5
Mô men xoắn trên trục động cơ:
6
9,55.10 .
ĐC
ĐC
ĐC
P
T
n
=
=9,55.10
6
.
5,04
980
=49114(N.mm)
Mô men xoắn trên trục I:
6
9,55.10 .
I
I
I
P
T
n

=
=
6
4,99
9,55.10 .
980
=48627(N.mm)
Mô men xoắn trên trục II:
6
9,55.10 .
II
II
II
P
T
n
=
=
6
4,79
9,55.10 .
213,04
=214722(N.mm)
Mô men xoắn trên trục công tác:
6
9,55.10 .
CT
CT
CT
P

T
n
=
=
6
4,36
9,55.10 .
71,01
=586368(N.mm)
1.3.4. lập bảng các thông số động học
TRỤC
T.SỐ
ĐỘNG CƠ I II CÔNG TÁC
TST 1 4,6 3
n(vg/ ph) 980 980 213,04 71,01
P(kW) 5,04 4,99 4,79 4,36
T(N.mm) 49114 48627 214722 586368
PHẦN 2. TÍNH BỘ TRUYỀN
2.1. Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng trụ )
2.1.1. thông số đầu vào
6
2.1.2. chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng bảng
( )
3 8−
/41 sách hướng dẫn thiết kế chi tiết máy ta chọn:
Vật liêu bánh lớn
 Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa(giả thiết phôi từ 300500mm)
 Độ rắn:HB=192240. Ta chọn HB
2

=230 phôi rèn
 Giới hạn bền: (N/mm
2
)
 Giới hạn chảy:(N/mm
2
)
Vật liêu bánh nhỏ
 Nhãn hiệu thép: 45 thường hóa(giả thiết phôi dưới 100mm)
 Độ rắn:HB=241285. Ta chọn HB
1
=245 phôi rèn
 Giới hạn bền: (N/mm
2
)
 Giới hạn chảy:(N/mm
2
)
2.1.3. xác định ứng suất cho phép
 ứng suất tiếp xúc và 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
Z Z K K
S
σ
σ
σ
σ

=




=


Chọn sơ bộ
1
1
R v xH
R S xF
Z Z K
Z Z K
=


=


S
H
,S
F
: hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: tra
bảng
[ ]
6.2
1
94
B
với:
o bánh răng chủ động:S
H1
=1,1 ;S
F1
=1,75
o bánh răng bị động: S
H2
=1,1 ;S
F2
=1,75
0
limH
σ
,
0
limF
σ

:ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn cho phép ứng vói số chu kỳ cơ
sở:
7
Bánh chủ động :
0
lim1
0
lim1
2 1 70 2.245 70 560( )
1,8 1 1,8.245 441( )
H
F
HB MPa
HB MPa
σ
σ

= + = + =


= = =


Bánh bị động :
0
lim2
0
lim2
2 2 70 2.230 70 530( )
1,8 2 1,8.230 414( )

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

FL
FE
N
K
N
N
K
N

=




=


,trong đó:
m
H
=6,m
F
=6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc
N
H0
,N
F0
:số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn:
2,4 2,4 7

H01 1
2,4 2,4 7
H02 2
6
01 02
N 30 30.245 1,62510
N 30 30.230 1,397.10
N N 4.10
HB
HB
F F
H
H

= = =

= = =


= =

N
HE
,N
FE
:số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh
N
HE1
=N

FE1
=60c.n
1
.=60.1.980.15000=88,2.10
7
N
HE2
=N
FE2
=60c.n
2
.=60.1.213,04.15000=19,2.10
7
Ta có
N
HE1
>N
H01
lấy N
HE1
=N
H01
⇒
1
1
HL
K =
N
HE2
>N

H02
lấy N
HE2
=N
H02
⇒
2
1
HL
K =
8
N
FE1
>N
F01
lấy N
FE1
=N
F01
⇒
1
1
FL
K =
N
FE2
>N
F02
lấy N
FE2

=N
F02
⇒
2
1
FL
K =
Do vậy ta có

[ ]
[ ]
[ ]
[ ]
0
lim1
1 1
0
lim2
2 2
0
lim1
1 1
0
lim2
2 2
560
.1.1 509,09( )
1,1
530
.1.1 481,818( )

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
Z Z K K MPa
S
Z Z K K MPa
S
σ
σ
σ

σ
σ
σ
σ
σ

= = =



= = =




= = =



= = =


Do là bánh răng trụ răng nghiêng nên
[ ]
509,09 481,818
2
H
σ
+
⇒ =

=495,454(MPa)
Ứng suất cho phép khi quá tải:
[ ]
( )
[ ]
[ ]
1 2
ax
1 1
ax
2 2
ax
2,8. ax , 2,8.580 1624( )
0,8. 0,8.580 464( )
0,8. 0,8.450 360( )
H ch ch
m
F ch
m
F ch
m
m MPa
MPa
MPa
σ σ σ
σ σ
σ σ

= = =



= = =


= = =


2.1.4. xác định sơ bộ khoảng cách trục:
[ ]
1
3
2
( 1)
.
H
w a
H ba
T K
a K i
u
β
σ ψ
≥ ±
Tra bảng
[ ]
6.5
1
96
B
với K

a
=43 Mpa
1/3
hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng
T
1
= 48627 (N.mm)
9
[ ]
H
σ
=495,454 (Mpa)
u=4,6
Tra bảng
[ ]
6.6
1
97
B
,HB<350 chọn được
ba
ψ
=0,4
bd
ψ
=0,53.
ba
ψ
(u+1)=0,53.0,4.(4,6+1)=1,19
Tra bảng

[ ]
6.7
1
98
B
với
bd
ψ
=1,19 và sơ đồ 6 ta được:
1,06
1,14
H
F
K
K
β
β
=



=


[ ]
1
3
2
( 1)
.

H
w a
H ba
T K
a K i
u
β
σ ψ
≥ ±
=
3
2
48627.1,06
43.(4,6 1)
495,454 .4,6.0,4
+
=116,8 (mm)
Lấy a
w
= 115 mm
2.1.5. xác định thông số ăn khớp
Môđun pháp:
m=(0,010,02)a
w
=(0,010,02).115=1,152,3 (mm)
tra bảng
[ ]
6.8
1
99

B
chọn m=2(mm)
Xác định số răng:
Chọn sơ bộ góc nghiêng =15
o
⇒
cos=0,965926
Ta có:
Z
1
=
2
( 1)
w
a Cos
m u
β
+
=
2.115.0,965926
2.(4,6 1)+
=19,8 chọn Z
1
=20
10
Z
2
=uZ
1
=4,6.20=92 chọn Z

2
=92
Tỷ số truyền thực tế :
u
t
=
92
2
20
1
Z
Z
=
=4,6
Sai lệch tỷ số truyền :
Xác định góc nghiêng của răng:
Cos=
1 2
( )
2
w
m Z Z
a
+
=
2.(20 92)
2.115
+
=0,974
β

=arccos(cos
β
)=arccos(0,974)=13,09
o
Xác đinh góc ăn khớp
tw
a
:
α
t
=
α
tw
=arctg
Cos
tg
α
β
 
 ÷
 
=arctg
20
Cos13,09
tg
 
=
 ÷
 
arctg0,374

t
α
⇒
=20,5
o
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
b
β
b
β
=arctg
( )
os .
t
c tg
α β
=arctg(cos20,5
o
.tg13,09)=12,29
o
2.1.6.Xác định các hệ số của một thông số động học:
Tỷ số truyền thực : u
t
=4,6
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
1
2 1
2 2.115
41,07( )
1 4,6 1

2 2.115 41,07 188,93( )
w
w
t
w w w
a
d mm
u
d a d mm

= = =

+ +


= − = − =

Vận tốc vòng của bánh răng:
11
1 1
.
60000
w
d n
v
π
=
=
3,14.41,07.980
60000

=
2,1(m/s)
Tra bảng
[ ]
6.13
1
106
B
với bánh răng trụ răng nghiêng và v=2,1(m/s) được cấp
chính xác của bộ truyền là :CCX=9
Tra phụ lục
[ ]
2.3
1
250
PL
với
 CCX=9
 HB<350
 Răng nghiêng
V=2,1(m/s)
Từ thông tin trang 91,92 trong [1] ta chọn:

a
R
= 1,25……0,63
m
µ
1Z
R

⇒ =
HB<350
1Z
v
⇒ =

41,07( ) 700( ) 1
2 2
d d mm mm K
xH
a w
≈ = < ⇒ =
Chọn
Y
R
=1

1,08 0,0695ln( ) 1,08 0,069ln 2 1,032Y m
S
= − = − =
Tra bảng
1,14
6,7
[1] 1,19
98
1,06
K
F
B
bd

K
H
β
ψ
β





=
= ⇒
=
Tra bảng
6,14
[1]
107
B
với
2,1( / )
9
v m s
CCVX



=
=
ta được
1,13

1,37
K
H
K
F
α
α





=
=
Tra bảng phụ lục P2,3 trang 250 được
1,03
1,07
K
Hv
K
Fv





=
=
2.1.7. kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
 Kiềm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

12
1
2
1
2 ( 1)
H t
H m H
w t w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
[ ] [ ]
H H R v xH
Z Z Z
σ σ
=
=495,454.1=495,454 (Mpa)
Tra bảng
[ ]
6.5
1
96
B
được
M
Z

=274 MPa
1/3
2cos
sin(2 )
b
H
tw
Z
a
β
=
=
2cos12,29
sin(2.20,5)
= 1,73
α
ε
=
1 2
1 1
1,88 3,2
Z Z
 
− −
 ÷
 
=
1 1
1,88 3,2
20 92

 
− −
 ÷
 
=1,75
w
b
=
ba w
a
ψ
=0,4.115=46 (mm)
Lấy b
w
= 46 (mm)
β
ε
=
sin
w
b
m
β
π
=
46.sin13,09
2.3,14
=1,66
Vì
β

ε
>1
⇒
1 1
1,75
Z
ε
α
ε
=
=
=0,76
Tiến hành kiểm nghiệm với bề rộng răng b
w
= 46 mm
Tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K K K K
H H Hv
H
α
β
=
=1,13.1,06.1,03=1,2
Thay vào được:
2
2.48627.1,2(4,6 1)
274.1,73.0,76.
46.4,6.41,07
H
σ

+
=
=487,49<=495,454 (MPa)
13
 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:
Hệ số tải trọng khi tính về uốn:
K K K K
F F Fv
F
α
β
=
=1,37.1,14.1,07=1,67
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1
Y
ε
α
ε
=
=
1
1,75
=0,57
13,09
1 1
140 140
Y
ο ο
β

ο ο
β
= − = −
=0,91
1 2
,
F F
Y Y
: phụ thuộc
Số răng tương đương :
1
1
3 3
2
2
3 3
20
21,64
os os 13,09
92
99,56
os os 13,09
v
v
Z
Z
c c
Z
Z
c c

β
β

== = =




== = =


Tra bảng
[ ]
6.18
1
109
B
chọn được:
1
2
4
3,6
F
F
Y
Y
=


=


1 1
1
1
2
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
σ
=
=
2.48627.1,67.0,57.0,91.4
46.41,07.2
= 89,2<
[ ]
1F
σ
=252
2F
σ
=
1 2
1
F F
F
Y
Y

σ
=
89,2.3,6
80,28
4
=
<
[ ]
2F
σ
=236,57 (MPa)
 Kiểm nghiệm về quá tải:
Hệ số quá tải:
max
T
K
qt
T
=
= 1,3
487,49. 1,3
1
max
K
qt
H
H
σ σ
= =
= 555,8 MPa

[ ]
max
H
σ
<
=1624MPa
14
.
1 1
max
K
qt
F F
σ σ
= =
89,2.1,3= 115,96MPa
[ ]
max
1F
σ
<
=464MPa
.
2 2
max
K
qt
F F
σ σ
= =

80,28.1,3= 104,36 MPa
[ ]
max
2F
σ
<
=360Mpa
Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện bền
2.1.8.một vài thông số hình học của cặp bánh răng
 Đường kính vòng chia
1
1
2
2
2.20
41,07
os os13,09
2.92
188,91
os os13,09
mz
d
c c
mz
d
c c
β
β

= = =





= = =


 Khoảng cách trục chia:
1 2
0,5( )a d d= +
=0,5
( )
41,07 188,91
+
=115(mm)
 Đường kính đỉnh răng:
1 1
2 2
2 41,07 2.2 45,07( )
2 188,91 2.2 192,91( )
a
a
d d m mm
d d m mm
= + = + =


= + = + =

 Đường kính đáy răng:

1 1
2 2
2,5 41,07 2,5.2 36,07( )
2,5 188,91 2,5.2 183,91( )
f
f
d d m mm
d d m mm
= − = − =



= − = − =


 Đường kính vòng cơ sở:
1 1
2 2
os 41,07. os20 38,59( )
os 188,91. os20 177,52( )
b
b
d d c c mm
d d c c mm
α
α
= = =


= = =


Góc profin gốc
20
ο
α
=
15
2.1.9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia a 115 (mm)
Khoảng cách trục a
w
115 (mm)
Số răng
Z
1
20
Z
2
92
Đườn kính vòng chia
d
1
41,07 (mm)
d
2
188,91 (mm)
Đườn kính vòng lăn
d
w1

41,07 (mm)
d
w2
188,93 (mm)
Đườn kính đỉnh răng
d
a1
45,07 (mm)
d
a2
192,91 (mm)
Đườn kính vòng sơ sở
d
b1
38,59 (mm)
d
b2
177,52 (mm)
Hệ số dịch chỉnh
x
1
0
x
2
Góc profin gốc 20
o
Góc profin răng
t
α
20,5

o
Góc ăn khớp
tw
α
20,5
o
Hệ số trùng khớp ngang
α
ε
1,75
Hệ số trùng khớp dọc
β
ε
1,66
Mô đun pháp m 2
Góc nghiêng của răng
β
13,09
o
16
2.2. Tính bộ truyền ngoài bộ truyền xích
Thông số yêu cầu:
1. Chọn loại xích:
Chọn loại xích ống con lăn.
2. Chọn số răng đĩa xích:
3
Tỷ số truyền thực tế:
3. Xác định bước xích:
Bước xích p được tra bảng 5.5Tr81 [1] với điều kiện: trong đó:
– công suất tính toán:

Ta có:
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc
vòng đĩa xích nhỏ là
Do vậy ta tính được:
: Hệ số răng
: Hệ số vòng quay:
17
 trong đó:
: Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng 5.6Tr82 [1]
Với @ = 30, ta được k
o
= 1
– hệ số ảnh hưởng của bộ truyền ngoài và chiều dài xích:
Chọn a = (3050).p tra bảng 5.6 trang 82 ta được k
a
= 1
: Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: Tra bảng 5.6Tr82 [1](Vị
trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)
– hệ số ảnh hưởng của bôi trơn : Tra bảng 5.6[1]tr 82 ta được k
bt
= 1,3 (do môi
trường có bụi)
- Hệ số tải trọng động: Tra bảng 5.6Tr82 [1] ta được (va đập êm)
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Tra bảng 5.6 trang 82 với số ca
làm việc là 3 ta được

Công suất tính toán:
Tra bảng 5.5[1]tr 81 với điều kiên:
Ta được:
 Bước xích : p = 25,4 (mm)

 Đường kính chốt:
 Chiều dài ống: B = 22,61 (mm)
 Công suất cho phép :[P] = 19 (Kw)
4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
Chọn sơ bộ: a = 40.25,4 = 1016 (mm)
Số mắt xích:
Lấy x = 128
Chiều dài xích L =x.p =128.25,4 =3251,2 (mm).
Tính lại khoảng cách trục:
18
Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng:
= 0,003.1024,5 = 3,07 (mm)
Do đó:a = - = 1024,5 – 3,07 = 1021,43 (mm)
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9[1] trang 85 với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm)
Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 30
Thỏa mãn
5. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Q - Tải trọng phá hỏng: Tra bảng 5.2Tr78 [1] với p = 25,4 (mm) ta được:
• Q = 56700 (N)
• Khối lượng 1 mét xích: q = 2,6 (Kg)
- Hệ số tải trọng động: (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)
Vận tốc trung bình của xích:
– Lực vòng:
– Lưc căng do lực ly tâm gây ra:
F
0
– lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
Trong đó:
Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng 5.10Tr86[1] với p=25,4(mm); n

1
=213,04 v/ph
ta được [s] = 8,2
Do vậy:
19
Thỏa mãn.
6. Xác định các thông số của đĩa xích:
*Đường kính vòng chia:
*Đường kính đỉnh răng:
*Bán kính đáy:
Tra bảng 5.2Tr78 [1] ta được:
*Đường kính chân răng:
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Trong đó:
– Hệ số tải trọng động:
A - Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12Tr87 [1] với p = 25,4 (mm)
A = 180 ()
: hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích tra bảng ở trang 87 theo số răng ta được
– Hệ số tải trọng phân bố không đều giữa các dãy:
E-Mô đun đàn hồi:
Lực va đập trên m dãy xích:
20
Vậy chọn vật liệu Thép C45 tôi cải thiện với độ cứng HB = 170210 có ] = 600
= 488,88 MPa Đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích.
7. Xác định lực tác dụng lên trục:
Trong đó:
Hệ số kể đến trọng lượng của xích
k
x
=1,15 vì β <40

0

Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:
Thông số Kí hiệu Giá trị
1 Loại xích Xích ống con lăn
2 Bước xích p 25,4(mm)
3 Số mắt xích x 128
4 Chiều dài xích L 3251,2 (mm)
5 Khoảng cách trục a 1021,43 (mm)
6 Số răng đĩa xích nhỏ 23
7 Số răng đĩa xích lớn 69
8 Vật liệu đĩa xích Thép C45
9 Đường kính vòng chia đĩa xích
nhỏ
186,54(mm)
10 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn (mm)
11 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích
nhỏ
197,5(mm)
12 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích
lớn
(mm)
13 Bán kính đáy r 8,03(mm)
14 Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 170,48(mm)
15 Đường kính chân răng đĩa xích lớn (mm)
16 Lực tác dụng dọc trục (N)
21
PHẦN 3. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN
3.1. Chọn khớp nối (không yêu cầu kiểm nghiệm).
Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

Đường kính trục cần nối: d
đc
=32
Mô men xoắn
tính toán:
.
t
T k T=
k hệ số làm việc phụ thuộc loại máy.tra bảng
[ ]
16.1
2
58
B
,lấy k=1,2
49114
dc
T T= =
22
suy ra:
.
t
T k T=
=1,2.49114 =58936,8(N.mm)
Dựa vào trị số của
t
T
và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích
thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a trang 68 – “ Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 “ như sau :

T d D d
m
L l d
1
D
0
Z n
max
B B
1
l
1
D
3
l
2
125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
Dựa vào trị số của
t
T
và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích
thước cơ bản của vòng đàn hồi theo bảng 16-10b trang 69 – “ Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí tập 2 “ như sau :
T d
c
d
1
D
2
l l

1
l
2
l
3
h
125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5
3.2. Tính sơ bộ trục:
3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có
750
b
MPa
σ
=
,
ứng suất xoắn cho phép
[ ]=15 30 MPa
τ
÷
.
3.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục:
Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức sau :

[ ]
3
2,0
τ
T
d ≥

T – mômen xoắn
[τ] - ứng suất xoắn cho phép với vật liệu trục là thép [τ] = 15 30MPa

Trục I : d
1
1
48627
3
3
0,2.[ ] 0,2.15
T
I
τ
≥ = =
25,3 lấy d
1
= 25 mm
23
Trục II : d
2
=
2
214722
3
3
0,2[ ] 0,2.30
T
II
τ

=
= 33 lấy d
2
= 35 mm
Theo bảng
10.2
[1]
189
chọn chiều rộng ổ lăn :
17
1
21
2
b
o
b
o





=
=
3.2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ
đặt lực chung
A
B
C
D

Ft1
Fr1
X
O
Y
Z
Ft2
Fr2
Fa1
Fa2
Fr.cos30
Fr.sin30
Fkn
24
Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục :
F
r
= 2661,1 (N)
Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng:
2
2.48627
1
2368
1 2
41,07
1
T
F F
t t
d

w
= = = =
N
0
0
.
2368. 20,05
1
887,3
1 2
cos cos13,09
F tg
tg
tw
t
F F
r r
α
β
= = = =
N
0
. 2368. 13,09 550,6
1 2 1
F F F tg tg
a a t
β
= = = =
N
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :

F
KN
=0,2.F
t
Với F
t
=
2
2.49114
1091,4
90
0
T
dc
D
= =
N
F
KN
=0,2.F
t
= 0,2.1091,4 = 218,3N
3.2.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
25