Thiết kế hệ dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

MỤC LỤC
Lời nói đầu 4
Tóm tắt nội dung 5
Phần I : TÌM HIỂU HỆ TRUYỀN ĐỘNG MÁY
1. Khái niệm 5
2. Cấu tạo 5
3. Nguyên lí hoạt động 7
4. Ưu nhược điềm 7
5. Ứng dụng 7
Phần II: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
1.Công suất cần thiết của động cơ 8
2.Xác định sơ bộ động cơ 8
3.Chọn động cơ 9
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.Tỉ số truyền 9
2.Công suất trên các trục của bộ truyền 9
3.Tốc độ quay trên các trục 9
4.Momen xoắn trên các trục 10
Phần III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1.Chọn loại xích 11
2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền 11
3.Tính kiểm nghiệm xích theo hệ số an toàn 14
4.Kiểm nghiệm xích theo độ bền 14
B.THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
I. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
1. Số chu kì làm việc cơ sớ 17
2. Số chu kì làm việc tương đương 17

3. Chọn giới hạn mỏi tiếp xúc 18
4. Tính giới hạn mỏi uốn 18
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép 18
6. Ứng suất uốn cho phép 19
7. Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 19
8. Chọn môđun răng 20
9. Tỉ số truyền chính xác 20
10. Các thông số hình học của bộ truyền 20
11. Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc 21
12. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn 21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
II. TÍNH CẶP BÁNH RĂNG TRỤ ,NGHIÊNG CẤP NHANH
1. Số chu kì làm việc cơ sở 24
2. Số chu kì làm việc tương đương 24
3. Chọn giới hạn mỏi tiếp xúc 25
4. Giới hạn mỏi uốn 25
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép 25
6. Ứng suất uốn cho phép 26
7. Tính toán theo độ bền tiếp xúc 26
8. Khoảng cách trục 26
9. Chọn modun răng 27
10. Tính góc nghiêng răng theo điều kiện 27
11. Tỉ số truyền chính xác của bộ truyền 27
12. Góc nghiêng răng 27
13. Các thông số hình học của bộ truyền 27
14. Kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc 28
15. Kiểm nghiệm theo độ bền 30
C.THIẾT KẾ TRỤC
I. XÁC ĐỊNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC

1. Trục 1 33
2. Trục 2 33
3. Trục 3 33
II. XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH CÁC GỐI ĐỠ ,ĐIỂM ĐẶT LỰC
1. Trục 1 33
2. Trục 2 34
3. Trục 3 34
III. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC
1. Trục 1 36
a. Tính phản lực và xác định momen 37
b. Tính đường kính các đoạn trục 40
2. Trục 2 41
a. Tính phản lực và xác định momen 43
b. Tính đường kính các đoạn trục 43
3. Trục 3 46
a. Tính phản lực và xác định momen 48
b. Tính đường kính các đoạn trục 49
IV. KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN
1. Tìm momen chống uốn , momen cản các trục 50
2. Kiểm nghiệm hệ số an toàn 53
V. KIỂM NGHIỆM THEN
D. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ VÀ NỐI TRỤC VÒNG ĐÀN HỒI
I. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ TRỤC
1. Trục cấp nhanh đầu vào 63
2. Trục trung gian 66
3. Trục cấp chậm đầu ra 68
II. NỐI TRỤC VÒNG ĐÀN HỒI
E.CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

I. Các kích thước cơ bản 72
II. Bôi trơn hộp giảm tốc 73
F. CÁC CHI TIẾT KHÁC
I. Bu lông vòng 75
II. Chốt định vị 76
III. Nút tháo dầu 77
IV. Que thăm dầu 77
V. Nắp quan sát 77
VI. Vòng chắn dầu 78
VII. Vòng phớt dầu 79
Tài liệu tham khảo 81

LỜI MỞ ĐẦU
Như chúng ta đã biết bộ môn Chi Tiết Máy và Bộ môn Đồ Án Chi Tiết Máy là
một trong những bộ môn không thể thiếu đối với sinh viên ngành cơ khí ,nhiệt
lạnh,công nghệ ôtô…Nó trang bị cho sinh viên những kiến thức cơ bản nhất,khả năng
tư duy trước một vấn đề thực tế về các chi tiết máy.Giúp cho sinh viên có một nên
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
tảng nhất định trước khi bước vào thiết kế một máy,bộ phận máy nào đó.Phần nào có
thể hình dung ra được công việc thiết kế chúng ra sao, là cần phải làm những gì…Học
qua hai môn này phần nào có thể xem như chúng ta đã đặt một chân vào thực tế nếu
như những ai đã định hướng cho mình đi theo con đường thiết kế.Dưới đây là bản
thuyết minh về “ Thiết kế hệ dẫn động băng tải “ trong quá trình thực hiện khó có
thể tránh khỏi những sai sót về nội dung cũng như về cách trình bày hi vọng bạn đọc
có thể phản hồi ý kiến giúp nhóm thực hiện chúng tôi hoàn thiện mình hơn.
Xin cảm ơn !
TÓM TẮT NỘI DUNG THUYẾT MINH
PHẦN 1 : Tìm hiểu hệ thống truyền động máy
PHẦN 2: Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống .

PHẦN 3: Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
A. Thiết kế bộ truyền xích.
B. thiết kế bánh răng
I. Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.
II. Tính toán cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.
C. Thiết kế trục:
I. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn.
II. Kiểm nghiệm then
D. Tính toán chọn ổ và nối trục đàn hồi
I. Tính toán chọn ổ trục.
II. nối trục đàn hồi:
E. Tính toán chọn vỏ hộp giảm tốc
F. Tính toán các chi tiết khác
PHẦN 4 : Chọn dầu bôi trơn , bàng dung sai lắp ghép
PHẦN 5 : Tài liệu tham khảo
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
NỘI DUNG BÀI LÀM
PHẦN I: TÌM HIỂU HỆ TRUYỀN ĐỘNG MÁY
1. Khái niệm:
Hệ thống dẫn động tải là một hệ thống mà sử dụng công suất từ một động cơ
truyền động cho băng tải di chuyển thông qua một hộp giảm tốc để điều chỉnh vận tốc
phù hợp ,với mục đích là biến chuyển động quay của trục tang trống băng tải thành
chuyển động tịnh tiến của băng tải để di chuyển các sản phẩm hoặc các chi tiết trong
một khâu của một dây chuyền sang khâu khác để tiếp tục gia công hoặc di chuyển sản
phẩm sau khi ra khỏi dây chuyền để tiến hành đóng gói.
2. Cấu tạo:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
Gồm có:

-Động cơ điện : cung cấp công suất cho hệ thống hoạt động
-Nối trục đàn hồi: nối giữa trục của động cơ với trục sơ cấp của hộp giảm tốc.Khi
động cơ hoạt động thì trục động cơ sẽ tăng tốc đột ngột ,nhờ nối trục có nhiệm vụ đàn
hồi, giảm chấn mà trục sơ cấp sẽ có thời gian tăng tốc để bằng với tốc độ của trục
động cơ để giúp trục sơ cấp hoạt động êm hơn
-Hộp giảm tốc: Thay đổi tỉ số truyền từ trục động cơ đến trục tang trống băng tải để có
được vận tốc thích hợp
-Bộ truyền xích ống con lăn: Dùng để nối giữa trục thứ cấp hộp số với trục tang trống
băng tải giúp băng tải di chuyển.
-Băng tải: Trục băng tải chuyển động quay làm băng tải chuyển động tịnh tiến theo 1
chiều xác định để di chuyển sản phẩm.
3. Nguyên lí hoạt động
Hệ thống dẫn động băng tải sử dụng động cơ (1) làm nguồn cung cấp công suất cho hệ
thống hoạt động ,qua nối trục (2) đàn hồi tới trục sơ cấp của hộp giảm tốc (3) tại hộp
giảm tốc sẽ có nhiệm vụ thay đổi momen cũng như vận tốc quay để có được momen
quay ,vận tốc thích hợp tại đầu ra hộp giảm tốc là trục thứ cấp, công suất tiếp tục được
truyền đến bộ truyền xích ống con lăn (4) làm quay trục tang trống băng tải từ đó làm
cho băng tải (5) di chuyển tịnh tiến ,tại đó sẽ giúp ta đưa sản phẩm ra khỏi dây
chuyền.
4. Ưu, nhược điểm:
a. Ưu điểm:
-Phù hợp với mô hình sản xuất hàng loạt
-Tiết kiệm thời gian,nhân công lao động
-Làm việc hiệu quả
b. Nhược điểm:
-Tiêu thụ điện năng lớn
-Cần một không gian lớn để bố trí
-Không phù hợp với mô hình sản xuất nhỏ ,lẽ.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

5. Ứng dụng:
Hệ thống dẫn động băng tải được ứng dụng trong nhiều lĩnh vực như:
-Hệ thống dẫn động băng tải xi măng, cát đá…trong lĩnh vực xây dựng
-Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực thực phẩm ,thức ăn gia súc, nước uống
đóng chai
-Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực chế tạo xe ôtô
-Hệ thống dẫn động băng tải trong lĩnh vực may mặc.
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Công suất cần thiết của động cơ :
Công thức (3.11) – Trang 89 – Tài liệu (2).
η
A
ct
KP
P
.
=
Trong đó :
A
K
- hệ số chế độ tải trọng
P- công suất của trục băng tải
η – là hiệu suất chung cho cả hệ thống mắc nối tiếp và được tính theo
công thức (3.12) - Trang 89 – Tài liệu (2)
Với:
807.0
6028
60.
7.0

28.
.
22
2
=
+






+






=






=
∑
∑
TT

T
t
t
T
T
K
i
i
i
A
P = 10 (kW)

2 4 2 4
.
. . 0,99.0,96 .0,99 .0,93 0,815
dh br OL X
η η η η η
= = =
Trong đó: Tra bảng (3.3)- Trang 88-Tài liệu (2) ta được :
dh
η
- hiệu suất của nối trục đàn hồi là 0,99

X
η
- hiệu suất bộ truyền xích là 0,93

br
η
- hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc là 0,96

OL
η
- là hiệu suất 1 cặp ổ lăn là 0,99
Vậy công suất cần thiết của động cơ :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
)(9,9
815,0
807,0.10
.
kw
KP
P
A
ct
===
η

2. Từ công suất cần thiết của động cơ
ct
P
= 9,9 (kw)
Vậy ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 9,9 kw
Tỉ số truyền: Theo bảng (3.1)- Trang 43- Tài liệu (1)
Chọn:
97,2
05,4
=
=

c
n
u
u

Trong đó : u
n
- là tỉ số truyền cấp nhanh
u
c
- là tỉ số truyền cấp chậm
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc là :
u
h
= u
n
. u
c
= 4,05.2,97 = 12,0285
Chọn tỉ số truyền xích: Bảng (2.4)- Trang 21 – Tài liệu (1)
Chọn u
x
= 2.2
Tỉ số truyền ngoài hộp: Công thức (2.15)- Trang 21- Tài liệu (1)
u
t
= u
h
.u
x

=12,0285.2,2 = 26,4627
Số vòng quay sơ bộ : Công thức (2.18)-Trang 21- Tài liệu (1)
n
sb
= u
t
.n
lv
= 26,4627.40 = 1058,508 (v/ph)
trong đó :
t
u
- tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động
lv
n
- số vòng quay trục công tác
3. Tra bảng (P1.3)-Trang 236 -Tài liệu (1)
Chọn động cơ 4A132M4Y3 có các thông số như bảng sau :
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1. Tỉ số truyền:
Tỉ số truyên giữa động cơ và trục I là : u
đc
= 1
Tỉ số truyên giữa trục I và trục II là : u
n
= 4,05
Tỉ số truyên giữa trục II và trục III là : u
c
= 2,97
Tỉ số truyên giữa trục III và trục IV là : u

x
= 2,2
2. Công suất trên các trục của bộ truyền :
Công thức (2.8)- Trang 19-Tài liệu (1)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
Tên động cơ P(kw) n(v/ph) cosφ η
4A132M4Y3 11 1458 0,87 87,5%
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
η
.
ctt
pP =
Trong đó : η- hiệu suất truyền động
ct
P
- công suất cần thiết trên trục động cơ
Công suất của động cơ lấy giá tri công suất cần thiết là 9,9 (kw)
Công suất trên trục I :
)(801,999,0.9,9. kwpP
dhdcI
===
η
Công suất trên trục II.
)(94,897,0.99,0.801,9
22
kwpP
brolIII
===
ηη
Công suất trên trục III.

)(58,897,0.99,0.94,8 kwpP
brolIIIII
===
ηη
Công suất trên trục IV.
)(906,796,0.99,0.58,8 kwpP
xolIIIIV
===
ηη
3. Tốc độ quay trên các trục :
Ta có : n
dc
= 1458(v/ ph)
Tốc độ quay trên trục I .
I
n
= n
dc
= 1458 (v/ ph)
Tốc độ quay trên trục II .
360
05,4
1458
===
n
I
II
u
n
n

(vg/ph)
Tốc độ quay trên trục III.
2,121
97,2
360
===
C
II
III
u
n
n
(vg/ph)
Tốc độ quay trên trục IV.
09,55
2,2
2,121
===
x
III
IV
u
n
n
(vg/ph)

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
4. Mômen xoắn trên các trục:
Công thức (3.4)- Trang 86- Tài liệu (2)

kW
n
P
T ,.10.55,9
6
=
Trong đó : P – công suất trục công tác, kW
n- số vòng quay của trục công tác
Mômen xoắn trên trục động cơ.

72050
1458
11
10.55,9.10.55,9
66
===
dc
dc
dc
n
P
T
(N.mm)
Mômen xoắn trên trục I.

2,64197
1458
801,9
10.55,9.10.55,9
66

===
I
I
I
n
P
T
(N.mm
Mômen xoắn trên trục II.

237158
360
94,8
10.55,9.10.55,9
66
===
II
II
II
n
P
T
(N.mm)
Mômen xoắn trên trục III.
676064
2,121
58,8
10.55,9.10.55,9
66
===

III
III
III
n
P
T
(N.mm)
Mômen xoắn trên trục IV.
1370526
09,55
906,7
10.55,9.10.55,9
66
===
IV
IV
IV
n
P
T
(N.mm)
Với các thông số vừa chọn ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:
động cơ I II III IV
Công suất (Kw) 9,9 9,801 8,94 8,58 7,906
Tỷ số truyền 1 4,05 2,97 2,2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
Trục
Thông
số
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

Momentxoắn
(N.mm)
72050 64197,2 237158 676064 1370526
Số vòng quay
(v/p)
1420 1420 360 121,2 55,09
PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY:
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Số liệu ban đầu:
Công suất: P = 8,58 (kw)
Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,2 (vòng/phút)
Moment xoắn: T = 676064Nmm
Tỷ số truyền: u = 2,2
Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt,
trục đĩa xích điều chỉnh được.
1. Chọn loại xích :
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, nên chọn xích con lăn cho phổ biến và tuổi thọ cao
hơn.
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
- Theo bàng (5.4)-Trang 80-Tai liệu (1), với u= 2,2 chọn số răng đãi nhỏ Z
1
= 25
Do đó số răng đĩa lớn:
Z
2
= u
x
.Z
1
= 2,2. 25 = 55 <

)(120
max
thõaZ =
- Theo công thức (5.3)-Trang 81- Tài liệu (1), công suất tính toán
x
nzIII
t
k
kkkP
P

=
n
k
−
z
k
Trong đó : hệ số răng
-hệ số vòng quay
- Theo công thức (5.4) –Trang 81và bảng (5.6) - trang 82 –Tài liệu (1):
btcđđca
kkkkkkk
0
=
Với k0 = 1 ( đường tâm các đãi xích làm với phương nằm ngang 1 góc <40
0
)
ka = 1 ( chọn a=40p)
k
dc

= 1,2 ( điều chỉnh bằng một trong các đãi xích )
35.1=
đ
k
( tải trọng va đập)
1=
c
k
,12( bộ truyền làm việc 2 ca )
3,1=
bt
k
( môi trường có bụi ,chất lương bôi trơn II-Bảng(5.7)-trang 82 – TL (1)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
Vậy : k= 1.1.1,2.1,35.1,12.1,3= 1,966
Suy ra : Hệ số
65,1
2,121
200
1
01
===
n
n
k
n
Hệ số
1
25

25
1
01
===
z
z
k
z
Chọn xích 1 dãy : kx = 1
Như vậy công suất tính toán :

)(8,27
1
1.65,1.966,1.58,8

kw
k
kkkP
P
x
nzIII
t
===
-
Theo bảng( 5.5)-Trang 81- Tài liệu (1), với n01 = 200 (v/ph), chọn bộ truyền
xích 1 dãy có bước xích : Pc =38,1 (mm) ; dc = 11,12 (mm); B = 35,46 (mm)
- Theo bảng (5.8) –Trang 83 - Tài liệu (1) , ta có số vòng quay giới hạn tương
ứng với bước xích P
c
= 38,1 mm là 500 (v/ph)

Nên thỏa điều kiện
III
n
=121,1 (v/ph) ≤ n
gh
= 500 (v/ph)
 Vận tốc trung bình của xích là:
Theo công thức (3.2)- Trang 86- Tài liệu (2)
60000
nd
v
π
=
Trong đó : d – đường kính vòng tròn
n- số vòng quay trục cần tính
Vậy :
)/(924,1
60000
1,38.25.2,121
60000

60000

1
sm
PZn
nd
v
CIII
====

π

Lực vòng có ích là:
Theo công thức (3.4)-Trang 86-Tài liệu (2)
v
P
F
t
.1000
=
Vậy :
)/(46,4459
924,1
58,8.1000
.1000
sm
v
P
F
III
t
===
• Với [P
0
] chọn theo bảng (5.3)- Trang 181- Tài liệu (2)
Chọn [P
0
] = 29 (MPa)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

Theo công thức( 5.26) –Trang 183- Tài liệu (2)
[ ]
3
011

.
600
X
III
c
KPnz
kP
P ≥
Trong đó :P- công suất cần thiết
k- hệ số sử dụng
1
z
- số răng xích dẫn
1
n
- số vòng quay trục công tác
[ ]
0
P
- áp suất cho phép
x
k
- hệ số xét đến số dãy xích x
Vậy :
[ ]

)(6,34
1.29.2,121.25
966,1.58,8
.600

.
600
3
3
011
mm
KPnz
kP
P
X
III
c
==≥
Do
8,341,38 >=
c
P
Nên thõa yêu cầu
 Chọn khoảng cách trục sơ bộ :
Theo công thức (5.4) – trang 174- tài liệu (2):
a = (30÷50).P
c

Chọn a = 40. P
c

= 40. 38,1 = 1524(mm)
 Số mắt xích:
Theo công thức (5.8)-Trang 175-tài liệu (2)
)4/(.)()(5,02
22
1221
aPZZZZ
P
a
P
L
X
C
cC
π
−+++==
Vậy :
57,120)1524.4/(4,25.)2555()5525(5,0
1,38
1524
2
)4/(.)()(5,02
22
22
1221
=−+++=
−+++==
π
π
aPZZZZ

P
a
P
L
X
C
cC
Lấy số mắt xích là chẵn: x= 121
 Chiều dài xích L = P
c
.x =121.38,1=4610,1 (mm).
 Ta tính lại khoảng cách trục :
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
Theo công thức (5.9)-trang 175-Tài liệu (2)
[ ] [ ]






−−+−++−=
2
12
2
1212
/)(2)(5,0)(5,0.25,0
π
ZZZZXzzXPa

cc
Trong đó
1
z
-số răng bánh dẫn
−
2
z
số răng bánh bị dẫn
Khi đó ta được:
[ ] [ ]






−−+−++−=
2
12
2
1212
/)(2)(5,0)(5,0.25,0
π
ZZZZXzzXPa
cc
[ ] [ ]
)(25,1532/)2555(2)2555(5,0121)2555(5,01211,38.25,0
22
mm=







−−+−++−=
π
 Số lần va đập trong 1(s) :
Theo công thức (5.27)-Trang 183-Tài liệu (2)
X
zn
XP
Pzn
L
v
i
C
c
.15
.
60
4
.4
1111
===
Trong đó:X-số mắc xích
Khi đó :
669,1
121.15

2,121.25
.15
.
60
4
.4
11
11
=====
X
zn
XP
Pzn
L
v
i
C
c
Ta có : i=1,669 ≤ [i]=14
Tra bảng (5.6)- trang 184- tài liệu (2) ta chọn [i]=14
3. Tính kiểm nghiệm xích hệ số an toàn:
Theo công thức (5.28)-trang 184- tài liệu (2)
[ ]
1 v 0
Q
F F F
δ = ≥ δ
+ +
Trong đó
1

F
- lực trên nhánh căng
v
F
- lực căng do lực li tâm gây nên
0
F
-lực căng ban đầu của xích
Tra bảng 5.1 tài liệu (2) với P
c
= 38,1 (mm) ta chọn diện tích bản lề A = 395(mm
2
) ;
tải trọng phá hủy Q = 127 (kN) ; khối lượng trên 1m xích q
m
=5,5 (kg)
 Lực trên nhánh căng :
)(271,602046,4459.35,1.
1
NFkF
td
===
Kd - là hệ số tải trọng động Kd =1,35
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
 Lực căng do lực ly tâm gây nên :
)(359,20924,1.5,5.
22
NvqF
mV

===
 Lực căng ban đầu của xích F
0
là :
0 f m
F K .a.q .g=
Kf - là hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích chọn Kf = 4 vì bộ truyền nghiêng
dưới một góc 40°.

)(69,33081,9.5,5.25,1532.4
0
NF ==
Vậy nên :
)(93,19
69,330359,20271,6020
127000
N=
++
=
δ
→Thỏa nãm điều kiện δ=19,93 ≥[ δ]=8,5

Lực tác dụng lên trục :
Theo công thức (5.19)-Trang 177-tài liệu (2)
r m t
F K .F=
m
k
-hệ số trọng lương xích
Chọn K

m
=1,15 vì đường nối tâm 2 trục < 40° so với phương ngang.
)(379,512846,4459.15,1 NF
r
==
 Đường kính của đĩa xích :
Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn là :
)(19,303
25.1,38
.
1
1
mm
ZP
d
c
===
ππ
)(018,667
55.1,38.
2
2
mm
ZP
d
c
===
ππ
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn là :
)(86,3291,38.7,019,3037,0

11
mmPdd
ca
=+=+=
)(688,6931,38.7,0018,6677,0
22
mmPdd
ca
=+=+=
4. Tính kiểm nghiệm xích theo độ bền của đĩa xích theo công thức:
Theo công thức(5.18)- Trang 87- tài liệu ( 1)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
[ ]
r t d vd
H1 H
d
k (F .K F ).E
0,47
A.K
+
σ = ≤ σ
Trong đó : [σH] - là ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)
Fvd - là lực va đập trên 1 m dãy xích (N)
)(714,81.1,38.2,139.10.13 10.13
3737
NmPnF
cIIIvd
===
−−

Kd - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy. Chọn Kd =1 vì xích 1 dãy.
Kr -là hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
E - modul đàn hồi.với E1,E2 lần lượt là modul đàn hồi vật liệ co lăn và đĩa
xích. Chọn Kr = 0,42 ; E = 2,1.105 (MPa)
1 2
1 2
2.E .E
E
E E
=
+
Vậy :
)(384,545
1.395
10.1,2).714,835,1.46,4459.(42,0
47,0
5
1
MPa
H
=
+
=
σ
Vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép [σH]=600(MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho phép của 2 bánh răng đĩa
xích.
B. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

Hình 2
Trong hộp giảm tốc 3 có 2 cặp bánh răng nghiêng và 1 cặp bánh răng thẳng.
Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm
việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải:
T
1
= T :T
2
= 0,7T
t
1
= 28 :t
2
=60
 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn: HB
1
=240 HB ; σ
b
=850 MPa
Bánh bị dẫn: HB
2
=230 HB ; σ
c
=650 MPa
I. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:
Số liệu ban đầu:

Công suất P =8,94 KW
Số vòng quay bánh dẫn: n = 360 v/ph
Moment xoắn: T = 218945 Nmm
Tỷ số truyền: u= 2,97
Tuổi thọ L
h
= 8 năm tương đương 38400 giờ.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở
• Khi thử về tiếp xúc:

74,2
4,2
31
10.547,1240.3030 === HBN
HO
chu kỳ.

74,2
4,2
42
10.397,1230.3030 === HBN
HO
chu kỳ.
• Khi thử về uốn
Và: N
FO1
=N
FO2

=4.10
6
chu kỳ
2. Số chu kỳ làm việc tương đương :
• Khi thử về tiếp xúc
hHE
ii
i
HE
Lt
T
T
t
T
T
N
tn
T
T
cN

7,0
360.1.60
60
2
3
1
3
1
3

max
1














+






=









=
∑
( )
chukyN
HE
7
3
1
10.156,6738400.1.7,0
60
28
.360.1.60 =






+=
h
c
HE
ii
i
HE
Lt
T
T

t
T
T
u
N
tn
T
T
cN

7,0

360.1.60
60
2
3
1
3
2
3
max
2















+






=








=
∑
( )
chukyN
HE
7
3
1

10.6,2238400.1.7,0
60
28
.
97,2
360.1.60
=






+=
• Khi thử về uốn :
Ta có m
6
=6 vì HB < 350
hFE
ii
i
FE
Lt
T
T
t
T
T
N
tn

T
T
cN

7,0
360.1.60
60
2
6
1
6
1
6
max
1














+







=








=
∑
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
( )
chukyN
FE
7
6
1
10.4,4838400.1.7,0
60
28
.360.1.60 =







+=

h
C
FE
ii
i
FE
Lt
T
T
t
T
T
u
N
tn
T
T
cN

7,0

360.1.60
60

2
6
1
6
2
6
max
2














+






=









=
∑
( )
chukyN
FE
7
6
1
10.3,1638400.1.7,0
60
28
.
97,2
360.1.60
=






+=

Vì:
22112211
;;;
FOFEFOFEHOHEHOHE
NNNNNNNN
>>>>
Nên ta có hệ số tuổi thọ:
1 2 1 2
1
HL HL FL FL HL FL
K K K K K K= = = = = =
3. Theo 6.2 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
.70.2
lim
+= HB
OH
δ
Bánh dẫn :
lim1 1
2. 70 2.240 70 550
OH
HB MPa
δ
= + = + =
Bánh bị dẫn:
lim2 2
2. 70 2.230 70 530
OH
HB MPa
δ

= + = + =
4. Ta có giới hạn mỏi uốn:
HB
OF
.8,1
lim
=
δ
Bánh dẫn :
lim1 1
1,8 1,8.240 432
OF
HB MPa
δ
= = =
Bánh bị dẫn:
lim2 2
1,8 1,8.230 414
OF
HB MPa
δ
= = =
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
[ ]
HL
H
OH
H

K
s
9,0.
lim
δ
δ
=
Với với s
H
là hệ số an toàn về tiếp xúc
s
H
=1,1 tra bảng 6.13 tài liệu [2]
⇒
[ ]
lim1
1
.0,9
550.0,9.1
450( )
1,1
OH
H HL
H
K MPa
s
δ
δ
= = =
⇒

[ ]
lim2
2
.0,9
530.0,9.1
433,636( )
1,1
OH
H HL
H
K MPa
s
δ
δ
= = =
Chọn giá trị nhỏ trong 2 giá trị trên ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ]
min
433,636( )
H
MPa
δ
=
Ta có :
[ ]
[ ] [ ]
1 2
450 433,636
418,818( )
2 2

H H
H
tb
MPa
δ δ
δ
+
+
= = =
Thỏa mãn [δ
H
]
tb
≤ 1,25[δ
H
]
min
=542,045 (MPa)
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:
[ ]
lim
.
OF
F FL Fc
F
K K
s
δ
δ
=

K
Fc
là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải .đặt tải 1 phía (bộ truyền quay 1 chiều) chọn
K
Fc
=1
Với s
F
là hệ số an toàn về uốn s
F
=1,75 tra bảng 6.13 tài liệu [2]
⇒
[ ]
lim1
1
1
432. 246,857( )
1,75
OF
F FL
F
K MPa
s
δ
δ
= = =
⇒
[ ]
lim2
2

1
414. 236,571( )
1,75
OF
F FL
F
K MPa
s
δ
δ
= = =
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín). Do đó tính toán thiết
kế theo độ bền tiếp xúc.
Theo bảng (6.15)-trang 228 -tài liệu [2] ta chọn: ψ
ba
=0,4
Khi đó :
( ) ( )
8416,0197,2.4,0.53,01 53,0 =+=+=
cbabd
u
ψψ
Ứng với ψ
bd
vừa chọn , tra bảng 6.4 tài liệu [2] ta có :
K
H
β

= 1,06
K
F
β
= 1,08
7. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
( )
[ ]
3
2
1

.
1.50
CHba
H
w
u
KT
ua
δψ
β
+=
=
( )
mm203
97,2.64,433.4,0
06,1.218945
197,2.50
3

2
=+

Theo tiêu chuẩn chọn: a
w
= 250mm.
8. Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo :
m= (0,01÷0,02). a
w
(Ứng với HB
1
, HB
2
< 350HB)
⇒ m=0,015 .250=3,75
Tổng số răng :
( )
rang
m
a
zz
w
133
75,3
250.2
.2
21
===+
Với
( )

rang
u
zz
z 34
97,21
133
1
21
1
=
+
=
+
+
=
⇒z
2
= 133-34=99 (răng)
9. Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:
91,2
34
99
1
2
===
z
z
u
sai lệch so với u (tỉ số truyền ban đầu)=2,95 là 2,02%
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
10. Các thông số hình học của bộ truyền:
• Đường kính vòng chia:
d
1
= z
1
. m=34.3,75= 127,5 (mm)
d
2
=z
2
. m=99.3,75= 371,25 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh:
13575,3.25,127.2
11
=+=+= mdd
a
(mm)
75,37875,3.225,371.2
22
=+=+= mdd
a
(mm)
• Đường kính vòng đáy:
125,11875,3.5,25,127.5,2
11
=−=−=
mdd
f

(mm)
36175,3.5,225,371.5,2
22
=−=−=
mdd
f
(mm)
• Khoảng cách trục:
( )
( )
( )
mm
umz
a
w
253
2
97,21.75,3.34
2
1
1
=
+
=
+
=
• Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn:
101253.4,0.
2

=== ab
ba
ψ
(mm)
Bánh dẫn:
10651015
21
=+=+=
bb
(mm)
• Vận tốc vòng bánh răng:
)/(4,2
60000
360.5,127.
60000

1
sm
nd
v ===
π
π
Theo bảng (6.13)-trang 106-tai liệu [1] chọn cấp chính xác là 9.
• Xác định giá trị các lực :
Bánh dẫn:
Lực vòng :
( )
N
d
T

F
II
t
3434
5,127
218945.2
.2
1
1
===

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
Lực hướng tâm:
( )
NtgtgFF
tR
124920.3434.
11
===
α
Bánh bị dẫn:
Lực vòng :
( )
N
d
T
F
III
t

75,3157
25,371
586159.2
.2
2
2
===
Lực hướng tâm:

( )
NtgtgFF
tR
114920.75,3757.
22
===
α
11. Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng (6.5)-trang 210- tài liệu [2], ta chọn hệ số tải trọng động :
Theo công thức nội suy, cấp chính xác cấp 9, v =3(m/ph) ta có :
Hệ số tải trọng động theo bảng (6.5)-trang 210-tài liệu(2) chọn :
25,1
05,1
=
=
FV
HV
K
K
Vì vật liệu làm bằng thép nên chọn: Z
M

= 274 Mpa
1/3
Z
M
là hệ số cơ tính của vật liệu.
Z
H
là hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
2. os 2
1,764
sin 2 sin 2.20
H
c
Z
ω
β
α
= = =
do bánh răng thẳng nên β = 0
Z
ε
là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng xác định như sau :
Khi ε
β
= 0 →
4
4 1,756
0,865
3 3
Z

α
ε
ε
−
−
= = =
Với:
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 cos 1,88 3,2 cos0 1,756
35 98Z Z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
d
ω1

là đường kính vòng lăn bánh dẫn
( )
[ ]
1
3
w1
2
. . 1
.
H
d
bd H
T K u
d K
u
ω σ
+
=
(vật liệu làm bằng thép chọn
K
d
= 77 (MPa
1/3
)
Vậy:
( )
( )
mmd
W
83,96

97,2.64,433.806,0
197,2.06,1.218945
.77
3
2
1
=
+
=
Khi tính sơ bộ nn ta có: K
H
≈ K
Hβ
gần bằng K
H
= 1,03
( )
cw
CHII
W
HM
H
ub
uKT
d
ZZZ
.
1 2
.

1
+
=
ς
δ
( )
[ ]
MPa
HH
64,433233
07,2.106
197,2.06,1.218945.2
.
83,96
865,0.764,1.274
=≤=
+
=
δδ
Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc.
12. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
• Hệ số dạng răng:
Bánh dẫn:
858,3
34
2,13
47,3
2,13
47,3
1

1
=+=+=
z
Y
F
Bánh bị dẫn:
603,3
99
2,13
47,3
2,13
47,3
2
2
=+=+=
z
Y
F
• Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[ ]
98,63
858,3
857,246
1
1
==
F
F
Y
δ

[ ]
6,65
603,3
571,236
2
2
==
F
F
Y
δ
⇒ Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
• Ứng suất uốn tính toán:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TPHCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
nw
FvFtF
F
mb
KKFY
.

1
11
β
δ
=
K
FV
là hệ số tải trọng xuất hiện trọng vùng ăn khớp khi tính về uốn.

w1 w1
FV
II
. .
K 1
2. . .
F
F F
v b d
T K K
β α
= +
K
Fα
là hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn. với bánh răng thẳng K
Fα
= 1
V
F
là cường độ tải trọng.

w
0
. . .
F F
c
a
v g v

u
δ
=
δ
F
là hệ số xét đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng (6.15)-Trang 107- tài liệu (1) ta chọn δ
F
=0,011
g
0
là hệ số xét đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.
Tra bảng (6.16)-trang 107- tài liệu (1) ta chọn g
0
=73
⇒
63,12
97,2
250
715,1.73.011,0 ==
F
V
⇒
27,1
1.08,1.218945.2
83,96.106.63,12
1 =+=
FV
K
⇒

[ ]
MPaMPa
FF
857,2466,46
75,3.106
3,1.08,1.3434.847,3
1
=≤==
δδ
Do đó độ bền uốn được thoã.
II. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH:
Số liệu ban đầu:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: NGUYỄN DANH SƠN