Đồ án Cơ sở thiết kế máy Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Lời nói đầu
Trong lịch sử loài ngời, máy móc là một trong những công cụ quan trọng, tạo ra
những bớc phát triển mang tính chất đột phá. Nó đã góp phần tạo nên những cuộc
đại cách mạng trong nền công nghiệp đa con ngời từ nền sản xuất lạc hậu lên nền
sản xuất tiên tiến và ngày càng hiện đại. Do đó, vai trò của các thiết bị máy móc là
vô cùng quan trọng và không thể thiếu đợc.
Nớc ta đang trên con đờng tiến lên Công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với đờng lối
xây dựng chủ nghĩa xã hội. Đảng ta đã đề ra 3 cuộc cách mạng, trong đó cuộc cách
mạng khoa học kỹ thuật là then chốt để tạo ra của cải, vật chất cho xã hội. Trong
cuộc cách mạng quan trọng này, việc xuất hiện, ra đời của các thiết bị máy móc mới,
với những tính năng vợt trội sẽ là tiền đề đa nền sản xuất công nghệp cũng nh các
ngành sản xuất khác phát triển. Do vậy, cần nghiên cứu và chế tạo, phát triển từ
những máy móc sẵn có và dựa trên cơ sở lý thuyết cũng nh thực tiễn cho ra đời các
loại máy móc mới nhằm phục vụ tốt hơn trong quá trình sản xuất.
Hiện em đang là một sinh viên ngành Công nghệ Chế tạo máy, đợc Nhà trờng
trang bị những kiến thức cần thiết về lý thuyết và thực hành để có đợc những kỹ
năng cơ bản và định hớng nghề nghiệp. Thời gian vừa qua, em đợc giao đề tài:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải của học phần Cơ sở Thiết kế máy. Với sự chỉ bảo
tận tình của thầy giáo hớng dẫn PGS.TS Ngô Văn Quyết và các thầy cô trong
khoa cùng các bạn đồng nghiệp cũng nh sự nỗ lực của bản thân, em đã hoàn thành
đề tài. Tuy nhiên trong quá trình tìm hiểu và thiết kế đồ án, do trình độ có hạn và
còn ít kinh nghiệm, nên không thể tránh khỏi sai sót. Em kính mong nhận đợc sự
chỉ bảo của thầy cô để đề tài của em đợc hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!
Hng Yên, ngày 10 tháng 11 năm 2010
Sinh viên:

Lờ Vn c B (03/05/1990)

Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
11
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
N HC PHN C S THIT K MY
Đề số: 2B
Thiết kế hệ dẫn động xích tải
5
4
6
P
V
M
max
= 1,4M
2s
8h
M
0,8M
2h 4h 2h
0,3M
z ; p
1
2
3
5
4
6

P
V
1
2
3
Hình 1.1- Lợc 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. Xích tải
Số liệu cho tr ớc:
1 Lực kéo xích tải F 9000 N
2 Vận tốc xích tải V 0,5 m/s
3 Số răng đĩa xích tải z 27 răng
4 Bớc xích tải p 50,8 mm
5 Thời gian phục vụ L
h
24000 giờ
6 Số ca làm việc 2 ca
7 Góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài

45
o
độ
8 Đặc tính làm việc nhẹ
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
22
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Khối l ợng 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)
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 các bộ bộ truyền.
A - Tính toán thiết kế các bộ truyền ngoài:
II. I. Tính toán bộ truyền đai thang.
II. II. Tính toán bộ truyền xích.
B Tính toán thiết kế bộ truyền trong:
II. III. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
- Phần III : Chọn khớp nối.
- Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phần V : Tính chọn then.
- Phần VI : Tính chọn ổ trục.
- PhầnVII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
- Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần IX : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
33
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
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 lới điện hiện nay ta 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 u điểm: Kết cấu đơn
giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lới điện ba pha
không cần phải biến đổi dòng điện.
2. Các kết quả tính toán trên xích tải
a. Mô men thực tế trên xích tải:
Theo công thức tính đờng kính của bánh xích dẫn:
D
2
=
z
p

180
sin
( I -1)
Với p = 38,1 mm và z = 31 ,thay vào công thức I-1, ta đợc:
D
2
=
27
180
sin
8,50

= 437,58(mm)
Ta có mô men thực tế trên xích tải: M
xt
=

2
D.
2
F
=
2
58,437.9000
=1969,11 (Nm)

b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay đòng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trờng quay) đợc 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 nớc ta có f = 50 Hz
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
Với F = 9000 N : Lực kéo xích tải
44
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
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 xích tải, chọn số vòng quay của xích tải là:
n
xt
=
2
3
.
.10.60
D
v

(vòng/phút)
với : v- vận tốc vòng của xích tải( v = 0,5 m/s)
n
xt
=
58,437.14,3
5,0.10.60
3
= 21,83 (vòng/phút)
c. Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọi

ht
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống đợc xác định theo công thức:

ht
=

k
.

đ
.

brc
.

ol
4
.

x
(I 3)
Trong đó:

k
hiệu suất của khớp nối.


đ
- hiệu suất của bộ truyền đai thang.


brc

hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn.


ol
hiệu suất của một cặp ổ lăn.


x
hiệu suất của bộ truyền xích.
Theo bảng 2.3 tr.19 - tài liệu [2], ta có:

k
= 1 ;

đ
= 0,95 ;

brc
= 0,96 ;

ol
= 0,99 ;

x
= 0,92
Thay các giá trị trên vào (I 3), ta đợc:


ht
= 1. 0,95. 0,96. (0,99)

4
.0,92 = 0,81
3. Chọn động cơ điện theo công suất:
a. Mô men đẳng trị:
T
đtxt
=


=
=
n
k
k
n
k
k
k
t
tT
1
1
.
2
hay: M
đtxt
=


=

=
n
k
k
n
k
k
k
t
tM
1
1
.
2
(I 4)
Trong đó, T
k
- M
k
mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên xích tải ;
t
k
thời gian tác động của mô men thứ k.
Theo đề bài, ta có: M
1
= M ; M
2
= 0,8M ; M
3
= 0,3M

t
1
= 2h ; t
2
= 4h ; t
3
= 2h ; t =8h.
Từ đó, ta có kết quả:
M
đtxt
=
8
2.)3,0(4.)8,0(2.
222
MMM ++
= 0,77.M
xt

Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
55
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí

M
đtxt
= 0,77.1969,11 = 1516,21 (Nm)
b. Công suất đẳng trị trên xích tải:

P
đtxt
=
9550
.
xtdtxt
nM
=
9550
83,21.21,1516
= 3,47 (kW)
c. Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:
P
đtđc
=
ht
dtxt
P

=
81,0
47,3
= 4,28 (kW)
Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K132M4 kiểu có bích,
có các thông số kỹ thuật đợc tra theo bảng P1.1 trang 234 - tài liệu [2], có bảng số liệu nh
sau:
Bảng 1.1 Các thông số kỹ thuật của động cơ điện
Kiểu
động cơ
Công suất Vận tốc quay

Vòng/phút

%
Cos

dn
k
I
I
dn
k
T
T
Khối
lợng
(kg)
d

(mm)
kW Mã
lực
50Hz 60Hz
K132M4 5,5 7,5 1445 1732 86,0 0,86 5,9 2,0 72 32
-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.
Động cơ K có khối lợng 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:
O Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi mở máy, mô men tải không đợc vợt 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.
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết

66
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Theo bảng số liệu trên ta có:
M
k
/M
dn
= 2,0
Căn cứ vào lợc đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:
M
mm
/M = 1,4
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
] =

ht
.2. M
Với M =
1445
9550
.5,5 = 36,35 (Nm) ; [M

dc
] = 0,81. 2. 36,35 = 58,89 (Nm)
Ta có kết quả: M
maxqtđc
= K
qt
. M
cản
=
htdc
dtxt
n
P

.
.9550
. 1,4 (I - 6)
M
maxqtđc
=
81,0.1445
47,3.9550
. 1,4 = 39,64 (Nm)
Theo số liệu của động cơ đã chọn, có: [M
dc
] = 58,89 (Nm)
Vậy : [M
dc
] =58,89 Nm M
maxqtđc

= 39,64 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

=
xt
dc
n
n
=
83,21
1445
=66,19 (I - 7)
Mà u

= 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)
với: u
ng
= u
x
. u
đ
, trong đó:
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích.
u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Theo bảng 2.4 - tr21- tài liệu [2], ta có u
x
= 25 ; u
đ
= 35.
Chọn u
x
= 4 ; u
đ
= 4,5

u
ng
= u
x
. u
đ
= 4. 4,5 = 18
Do đó u
h
=
ng
u
u

=
18
19,66
= 3,68
Nh vậy:
-tỉ số truyền của hộp giảm tốc hay tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn là:
u
h
= u
brc
= 3,68 ;
- tỉ số truyền của bộ truyền đai: u
đ
= 4,5 ;
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x

= 4.
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
77
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục
1
2
3
5
4
6
P
V
1
2
3
5
4
6
P
V
I
II
III
IV
Hình 1.2 - Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động xích tải
1. Tính toán tốc độ quay của các trục

- Trục động cơ: n
đc
= 1445 (vòng/phút) ;
- Trục I: n
I
=
k
dc
u
n
=
1
1445
= 1445 (vòng/phút) ;
- Trục II: n
II
=
d
I
u
n
=
5,4
1445
= 321,11 (vòng/phút) ;
- Trục III: n
III
=
brc
II

u
n
=
68,3
11,321
= 87,26 (vòng/phút) ;
- Trục IV: n
IV
=
x
III
u
n
=
4
26,87
= 21,82 (vòng/phút).
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
88
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
2. Tính công suất trên các trục
Gọi công suất trên các trục I, II, III, IV lần lợt là P
I
, P
II
, P
III

, P
IV
có kết quả nh sau:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
P
dc
= P
lv
dc
= 4,28 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
P
I
= P
dc
.
k

.
ol

= 4,28. 1. 0,99 = 4,24 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
P
II
= P
I
.
d

.
ol

= 4,24. 0,95. 0,99 = 3,99 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
P
III
= P
II
.
brc

.
ol

= 3,99. 0,96. 0,99 = 3,79 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV:
P
IV
= P
III
.
x

.
ol

= 3,79. 0,92. 0,99 = 3,45 (kW)
3. Tính mô men xoắn trên các trục
Gọi mô men xoắn trên các trục I, II, III, IV lần lợt 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.
1445
28,4.10
6
= 28286,51 (Nmm)
- Trục I:
M
I
= 9,55.
I
I

n
P.10
6
= 9,55.
1445
24,4.10
6
= 28022,15(Nmm)
- Trục II:
M
II
= 9,55.
II
II
n
P.10
6
= 9,55.
11,321
99,3.10
6
= 118664,94 (Nmm)
- Trục III:
M
III
= 9,55.
III
III
n
P.10

6
= 9,55.
26,87
79,3.10
6
= 414789,14 (Nmm)
- Trục IV:
M
IV
= 9,55.
IV
IV
n
P.10
6
= 9,55.
82,21
45,3.10
6
= 1509967,92 (Nmm)
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
99
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Bảng 1.2 - Bảng số liệu động học và động lực học
trên các trục của hệ thống dẫn động.
Thông số
Trục

Tỉ số
truyền
Tốc độ quay
(vòng/phút)
Công suất
(kW)
Mô men
xoắn
(Nmm)
Trục động cơ 1 1445 4,28 28286,51
Trục I 1 1445 4,24 28022,15
Trục II 4,5 321,11 3,99 118664,94
Trục III 3,68 87,26 3,79 414789,14
Trục IV 4 21,82 3,45 1509967,92
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1010
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
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
= 4,5
Đờng kính của bánh đai nhỏ đợc xác định theo công thức thực nghiệm:
d
1
= (5,26,4).
3
1
T
(I - 1)
d
1
= (5,26,4).
3
51,28286
= (158195) mm
ta chọn d
1
= 180 mm
Căn cứ vào Hình 4.1 - tr 59 - tài liệu [2], chọn loại tiết diện đai hình thang và do không
có yêu cầu đặc biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thờng loại A trong bảng
4.13. Các thông số của đai hình thang - tr59- tài liệu [2]. Theo đó, thông số kích thớc cơ
bản của đai đợc cho trong bảng sau:
Bảng2.1 - thông số kích thớc cơ bản của đai.
Loại đai Kích thớc mặt cắt (mm) Diện tích
A(mm
2
)
d
1

(mm)
b
t
b h y
0
Thang, A 11 13 8 2,8 81 180
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1111
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Hình vẽ dới đây thể hiện kích thớc mặt cắt ngang của dây đai:
40
0
13
11
8
2,8
Hình 2.1 - Kích thớc mặt cắt ngang của dây đai thang (đai loại A).
II. I. 2. Tính sơ bộ đai
- Tính vận tốc đai:
v =
60000

11
nd

(II - 1)
v =

60000
1445.180.14,3
= 13,61 (m/s)
Nh 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

= 0,02 (

- hệ số trợt đai).
Theo công thức:
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1212
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
d
2
=

1
.
1
du
d
(II - 2)
ta có: d

2
=
02,01
180.5,4

= 826,53 (mm)

II. I. 3. Chọn đờng kính đai tiêu chuẩn
Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - tài liệu [2], ta chọn d
2
=
800 mm.
Tỉ số truyền thực tế là:
u
dt
=
)1(
1
2

d
d
(II -3)
u
dt
=
)02,01(180
800

= 4,54

Sai số của tỉ số truyền là:
u =
d
ddt
u
uu
. 100% (II -4)
u = 0,89 %

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
= 1200 (mm)
Chiều dài sơ bộ của đai là:
l
sb
= 2.a
sb
+
2
)(
21
dd +

+
sb
a

dd
.4
)(
2
12

(II - 5)
= 2. 1200 +
2
)800180(
+

+
1200.4
)180800(
2

l
sb
= 4018,68 (mm)
Theo bảng 4. 13 - tr59 - tài liệu [2], ta chọn l = 4000 (mm).
Số vòng chạy của đai:
i = v/l (II - 6)
i = 13,61/4 = 3,40 (1/s)
vậy i = 3,40 <i
max
= 10
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

a

w1
= (

+
2
8

)/4 (II - 7)
với:

= l -

(d
2
+ d
1
)/2
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1313
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
và:

= (d
2
-d
1
)/2

Hay:
a
w1
=
[ ]
8
)(8)(2)(2
2
12
2
1212
ddddlddl +++

(II - 8)
a
w1
= 1190,33 mm
Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d
1
+ d
2
) + h a
w1
2(d
1
+ d
2
) (II - 9)
Ta có: 0,55(d

1
+ d
2
) +h = 547 mm
2(d
1
+ d
2
) = 1960 mm
Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục.
Tính góc ôm
1
trên bánh đai nhỏ theo công thức:

1
= 180
o
-
1
12
57).(
w
o
a
dd

(II -10)

1
= 150,31

o

Vậy
1
= 150,31
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

.
.
0
(II -11)
Trong đó:
- P
cd
- Công suất trên trục bánh đai chủ động P
I
= 4,24 kW ;
O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số:

+ K
đ
- Hệ số tải trọng ứng với trờng hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến
150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7 - tr 55 - tài liệu [2]), ta chọn K
đ
=1,1 ;
+ [P
0
] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - tài liệu [2], ta có
[P
0
] = 3,1 kW ;
+ C

- Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm
1
, tra bảng 4. 15 -tr 61 - tài liệu [2], ta
có: C

= 1 - 0,0025(180 -
1
) khi
1
= 150180
o

Vậy: C

= 0,93
+ C

l
- Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai.
Với l/l
0
= 4000/1700 = 2,35, tra bảng 4. 16 - tr 61 - tài liệu [2], ta có: C
l
= 1,19
+ C
u
- Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, tra bảng 4. 17 - tr 61 - TTTKHDĐCK
tập 1, với trờng hợp u 3 , ta có: C
u
= 1,14 ;
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1414
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
+C
z
- Hệ số kể đến ảnh hởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với
P
I
/[P
0
] = 4,24/3,1 = 1,38 ,tra bảng 4. 18 - tr 61 - tài liệu [2], ta chọn:C
z
= 0,95
Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta đợc:

z =
95,0.14,1.19,1.93,0.1,3
1,1.24,4
= 1,26 (đai)
Ta chọn z = 2 (đai).
II. I. 5. Xác định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e (II - 12)
Tra bảng 4. 21 - tr 63 - tài liệu [2], ta có:
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h
0
= 3,3mm
Vậy: B = (2 -1).15 +2.10 = 35 mm
Đờng kính ngoài của bánh đai đợc xác định theo công thức:
d
a
= d + 2h
0
(II - 13)
- Đờng kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
d
a1
= d
1
+ 2h
0
= 180 +2.3,3 =186,6 (mm)
- Đờng kính ngoài của bánh đai lớn là:
d

a2
= d
2
+ 2h
0
= 800 + 2.3,3 = 806,6 (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)
Với q
m
- Khối lợng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - tài liệu [2], ta có: q
m
=
0,105 kg/m.
F
v
= 0,105. (13,61)
2
= 19,45 (N)
- Xác định lực căng ban đầu:
áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:

F
0
=
zCv
KP
dI

780

+ F
v
(II -15)
=
2.93,0.61,13
1,1.24,4.780
+ 19,45
F
0
= 163,16 (N)
Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1515
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
F
r
= 2F
0

.z.sin






2
1

(II - 16)
F
r
= 630,86 (N)
F
rd
= F
r
=630,86 (N)
Ta có : F
rd
x
= F
rd
. sin 45
o
= 446,09 (N) và F
rd
y
= F

rd
. cos 45
o
= 446,09 (N)
F
1
F
1
F
F
F
r
2
2
a
w
1
o
1
o
2
45
d
2
d
1
1
2
n
n

2
1
45
1
5
0
,
3
1

Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1616
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Hình 2.2 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc.
Bảng 2.2 - Bảng thông số của bộ truyền đai.
Khoảng cách trục a
w1
1190,33 mm
Góc ôm
1
150,31
o
Đờng kính bánh đai nhỏ 180 mm
Đờng kính bánh đai lớn 800 mm
Bề rộng của bánh đai B 35 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
h

d
d
a
h
0
B
t
e
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1717
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Hình 2.3 - Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai
Bảng 2. 3 - Thông số kích thớc của đai và bánh đai
Ký hiệu
tiết diện
đai
H
mm
h
0
mm
t
mm
e
mm
= 38
o

d
mm
b
1
mm
A 12,5 3,3 15 10
180400
13,4
II. II. Thiết kế bộ truyền xích
II. II. 1. Chọn loại xích
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 đợc xác định theo công thức:
z
1
= 29 - 2. u
xích
19 (II -17)
Với u
xích
= 3 z
1
= 29 - 2. 4 = 21 >19
Vậy: z
1
= 21 (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 đợc: z
2
= 4. 21 = 84 (răng)
b. Xác định bớc xích p
Bớc xích p đợc 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 đợc viết dới 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 = 3,79 (KW);
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút, bớc xích

p = 50,8 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [2], ta có: [P] = 68,1 (KW);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01
z
z
=
21
25
= 1,19
k
n
- Hệ số vòng quay; k
n
=
III
n
n
01
=
26,87
200
= 2,29
Hệ số k đợc 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 đợc chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [2],với:
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1818
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
k
0
- Hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền, k
0
= 1 (do đờng nối tâm của
hai đĩa xích so với đờng nằm ngang là 45
o
<60
o
);
k
a

- Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (3040)p, ta có: k
a
= 1;
k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng; với trờng hợp vị trí
trục không điều chỉnh đợc, ta có: k
đc
= 1,25;
k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn; với trờng hợp môi trờng làm việc có
bụi, chất lợng bôi trơn bình thờng), ta chọn: k
bt
= 1,3;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, với trờng hợp tải trọng nhe , ta chọn: k
đ
= 1,2;
k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trờng hợp số ca làm việc
là 2 ca, ta có: k
c
= 1,25;
Từ (II -20) ta tính đợc: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,44
Từ (II -19) ta tính đợc: P
t

= 3,79. 2,44. 1,19. 2,29 = 25,20 (kW)
P
t
= 25,20 kW < [P] = 68,1 kW
Với bớc xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [2], điều kiện p
<p
max
đợc thỏa mãn.
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
.)(

(II -21)
x =
8,50
2032.2
+
2
8421
+
+
2032.14,3.4
8,50.)2184(
2
2

= 135,02
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 136, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a
*
2w
= 0,25.p
( )

+++
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0

zz
zzxzzx
cc
(II -22)
Theo đó, ta tính đợc:
a
*
2w
= 0,25.50,8
( )

+++
2
2
14,3
)2184(
2)]2184(5,0136[21845,0136
a
*
2w

=2057,79 = 2058 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lợng:
a = (0,0020,004)a
*
2w

, ta chọn a = 0,003a
*
2w
6 (mm)
a
w2
= a
*
2w
- a = 2058 - 6 = 2052 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
c
III
x
nz
.15
.
1
[i] (II -23)
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
1919
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
i =
136.15
26,87.21
= 0,90

Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [2], ta có: [i] = 20;
i = 0,90 < [i] = 20, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích
đảm bảo, không gây ra hiện tợng 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 thờng 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 - tài liệu [2], ta có:
Q = 226,8 kN = 226800 N;
q - khối lợng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [2], ta có: q =
9,7 kg;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [2], với
trờng 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
26,87.8,50.21
= 1,55(m/s)
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
v
P.1000
(II -26)
F
t
=
55,1
79,3.1000
= 2445,16 (N)
F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v

2
(II -27)
F
v
= 9,7. (1,55)
2
= 23,30 (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 = (0,010,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 2052 = 30,78 (mm);
k
f
= 2, ứng với trờng hợp bộ truyền nghiêng một góc trờn 40
o

so với phơng nằm
ngang;
F
0
= 9,81. 2. 9,7. 2,052 = 390,52 (N)
Từ đó, ta tính đợc: s =

30,2352,39016,2445.2,1
226800
++
= 67,74
Theo bảng 5. 10 - tr 86 - tài liệu [2], với n
1
= 200 vòng/phút, ta có: [s] = 93
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
2020
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
s = 67,74 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
e. Xác định đờng kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86 - tài liệu [2]và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [3], ta xác định đợc
các thông số sau:
Đờng kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=

1
sin
z
p

=








21
180
sin
8,50
o
= 340,84 (mm) Ta lấy d
1
= 341 (mm)
d
2
=

2
sin
z
p

=








84
180
sin
8,50
o
= 1358,61 (mm) Ta lấy d
2
= 1359 (mm)
Đờng kính vòng đỉnh d
a1

và d
a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(/z
1
)] = 50,8. [0,5 + cotg(180
o
/21)] = 362,44(mm)
Ta lấy d
a1
= 362 (mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(/z
2
)] = 50,8. [0,5 + cotg(180
o
/84)] = 1383,06(mm)
Ta lấy d
a2
= 1383 (mm)
Đờng kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
d
f1

= d
1
- 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, đợc xác định theo công thức:
r = 0,5025.d
l
+ 0,05 (II -29)
với d
l
= 28,58 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [2].
r = 0,5025.28,58 + 0,05 = 14,41 (mm)
do đó: d
f1
= 341 - 2. 14,41 = 312,18 (mm) , ta lấy d
f1
= 312 (mm)
d
f2
= 1359 - 2. 14,41 = 1330,18 (mm) , ta lấy d
f2
= 1330 (mm)
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

H
= 0,47.
( )
d
vddtr

kA
EFKFk
.
.+
[
H
] (II -30)
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
2121
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
Trong đó: [
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [2];
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 2445,16 (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
. 87,26. (50,8)
3
. 1 = 14,87 (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 hởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87 - tài liệu
[2], với z
1
= 21 k
r1
= 0,468;
E =
21

21
.2
EE
EE
+
- Mô đun đàn hồi , với E
1
, E
2
lần lợt 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 - tài liệu [2], ta có:
A = 645 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính đợc:
- ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích 1:

H1
= 0,47.
( )
1.645
10.1,2.87,142,1.16,2445.468,0
5

+
= 315,06 (MPa)
- ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 84 k
r2
= 0,22;
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
IV
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 21,82. (50,8)
3
. 1 = 3,72 (N)

H2
= 0,47.
( )
1.645
10.1,2.72,32,1.16,244522,0
5

+
= 215,61 (MPa)
Nh vậy:
H1
= 315,06 MPa < [
H
] = 600 MPa ;
H2
= 215,61 MPa < [
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C 24 -44, phơng pháp nhiệt luyện là
tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z
2
= 84 > 50 và vận tốc xích v = 1,55 m/s < 3 m/s)
đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo đợc 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
đợc xác định theo công thức:
F
r
= k
x
. F
t
(II -33)
Trong đó: k
x
- Hệ số kể đến ảnh hởng của trọng lợng xích; với k
x
= 1,05 khi bộ truyền nằm
ngang hoặc nghiêng một góc ln hơn 40
o
;

Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
2222
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 2445,16 (N);
F
r
= 1,05. 2445,16 = 2567,42 (N)
F
rx
x
= F
rx
. sin 45
o
= 1815,44 (N); F
rx
y
= F
rx
. Cos45
o
= 1815,44 (N);
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6

Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
2323
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
F
1
F
2
F
rx
d
2
d
1
a
w
2
4
5

4
5

2
1
o
2
o
1

n
1
n
2
'
'
Hình 2.4 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
2424
Trờng Đại Học SPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ khí
b
d
d
f
d
a
Hình 2.5 Hình vẽ mặt cắt bánh xích
Bảng 2.4 Bảng thông số kích thớc của bộ truyền xích
Các đại lợng
Thông số
Khoảng cách trục a
w2
= 2052 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 21
Số răng đĩa bị động z

2
= 84
Tỷ số truyền u
xích
= 4
Số mắt của dây xích x = 136
Đờng kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 341 mm
Bị động: d
2
= 1359 mm
Đờng kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
= 362 mm
Bị động: d
a2
= 1383 mm
Đờng kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d
f1
= 312 mm
Bị động: d
f2
= 1330 mm
Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn)(T78) B = 31,75 mm
Bớc xích p = 50,8 mm
Sinh viên thiết kế: Lê Văn Ước B(03/05/1990) Lớp DLK6
Giáo viên hớng dẫn: Ngô Văn Quyết
2525