Đồ án môn học cơ sở thiết kế máy

Trêng §HSPKT Hng Yªn §å ¸n C¬ së thiÕt kÕ m¸y
Khoa C¬ KhÝ Líp: TKCK6
GVHD: Ng« V¨n Lùc
SVTH: Nguyễn Thế Biên Trang 1
Trêng §HSPKT Hng Yªn §å ¸n C¬ së thiÕt kÕ m¸y
Khoa C¬ KhÝ Líp: TKCK6
ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
SVTH : Nguyễn Thế Biên
GVHD : Ngô Văn Lực
Lớp : TKCK6
STT Nội dung
Ngày
thông
qua
Nhận xét của GVHD Chữ ký

§å ¸n m«n häc C¬ së thiÕt kÕ m¸y

§Ò sè: 1A
GVHD: Ng« V¨n Lùc
SVTH: Nguyễn Thế Biên Trang 2
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Thiết kế hệ dẫn động BĂNG tải
1
2
3
1
2
3
M
max
= 1,5M
D
P
V
B
5
6
I
II
4
III
IV
5s
4h 4h
8h
M

0.6M
Lợc đồ hệ dẫn động băng tải
1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai
4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. Băng tải
Số liệu cho tr ớc:
1 Lực kéo băng tải F 2000 N
2 Vận tốc băng tải V 1,2 m/s
3 Đờng kính băng tải D 300 mm
4 Thời gian phục vụ
L
h
24000 giờ
5 Số ca làm việc 2 ca
6 Góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài

15
o
độ
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 3
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
7 Đặc tính làm việc
ờm
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)

Mục lục
Lời nói đầu Trang 6
Nội dung đề tài
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền Trang 7
Phần II. Tính toán bộ truyền đai thang Trang 14
Phần III. Tính toán bộ truyền xích Trang 20
Phần IV. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Trang 27
Phần V: Tính chọn khớp nối Trang 40
Phần VI. Tính toán thit k trc Trang 41
Phần VII: Tính chọn then Trang 59
Phần VIII: Tính chọn ổ ln Trang 61
Phần X: Bôi trơn n khp v bụi tr n trc Trang 80
Phần IX:Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác Trang 66
Phần X: Bôi trơn v dung sai lp ghộp Trang 80
Tài liệu tham khảo Trang 85
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 4
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Lời nói đầu
Nớc ta đang trên con đờng tiến lên công nghiệp hoá - Hiện đại hoá với đ-
ờng 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 cho xã hội. Do
đó phải u tiên công nghiệp nặng một cách hợp lý.
Trong giai đoạn công nghiệp hoá - Hiện đại hoá đất nớc, con ngời không thể
thiếu máy móc bởi vì nó là một phơng tiện từ trớc đến nay đã giúp đỡ con ngời
giải quyết đợc nhiều vấn đề mà con ngời không có khả năng làm việc đợc.
Hiện là một sinh viên đang theo học tại Trờng đợc trang bị những kiến
thức cấn thiết về lý thuyết và tay nghề. Để sau này với vốn kiến thức đã đợc
trang bị em có thể góp một phần nhỏ bé để làm giầu cho đất nớc. Thời gian vừa

qua em đợc giao đề tài: Thiết kế hệ dẫn động băng tải. Với sự chỉ bảo tận
tình của thầy giáo hớng dẫn và các thầy trong khoa cùng các bạn đồng nghiệp
và sự nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành đề tài. Tuy nhiên trong quá trình
làm việc mặc dù đã cố gắng hết mình nhng do trình độ có hạn và còn ít kinh
nghiệm, nên không thể tránh 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!
Trờng ĐHSPKT Hng Yên
Ngày 29 tháng 09 năm 2008
Sinh viên:

Nguyn Th Biờn
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
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 5
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
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 băng tải
a. Mô men thực tế trên băng tải:
Ta có mô men thực tế trên băng tải:

M
bt
=
2
D.F
= =300.10
3
(Nmm) (I 1)
Ta cú - F: lc kộo bng t

i (N)
V:
vn
tc bng t

i (m/s)_
b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay làm việc là:
n
lv
=
D
v
.
.10.60
3

(vòng/phút)
với : v- vận tốc vòng của bng ti( v = 1,2 m/s)

D-ng kớnh bng ti (D = 300 mm)
n
lv
= = 76,39 (vòng/phút)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
n
sb
= n
lv
.u
sb
Trong đó: u
sb
= u
đ
.u
br
.u
x
Theo bảng 2.4 tr 21 ti liu 1, ta có:
u
đ
= 3 ; u
br
= 2 ; u
x
= 2
n
sb
= 72,57 . 3 . 2 . 2 = 916.68(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:
CT 2.9- tr 19 - ti liu 1


ht
=

k
.

đ
.

br
.

ol
3

x
(I 2)
Trong đó:

k
hiệu suất của khớp nối.

đ
- hiệu suất của bộ truyền đai thang.


br
hiệu suất của bộ truyền bánh răng tr.


ol
hiệu suất của một cặp ổ lăn.


x
hiệu suất của bộ truyền xích.
Theo bảng 2.3 tr.19 ti liu 1, ta có:

k
= 1 ;

đ
= 0,95 ;

br
= 0,97 ;

ol
= 0,993 ;

x

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


ht
= 1. 0,95. 0,97. (0,993)
3
.0,91 = 0,83
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 6
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
3. Chọn động cơ điện theo công suất:
a. Mô men đẳng trị:
M
đtbt
=


=
=
n
k
k
n
k
k
k
t
tT

1
1
.
2
(I 3)
Trong đó, M
k
mô men thứ k của phổ tải trọng tác động lên bng tải ;
t
k
thời gian tác động của mô men thứ k.
Theo đề bài, ta có: M
1
= M ; M
2
= 0,6M
t
1
= 4h ; t
2
= 4h ; t =8h.
Từ đó, ta có kết quả:
M
đtbt
=
8
4.)6,0(4.
22
MM +

M
đtbt
=
36,0.5,05,0 +
.M
bt
=
36,0.5,05,0 +
.812,5 = 670 (Nm)
b. Công suất làm việc:
P
lv
=
.
1000
F v
(Kw) (I - 4)
Trong đó: F Lực kéo băng tải (N)
v - Vận tốc băng tải (m/s)
P
lv
= = 2,4 (Kw)
b. Công suất tơng đơng:
P
tđ
= P
lv
. (I 5)
Với =

2 2
1 1 2 2
1 1
. .
ck ck
P t P t
P t P t

+
ữ ữ

=
2
4 4
0,6 .
8 8
+
= 0,82
P
tđ
= 2,4.0,82 = 1,97 (Kw)
c. Công suất cần thiết trên động cơ:
P
ct
=
td
ht
P

= = 2,89 (Kw)

Từ các thông số tính toán, ta chọn động cơ loại 4A có nhãn hiệu 4A112MA6Y3
kiểu có bích,có các thông số kỹ thuật đợc tra theo bảng P1.1 trang 234 ti liu 1
Ta có bảng số liệu nh sau:
Bng 1.1. Bng c trng c-in ca ng c
Kiểu động cơ

Công
suất
Vận tốc

%
Cos

Khối
d

GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 7
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
( P )
quay
Vòng/phú
t
dn
k
T
T
lợng
(kg)

(mm)

4A112MA6Y3
3,0 945 81 0,76 2,2 2,0 56 32
d. Kiểm tra điều kiện mở máy 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 - 6)
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.
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 = 1,5
Do đó động cơ thỏa mãn điều kiện mở máy.
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
t
=
dc
lv
n
n
= = 12,37 (I 7)
Mặt khác ta có: u
t
= u
k
.u
đ
.u

x
.u
br
(I - 8)
Với u
k
- tỉ số truyền của khớp nối
u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích
u
br
- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng
Do u
k
= 1 u
t
= u
đ
.u
x
u
br
u
x
=
.

t
d br
u
u u
Theo bảng 2.4 - tr21 ti liu 1, ta có u
br
= 35 ; u
đ
= 35.
Chọn u
đ
3 ; u
br
= 2
u
x
=
19,98
3,15.3
= 2,06
- tỉ số truyền của bộ truyền đai: u
đ
= 3
- tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng: u
br
= 2
- tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
= 2,06
GVHD: Ngô Văn Lực

SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 8
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục

1
2
3
1
2
3
D
P
V
B
5
6
I
II
4
III
IV
1. Tính toán tốc độ quay của các trục :
- Trục động cơ: n
đc
= 1450 (vòng/phút) ;
- Trục I: n
I
=
k

dc
u
n
= = 945 (vòng/phút) ;
- Trục II: n
II
=
d
I
u
n
= = 315 (vòng/phút) ;
- Trục III: n
III
=
II
br
n
u
= = 157,5 (vòng/phút) ;
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 9
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
- Trục IV: n
IV
=
x
III
u

n
= = 76,46 (vòng/phút).
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 trên trục IV:
p
dc
= 3,0 (Kw)
- Công suất trên trục I:
P
1
=p
dc
.


k
=3,0.1=3 (Kw)
- Công suất trên trục II:
P
2

=p
1
.


đ.


k
=3.0,95.0,993= 2,83 (Kw)
- Công suất trên trục II:
P
3
= P
2
.

ol
.

br
=2,83.0,993.0,97=2,73 (Kw)
- Công suất trên trục IV:
P
4
= P
3
.

ol
.


x
=2,73.0,993.0,92=2,49 (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
qu nh sau:
- Trục động cơ:
M
đc
= 9,55.10
6

dc
dc
P
n
= 9,55.10
6
. = 30317,46 (Nmm)

- Trục I:
M
I
= 9,55.10
6

I
I
P
n
= 9,55.10
6
= 30317,46 (Nmm)
- Trục II:
M
II
= 9,55.10
6

II
II
P
n
= 9,55.10
6
. = 85798,41 (Nmm)
- Trục III:
M
III
= 9,55.10

6

III
III
P
n
= 9,55.10
6
. = 165533,33 (Nmm)
- Trục IV:
M
IV
= 9,55.10
6

IV
IV
P
n
= 9,55.10
6
. = 311005,75 (Nmm)
Thông số
Trục
Tỉ số
truyền
Tốc độ quay
(vòng/phút)
Công suất
(Kw)

Mô men xoắn
(Nmm)
Trục động cơ
1
945 3 30317,46
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 10
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Trục I 945 3 30317,46
Trục II 3 315 2,83 85798,41
Trục III 2 157,5 2,73 165533,33
Trục IV 2,01 76,46 2,49 311005,75
Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động.
Phần II. Thiết kế bộ truyền đai thang
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 11
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Truyn ng ai c dựng truyn chuyn ng v mụmen xon gia
cỏc trc xa nhau. ai c mc lờn hai bỏnh vi lc cng ban u F
o
, nh ú cú
th to ra lc ma sỏt trờn b mt tip xỳc gia ai v bỏnh ai v nh lc ma sỏt
m ti trng c truyn i.
Thit k truyn ai gm cỏc bc :
- Chn loi ai, tit din ai
- Xỏc nh cỏc kớch thc v thụng s b truyn.
- Xỏc nh cỏc thụng s ca ai theo ch tiờu v kh nng kộo ca ai v v tui
th.

- Xỏc nh lc cng ai v lc tỏc dng lờn trc.
Theo hỡnh dng tit din ai, phõn ra : ai dt (tit din ch nht), ai hỡnh thang
(ai hỡnh chờm), ai nhiu chờm (ai hỡnh lc) v ai rng.
II. 1 . Xác định kiểu đai
- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:
n
dc
= 945 (vòng/phút) ; P
đc
= 3 Kw ; u
đ
= 3
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 ti liu 1. Theo đó, thông số kích thớc cơ bản của đai đợc cho
trong bảng sau:
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 81 148
Hình vẽ dới đây thể hiện kích thớc mặt cắt ngang của dây đai:

GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 12
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
13
11
8
2,8
40
0
Kích thớc mặt cắt ngang của dây đai thang.
II. 2. Tính sơ bộ đai
- Tính vận tốc đai:
v =
60000

11
nd

(II - 1)
v = = 7,32 (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 CT 4.2 - tr 53 - ti liu 1:
d
2
=
1
.
1
d
d u


(II - 2)
ta có: d
2
= . = 453,06 (mm)
II. 3. Chọn đờng kính đai tiêu chuẩn
Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - ti liu 1, ta
chọn d
2
= 450 mm.
Tỉ số truyền thực tế là:
u
dt
=
)1(
1
2

d
d

(II -3)
u
dt
=.

= 3,1
Sai số của tỉ số truyền là:
u =
d
ddt
u
uu
. 100% (II -4)
u = 100% = 3,33%
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
= 1.450 = 450 (mm)
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 13
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Chiều dài sơ bộ của đai là:
l
sb
= 2.a
sb

+
2
)(
21
dd +

+
sb
a
dd
.4
)(
2
12

(II - 5)
l
sb
=2.450 + +
l
sb
= 1890 (mm)
Theo bảng 4. 13 - tr59 - ti liu 1, ta chọn l = 1800 mm.
- Số vòng chạy của đai:
i = v/l (II - 6)
i = 97320/1800 = 4,07 (m/s)
vậy i = 4,07 < i
max
= 10
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

a = (

+
2 2
8


)/4 (II - 7)
với:

=
1 2
( )
2
d d
l

+

=1800- = 860,66
và:

= (d
2
-d
1
)/2 = (450 148)/2 = 151
a =

= 401,97 mm

Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d
1
+ d
2
) + h a 2(d
1
+ d
2
) (II - 8)
Ta có: 0,55(d
1
+ d
2
) +h = 0,55.(148 + 450) + 8 = 336,9 mm
2(d
1
+ d
2
) = 2.(148 + 450) = 1196 mm
Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục.
Tính góc ôm
1
trên bánh đai nhỏ theo công thức:

1
= 180
o
-
a

dd
o
57).(
12

(II -9)

1
= 180
0
= 137,18
Vậy
1
= 137,18
o
>120
o
, góc ôm thỏa mãn điều kiện.
II. 4. Xác định số đai z
áp dụng công thức 4. 16 - tr 60 - ti liu 1:
z =
[ ]
zul
dcd
CCCCP
KP

.
.
0

(II -10)
Trong đó:
- P
cđ
- Công suất trên trục bánh đai chủ động P
I
= 3 Kw ;
O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số:
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 14
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
+ K
đ
- Hệ số tải trọng ứng với trờng hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở
máy đến 150% tải trọng danh nghĩa.lm vic 2 ca (Bảng 4. 7- tr 55 - ti liu
1), ta chọn K
đ
=1,25 ;
+ [P
0
] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - ti liu 1, ta có
[P
0
] = 2,2 Kw ;
+ C

- Hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm
1
, tra bảng 4. 15 -tr 61 - ti

liu 1 , =137,18 Vậy: C

= 0,89
+ C
l
- Hệ số kể đến ảnh hởng của chiều dài đai.
Với l/l
0
= 1800/1890 = 0,95, tra bảng 4. 16 - tr 61 - ti liu 1, ta có:
C
l
= 1
+ C
u
- Hệ số kể đến ảnh hởng của tỉ số truyền, tra bảng 4.17 - tr 61 - ti
liu 1, với trờng hợp u 3 , ta có: C
u
= 1,14 ;
+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
] = 3/2,2 =1,36- tra bảng 4. 18 - tr 61 - ti liu 1, ta chọn:C
z
= 1
Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta đợc:
z = = 1,68 (đai)

Ta chọn z =2 (đai).
II. 5. Xác định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng của bánh đai đợc xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e (II - 11)
Tra bảng 4. 21 - tr 63 - ti liu 1, ta có:
Với z = 2 ; 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 - 12)
- Đờng kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
d
a1
= d
1
+ 2h
0
= 148 +2.3,3 =154,6 (mm)
- Đờng kính ngoài của bánh đai lớn là:
d
a2
= d
2
+ 2h
0

= 450 + 2.3,3 = 456,6 (mm)
II. 6. Xác định lực trong bộ truyền
- Xác định lực vòng theo công thức:
F
v
= q
m
. v
2
(II - 13)
Với q
m
- Khối lợng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - ti liu 1, ta có:
q
m
= 0,105 kg/m.
F
v
= 0,105.7,32
2
= 5,63 (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 -14)
F
0
= + 5,63 = 230,12 (N)
Lực tác dụng lên trục đợc tính theo công thức:
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 15
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
F
r
= 2F
0
.z.sin






2
1

(II - 15)
F
r

= 2.230,12.2.sin = 856,96 (N)
Lực F
R
từ bánh đai tác dụng lên trục đợc phân tích thành hai lực:
= F
rd.
cos = 856,96.cos30
0
= 742,15 (N)
= F
rd.
sin = 856,96.sin30
0
428,48 (N)

F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1
n
1
1

25
1
25
O
2
d
2
2
2
n
2
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc.
B
e
t
h
d
d
a
h
0
Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 16
15
15
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Bảng thông số của bộ truyền đai:
Khoảng cách trục a 401,97 mm

Góc ôm
1
137,18
0
Đờng kính bánh đai nhỏ 148 mm
Đờng kính bánh đai lớn 450 mm
Bề rộng của bánh đai B 35 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
PHN III. Thiết kế bộ truyền xích
III. 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.
III. 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 (III -1)
Với u
xích
= 2,06 z
1
= 29 - 2. 2,11 = 24,88 >19
Vậy: z
1
= 25 răng
Tính số răng đĩa xích lớn:

z
2
= u
xích
. z
1
z
max
(III -2)
Đối với xích con lăn z
max
= 120, từ đó ta tính đợc: z
2
= 2,06 . 25 = 51,5 (răng)
Vậy: z
2
= 52 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] (III -3)
Trong đó: P
t
- Công suất tính toán;

P - Công suất cần truyền; P = 2,73 (Kw);
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút,
bớc xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - ti liu 1, ta có:
[P] = 34,8 (Kw);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01
z
z
=
25
25
= 1
k
n
- Hệ số vòng quay; k
n
=
III
n
n
01
= = 1,27
Hệ số k đợc xác định theo công thức:

k = k
0
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
(III - 4)
Trong đó các hệ số thành phần đợc chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - ti liu 1,với:
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 25
o
<60
o
);
k
a
- Hệ số kể đến ảnh hởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 17
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
với a = (3050)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 ờm
(tải trọng va đập), ta chọn: k
đ
= 1;
k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trờng hợp số ca
làm việc là 1 ca, ta có: k
c
= 1,25;
Từ (III -4) ta tính đợc: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1. 1,25 = 2,03
Từ (III -3) ta tính đợc: P

t
= 2,73. 2,03. 1. 1,27 = 7,04 (Kw)
P
t
= 7,04 Kw < [P] = 38,4 Kw
Với bớc xích p = 38,1 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - ti liu 1, điều kiện
p < p
max
đợc thỏa mãn.
c. Khoảng cách trục và số mắt xích
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
a
sb
= 40p = 40. 38,1 = 1524 (mm);
Ta xác định số mắt xích theo công thức:
x =
p
a2
+
2
21
zz +
+
a
pzz
2
2
12
4
.)(

(III -5)
x = + + = 118,96
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 119, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a

= 0,25.p
( )

















+++
2

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

zz
zzxzzx
cc
(III -6)
Theo đó, ta tính đợc:
a

= 0,25.38,1{119 - 0,5.(52 + 25)+
a


=1524,73 (mm) ; Ta lấy a

= 1525 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lợng:
a = (0,0020,004)a , ta chọn a = 0,003a 5 (mm)
a = a

- a = 1525 - 5 = 1520 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i =
c
III
x

nz
.15
.
1
[i] (III -7)
i = = 1,32
Theo bảng 5. 9 - tr 85 - ti liu 1, ta có: [i] = 20
i = 1,32 < [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 mắt xích.
d. Kiểm nghiệm xích về độ bền
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 18
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thờng xuyên chịu tải
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] (III -8)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - ti liu 1, tacó:
Q = 127 kN = 127000 N;
q - khối lợng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - ti liu 1
ta có: q = 5,5 kg;
k

đ
- Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - ti liu 1, 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
(III -9)
v = = 2,5(m/s)
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích:
F
t
=
1000.
III
v
P
(III -10)
F
t

= = 1092 (N)
F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v
2
(III -11)
F
v
= 5,8 . (2,5)
2
= 34,38 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (III -12)
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. 1520 = 22,8 (mm);
k
f
= 4, ứng với trờng hợp bộ truyền nghiêng một góc dới 40
o

so với
phơng nằm ngang;
F
0
= 9,81. 4. 5,5. 1,52 = 328,05 (N)
Từ đó, ta tính đợc: s = = 87,32
Theo bảng 5. 10 - tr 86- ti liu 1, với n = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5
s = 87,32 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
e. Xác định đờng kính đĩa xích
Theo công thức 5. 17- tr86- TTTKHDĐCK tập 1 và bảng 14 -4b - tr20- ti liu 2,
ta xác định đợc các thông số sau:
Đờng kính vòng chia d
1
và d
2
:
d
1
=








1
sin

z
p

= = 303,989 (mm) Ta lấy d
1
= 304 (mm)
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 19
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
d
2
=








2
sin
z
p

= = 631,02 (mm) Ta lấy d
2
= 631 (mm)
Đờng kính vòng đỉnh d

a1
và d
a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(/z
1
)] = 38,1. [0,5 + cotg(180
o
/25)] = 320,64 lấy d
a1
= 321
(mm)
d
a2
= p[0,5 + cotg(/z
2
)] = 38,1. [0,5 + cotg(180
o
/52)] = 648,92 lấy d
a2
= 649
(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 (III -13)
với d
l
= 22,23 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - ti liu 1.
r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)
do đó: d
f1
= 321 - 2. 11,22 = 298,56 (mm) , ta lấy d
f1
= 299 (mm)
d
f2
= 649 - 2 .11,22 = 626,56 (mm) , ta lấy d
f2
= 627 (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
] (III -14)
Trong đó: [
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - ti liu 1;
F
t
- Lực vòng trên băng tải, F
t
= 2000 (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 (III -15
F

vd1
= 13. 10
-7
. 157,5. (38,1)
3
. 1 = 11,32 (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 (tải trọng ờm) ; bảng 5. 6 - tr 82 - ti
liu 1
k
r
- Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr
87- ti liu 1, với z
1
= 25 k
r1
= 0,42;
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 20
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6

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 - ti liu 1,
ta có: A = 395 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (III -15), ta tính đợc:
- ứng suất tiếp xúc
H
trên mặt răng đĩa xích 1:

H1
= 0,47. = 314,97 (Mpa)
- ứng suất tiếp xúc
H

trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 52 k
r2
= 0,24;
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
IV
. p
3
. m = 13. 10
-7
. 76,46. (38,1)
3
. 1 = 5,5 (N)

H2
= 0,47. = 237,75 (Mpa)
Nh vậy:
H1
= 314,97 MPa < [
H
] = 550 MPa ;

H2
= 237,75 MPa < [

H
] = 550 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thộp 45 , phơng pháp nhiệt luyện
là tôi , ram (do đĩa bị động có số răng z
2
= 52 và vận tốc xích v = 2,5 m/s < 3
m/s) đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đảm bảo đợc độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa
xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên trục
Lực căng trên bánh chủ động F
1
và trên bánh bị động F
2
:
F
1
= F
t
+ F
2
; F
2
= F
0
+ F
v
(III -16)
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
(III -17)
Trong đó: k
x
- Hệ số kể đến ảnh hởng của trọng lợng xích; với k
x
= 1,15 khi bộ
truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40
o
;
F
t
- Lực vòng trên băng tải, F
t
= 1092 (N);
F
r
= 1,15. 1092 = 1255,8 (N)

GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 21
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
F
2
F
rx
O
1
d
1
n
1
1
25
25
n
2
d
2
F
1
2
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc
b
d
d
f
d

a
Hình vẽ mặt cắt bánh xích
Bảng thông số kích thớc của bộ truyền xích
Các đại lợng Thông số
Khoảng cách trục a = 1520 mm
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 22
15
15
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Số răng đĩa chủ động z
1
= 25
Số răng đĩa bị động z
2
= 52
Tỷ số truyền u
xích
= 2,06
Số mắt của dây xích x = 119
Đờng kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 304 mm
Bị động: d
2
= 631 mm
Đờng kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
= 321 mm

Bị động: d
a2
=649 mm
Đờng kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d
f1
= 299 mm
Bị động: d
f2
= 627 mm
Bớc xích p = 38,1 mm
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 23
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
PHN IV: Thiết kế bộ truyền bánh răng TR - RNG NGHIấNG

VI. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Đối với hộp giảm tốc bánh răng tr rng nghiờng 1 cấp chịu công suất
trung bình, nhỏ (P
dc
dm
= 3 Kw) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu
nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB 350, bánh răng đợc thờng hóa hoặc tôi cải
thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng
thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả
năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh
răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị:
H
1
H

2
+ (1015)HB.
Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:
Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn: HB = (241285) ;
+ Giới hạn bền:
b1
= 850 Mpa ;
+ Giới hạn chảy :
ch1
= 580 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB
1
= 250.
Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn : HB = (192240) ;
+ Giới hạn bền :
b2
= 750 Mpa ;
+ Giới hạn chảy :
ch2
= 450 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB
2
= 240.
VI.2. Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép [
H

] và ứng suất uốn cho phép [
F
] đợc xác
định theo công thức sau:
[
H
] =
H
H
S
lim
0

. Z
R
.Z
v
.K
xH
.K
HL
(IV - 1)

[
F
] =
F
F
S
lim

0

. Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(IV - 2)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng;
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng;
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
K

xF
- Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn;
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 24
Trờng ĐHSPKT Hng Yên Đồ án Cơ sở thiết kế máy
Khoa Cơ Khí Lớp: TKCK6
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: Z
R
Z
v
K
xH
= 1 và : Y
R
YsK
xF
= 1 , theo đó các công
thức
(IV - 1) và (IV -2) trở thành:

[
H
] =
H
HLH
S
K.
lim
0

(IV - 1a)
[
F
] =
F
FLFCF
S
KK
lim
0

(IV - 2a)
Trong đó:

lim
0
H
và
lim
0
F
lần lợt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất
uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - ti liu 1, với
thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180350), ta có:


lim
0
H
= 2HB + 70 ; S

H
= 1,1 ;

lim
0
F
= 1,8HB ; S
F
= 1,75 ;
Với S
H
, S
F
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

1lim
0
H
= 2HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa;

2lim
0
H
= 2HB
2
+ 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa;

1lim
0
F
= 1,8. HB
1
= 1,8 . 250 = 504 MPa ;

2lim
0
F
= 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải,
K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ;
K
HL
, K
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, đợc xác định theo các công thức:
K
HL
=
H
m
HE
HO

N
N
(IV - 3)

K
FL
=
F
m
FE
FO
N
N
(IV - 4)
Trong đó:
m
H
, m
F
- Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
m
H
= m
F
= 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 ;
N
HO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Với:
N

HO
= 30.H
4,2
HB
(IV - 5)
GVHD: Ngô Văn Lực
SVTH: Nguyn Th Biờn Trang 25