TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương
trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn
học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến
thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi,
Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và
làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh
răng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối
tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới băng tải.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử
dụng và tra cứu các tài liệu sau:
- Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất
và PGS.TS-Lê Văn Uyển.
- Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.
- Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những
mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng
của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót.
Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em
cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Ngô
Văn Quyết đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được
giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !
-----------------------------------@----------------------------------



1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
I.1. Chọn động cơ
I.1.1.Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết trên băng tảI là :

=
P
lv
P
bt
=
45,4
1000
78,0.5700
1000
.
==
vF
(KW)
Mô men tác dụng lên trục tang quay của băng tảI là:

1011750
2
355.5700
2
.
1
====
DF

TT
bt
(KW)
Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất tính
toán P
t
sẽ được tính bởi công suất tương đương P
tđ
Mô men tương đương trên băng tảI :

=
T
tdbt
81,936073
4,06,0
4,0.6,0
.
8,0
2
1
2
1
=
+
+
=









∑
ll
ll
T
hh
hh
ck
ii
t
t
T
T
(Nmm)
Công suất tương đương P
tđ
được xác định bằng công thức:
P
tđbt
=
12,4
.55,9
42.81,936073
.55,9
.
1010
66

5
==
n
T
tdbt
(KW)
Trong đó:
n
5
là số vòng quay của trục tang quay của băng tải:

=
n
lv
=
n
5

42
355.
78,0.60000
.
.60000
=
Π
=
Π
D
v
(vg/ph)

Theo CT2.9[1],hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo sơ đồ đề bài thì : η = η
m
ổ
. η
k
bánh răng
. η
khớp nối
.η
xich
.
m : Số cặp ổ (m =4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3[1], ta được
các hiệu suất: η
ổ
= 0,9925
η
br
= 0,97,
η
k
= 1,
η
x
= 0,93 (bộ truyền xích để hở )
Suy ra: η = 0,9925
4
. 0,97
2
. 1.0,93 = 0,85

Công suất tương đương trên trục động cơ là:

85,4
85,0
12,4
===
η
P
P
tdbt
tddc
(KW)
I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Theo bảng 2.4, chọn tỉ số của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ là
16
=
u
h
, truyền động xích (bộ truyền ngoài) là
→=
2
u
x
tỉ số truyền của toàn bộ hệ
thống là:
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

322.16.
===

uuu
xht
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sb
: (Theo 2.18[1])
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 42.42 =1344 vg/ph
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n
đb
= 1500vg/ph.
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : P
đc

≥
P
tddc
, n
đc
≈ n
sb
và
dn
K
mm
T

T
T
T
≤

4,1
=
T
Tmm

Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với P
tddc
=4,85 kw và n
đb
=1500 vg/ph ,ta chọn
được kiểu động cơ là : K132M4
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :
P
đc
= 5,5 kW ;
phvgn
dc
/.1445
=
;
2
=
Tdn
Tk

Vậy động cơ K132M4 phù hợp với yêu cầu thiết kế.
Theo bảng phụ lục P1.4[1] có :
d
dc
=32 (mm)
I.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỉ số truyền của hệ dẫn động :

4,34
42
1445
===
n
n
u
lv
dc
t
(theo CT 3.23[1] )
Chọn u
xích
= 2 ⇒ u
hộp
=
=
2
4,34
17,2
Theo tiêu chuẩn kích thước nhỏ gọn chọn u
hộp

=16
Ta có :
21
.uuu
h
=
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm
Trong hộp giảm tốc đồng trục ta chọn u
1
= u
2
⇒

416
21
====
uuu
h
Tính lại giá trị u
xích
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc

u
xích
=
=
u
u
h
t
15,2
4.4
4,34
=
Kết luận : u
h
= 16 ; u
1
= 4; u
2
=4 ; u
xích
=2,15
3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
-Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫn
động.
Công suất trên các trục :
n
lv

= 39 (vg/ph).
P
III
=
ηη
xÝchGH
lv
P
=
93,0.9925,0
45,4
= 4,82 (kW) ;
P
II
=
ηη
brEF
III
P
=
97,0.9925,0
82,4
= 5,01 (kW) ;
P
I
=
ηη
brCD
II
P

=
97,0.9925,0
01,5
=5,20 (kW) ;
Số vòng quay trên các trục:
n
I
= n
đc
=1445(vg/ph)
n
II
= n
I
/u
1
= 1445/4 = 361,25 (v/ph)
n
III
= n
II
/u
2
= 361,25/4= 90,31(v/ph)
Mô men trên các trục :
T
I
= 9,55. 10
6
.

n
P
I
I
= 9,55.10
6
.
1445
20,5
= 34366,78(Nmm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
10.55,9
=
n
P
II
II
6
.
25,361
01,5
= 132444,29 (Nmm).
T
III
= 9,55. 10
6

.
10.55,9
=
n
P
III
III
6
.
92,509699
31,90
82,4
=
(Nmm).

48,36349
1445
5,5
..55,9..55,9
1010
66
===
n
P
T
dc
dc
dc
(Nmm).
Ta lập được bảng kết quả tính toán sau:

4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Trục
Thông số
Động cơ I II III Trục ct
P (KW) 5,5 5,2 5,01 4,82 4,45
U 1 4 4 2,15
n(vg/p) 1445 1445 361,25 90,31 42
T (Nmm) 36349,48 34366,78 132444,29 509699,92 1011750
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Bảng 1
PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
II.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất tại trục chủ động P
1x
=P
III
= 4,82 kw
Số vòng quay của trục chủ động n
1x
=n
3
=90,31 v/ph
Tỉ số truyền u
x
= 2,15
Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 30
0

Làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ
II.1.1. Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn
II.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Xuất phát từ công thức thực nghiệm Z
1
= 29 – 2u ≥ 19
= 29 – 2.2,15 = 24,7 .Lấy Z
1
= 25
Do đó số răng đĩa xích lớn Z
2
=uz
1
= 25.2,15 = 53,75. chọn Z
2
= 55 <120=Z
max
Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất của xích là mòn, do đó ta tính xích theo
độ bền mòn.
Theo CT5.3[1], Công suất tính toán
P
tx
= P
1x
.k. k
z
.k
n
≤ [ P

0
]
Trong đó, với z
1
= 25, k
z
=z
01
/z
1
= 25/25 = 1 ;
với n
01
= 50 v/ph, k
n
=n
01
/n
1x
= 50/90,31 = 0,55
Hệ số sử dụng K= k
0
k
a
k
đc
k
đ
k
c

k
bt
=1.1.1.1.1,25.1,3 = 1,625 ;
Theo bảng 5.6[1] ta có;
K
0
=1( đường tâm các đĩa xích làm với đường nằm nằm ngang
góc < 40
0
)
K
a
=1 (chọn a = 40p)
K
đc
=1 (điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích )
K
đ
=1(tải trọng làm việc êm )
K
c
=1,25 (làm việc 2 ca )
K
bt
= 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II )
Như vậy ;
P
tx
= 4,82.1,625.1.0,55 = 4,31 kw
Theo bảng 5.5[1] với n

0
= 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p =
31,75 mm thoả mãn điều kiện mòn;
P
tx
< [ P
0
] =5,83 kW
đồng thời theo bảng5.8[1], P
tx
< P
max.
.
Khoảng cách trục a
w34
= 40p =40. 31,75 =1270 mm;
Theo CT5.12[1] số mắt xích sẽ là:
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
x= 0,5(z
1
+z
2
)+2a
w34
/p +(z
2
-z
1
)

2
p/(4π
2
a
w34
)
= 0,5 (25+55) +2.1270.31,75 +(55-25)
2
/(4π
2
1270) =120,6 .Lấy giá trị
chẵn x
c
=120 và tính lại khoảng cách trục theo công thức;
a= 0,25p{x-0,5(z
1
+z
2
) +
[ ]
2
12
2
21
/)(2)](5,0[
π
zzzzx
−−+−
}
= 0,25.31,75 {120- 0,5(25+55)+ {[120- 0,5( 25+55)]

2
- 2(55-25)
2
/π
2
}
1/2
}=1260,887
( mm)
Để xích không quá căng giảm a một lượng
∆a
w34
=(0,002-0,004 )a
w34
=2,52…5,04 mm.
Vởy ta lấy khoảng cách trục là a
w34
=1256 mm.
-Số lần va đập của xích;
i = z
1
n
1x
/15x = 25.90,31 /(15.120)=1,25 <[i] =25
II.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Để đảm bảo xích không bị phá huỷ do quá tải hệ số an toàn s phảI thoả mãn điều
kiện; (theo ct5.15[1])
s = Q
x
/ (k

đ
F
tx
+F
0x
+F
vx
) ≥ [s]
_theo bảng 5.2[1], tải trọng phá hỏng Q
x
=88500 N =108000N, khối lượng 1 mét
xích q=3,8 kg;
- K
đ
=1,2 (hệ số tải trọng động ,với chế độ làm việc trung bình , T
mm
=1,4 T
1
);
- v
x
=Z
1
p n
1x
/60000 =25.31,75.90,31/60000 =1,19 m/s.
- F
tx
=1000 P
1x

/v
x
=1000 .4,82 / 1,19 = 4050,42N.
- F
vx
= qv
2
= 5,8.1,19
2
= 5,38 N.
- F
0x
=9,81k
f
q a
w34
= 9,81.4.3,8.1,256 = 187,28N; trong đó :k
f
= 4(bộ truyền
nghiêng 1 góc 35
0
).
Do đó:
s = 88500/(1,2.4050,42 +187,28 +5,38) = 17,51
Theo bảng 5.10[1] ,ta có [s] =8,2.Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
II.1.4. Đường kính đĩa xích:
Theo ct5.17[1] và bảng 13.4[1]:
d
1x
=p/sin(π /z

1
) =31,75 /sin(π /25) = 253,324mm
d
2x
= p/ sin(π/z
2
) = 31,75/sin(π/55) = 556,151 mm
d
a1x
= p [0.5 +cotg(π/z
1
) ] = 267,202 mm
d
a2x
= p [0,5 +cotg(π/z
2
) ] = 571,119 mm
d
f1x
= d
1x
- 2r = 253,324-2.9,6226 = 234,079 mm
d
f2x
= d
2x
– 2r =556,151-2.9,6226 =536,906 mm
với : r = 0,5025d
l
+0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 =9,6226 mm và d

l
=19,05
(bảng 5.2).
II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức:
σ
Hx
= 0,47[k
r
( F
tx
K
đ
+F
vđx_
) E/ (A
x
k
d
) ]
1/2
≤ [σ
Hx
]
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
trong đó
với z
1
=25, k

r1
=0,42 ;
z
2
=55, k
r2
=0,23 ;
E =2,1.10
5
MPa ; A
x
=262 mm
2
(bảng 5.12[1] ) ; k
d
=1 (xích 1 dãy ),
Lực va đập trên xích tính theo công thức;
F
vđx1
=13.10
-7
n
1x
p
3
1 = 13.10
-7
.90,31.31,75
3
.1 =3,75 N

F
vđx2
=13.10
-7
n
2x
p
3
1 = 13.10
-7
.42.31,75
3
.1 =1,75 N
Do đó;
σ
Hx1
= 0,47.[0,42.(4050,42.1 +3,75)2,1.10
5
/(262.1) ]
1/2
= 549,08 MPa
đĩa xích 2:

x2
= Z
2
p n
2x
/60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s
Từ đó: F

tx2
=1000 P
2x
/v
x2
=1000 .4,45 / 1,22 = 3647,54 N

σ
Hx2
= 0,47.[0,23.(3647,54.1 +1,75)2,1.10
5
/(262.1) ]
1/2
= 385,5 MPa
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất cho phép [σ
H
]
=600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và đĩa 2.
I.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục
F
rx
= k
x
F
t
= 1,15.4050,42 = 4657,98 N
Trong đó: k
x
=1,15 –hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục
(ở đây bộ truyền nghiêng 35

0
so với phương ngang).
Sơ đồ lực tác dụng lên trục:(Hình1)
0
x
y
z
x
F
rx
3
5
°

Hình1
II.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
II.2.1.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng).
II.2.1.1.Chọn vật liệu.
Theo bảng 6.1[1] chọn:
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có:
σ
b3
= 850 MPa ;σ
ch3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 250 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192...240 có:
σ
b4

= 750 MPa ;σ
ch4
= 450 MPa. Chọn HB
4
= 245 (HB)
8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
II.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép.
-ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1 ⇒
[ ]
HHLHH
SK
°

=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
°
limH
σ
= 2.HB + 70 ⇒ σ
°
H lim1
= 570 MPa;
σ
°
H lim2
= 560 MPa;
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m
H
= 6.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.

7
3
10.7,1250.30
==
HO
N

74,2
4
10.6,1245.30
==

HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
CKiiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
1
∑∑=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
ckiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
133
∑∑=

( )

7
3
733
3
10.6,110.11,234,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
HOHE
NN

( )
7
4
733
4
10.39,110.79,54,0.)8,0(6,0.1.13250.31,90.1.60
=>=+=
HOHE
NN

=> lấy N
HE
=N
HO
để tính => K
HL3
= K
HL4
=1
⇒[σ
H

]
3
=
MPa1,509
1,1
1.560
=
; [σ
H
]
4
=
MPa8,481
1,1
1.530
=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :
[ ] [ ] [ ]
( )
MPa
HHH
8,481,min
43
==
σσσ
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:
Theo ct6.13[1]:
Bánh 3: [σ
H
]

3max
=2,8

σ
ch3
=2,8.580 = 1624 Mpa
Bánh 4:

[σ
H
]
4max
=2,8

σ
ch4
=2,8.450 = 1260 Mpa
Vậy ta chọn [σ
H
]
max
=1260 Mpa
- ứng suất uốn cho phép:
9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

[ ]
( )
FCFLxFSRFFF
KKKYYS

°
=
lim
σσ
Chọn sơ bộ:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1 => [σ
F
] =(σ
°
F lim
/S
F
).K
FC
.K
FL
Tra bảng 6.2[1]: σ
°
F lim
= 1,8.HB ; S
F
=1,75 ;
=> σ
°
F lim3

= 1,8.245 = 441MPa.
σ
°
F lim4
= 1,8.230 = 414 MPa.
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K
FC
=1
K
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với m
F
= 6.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N

FO
= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
cki
m
iiiFE
ttTTtncN
F
/./....60
1
∑∑=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
6766

3
10.410.24,204,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
FOFE
NN

( )
6766
4
10.410.06,54,0.)8,0(6,0.1.13250.31,90.1.60
=>=+=
FOFE
NN
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán lấy N
FE
=N
FO
=> K
FL3
= K
FL4
=1
Thay vào công thức trên ta được:
[σ
F3
]=441.1.1/1,75 =252 MPa

[σ
F4
]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa,
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F3
]
max
= 0,8σ
ch3
= 0,8.580= 464MPa;
[σ
F4
]
max
= 0,8σ
ch4
= 0,8.450 = 360MPa;
II.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo ct6.15a[1]:
a
w23
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2

2
3
..
.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Với: T
3
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (Nmm) ;
T
3
= 132444,29 (Nmm)
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ;
Theo bảng 6.5[1],với bánh răng thẳng K
a
=49,5
10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Hệ số chiều rộng vành răng Ψ
ba
= b
w
/a
w1

;
Theo bảng 6.6[1] chọn Ψ
ba
=0,4

( ) ( )
06,114.4,0.5,01.5,0
2
=+=+=⇒
u
babd
ψψ
Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 4) ta được K
H
β
=1,11 ;
[σ
H
]= 481,8 MPa
Thay số ta định được khoảng cách trục :
a
w23
= 49,5.(4 +1).
72,181
4,0.4.8,481
11,1.29,132444
3
2
=
(mm)

Chọn a
w23
= 180 (mm)
II.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun : m
m = (0,01 ÷ 0,02). a
w23
= (0,01 ÷ 0,02).180 = (1,8 ÷ 3,6).
Theo bảng 6.8 _ bảng về giá trị môđun tiêu chuẩn
Chọn m = 2,5 (mm)
• Số răng bánh nhỏ :
Z
3
= 2

a
w23
/ [m(u
2
+1)] = 2.180/[ 2,5(4+1)] = 28,8
Lấy Z
3
=29 răng
• Số răng bánh lớn:
Z
4
= u
2
Z
3

= 4.29 = 116 (răng)
=> Z
t
= Z
3
+ Z
4
= 29+ 116 = 145
• Tính lại khoảng cách trục : a’
w23
= m.Z
t
/ 2 = 2,5. 145/ 2 = 181,25 (mm)
Do đó cần dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục từ 181,25 xuống 180 mm
Theo CT6.22[1], hệ số dịch tâm:
y= a
w23
/m - 0,5z
t
=180/2,5-0,5.145 =- 0,5
Theo CT6.23[1]: K
y
= 1000y/z
t
=1000.(- 0,5)/145 =- 3,45
Theo CT6.10a[1] tra được:

K
x
=- 0,0866

=> hệ số giảm đỉnh răng : ∆y=k
x
.z
t
/1000 = - 0,0124
Theo CT6.25[1] , tổng hệ số dịch chỉnh :
x
t
= y + ∆y =(- 0,5)+(- 0,0124) =- 0,5124
Theo CT6.26[1] ,hệ số dịch chỉnh của bánh 3 và bánh 4 là :
x
3
=0,5[x
t
– (z
4
-z
3
)y/z
t
]
=0,5[- 0,5124- (116-29).(- 0,5)/145] =- 0,11
x4 =- 0,5124- (-0,11) = - 0,4
Theo CT6.27[1] , góc ăn khớp :
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Cosα
tw34
=mz
t

.cosα/(2a
w23
) =2,5.145.cos20
0
/(2.180) =0,95
=> α
tw34
= 18
0
52’
Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Đường kính vòng chia : d
3
= m. z
3
= 2,5.29 = 72,5 (mm).
d
4
= m.z
4
= 2,5. 116 =290 (mm).
- Đường kính vòng lăn : d
w3
=2a
w23
/(u
2
+1) =2.180/(4+1)=72 (mm)
d
w4

= u
2.
d
w3
=4.72 =288 (mm)
- Đường kính đỉnh răng : d
a3
= d
3
+ 2(1+x
3
-∆y) m
=72,5 + 2(1- 0,11+0,0124).2,5=77,01 (mm).
d
a4
= d
4
+ 2(1+x
4
-∆y).m =293,06 (mm).
- Đường kính đáy răng : d
f3
= d
3
–(2,5-2x
3
)m
=72,5-(2,5+2.0,11).2,5=67,5(mm).
d
f4

= d
4
–(2,5-2x
4
)m
=290-(2,5+2.0,4).2,5=281,75(mm).
- Chiều rộng vành răng :b
w34
=ψ
ba
.a
w23
=0,4.180 =72 (mm)
- Hệ số trùng khớp: ε
α
= 1,88-3,2(1/z
3
+1/z
4
)
= 1,88-3,2(1/29+1/116) =1,74
II.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H
]
Theo 6.33[1]:

σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

2
3234
23
..
)1.(..2
ww
H
dub
uKT
+

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
Z
M
= 274 MPa
1/3
(tra bảng 6.5) ;
- Z
H

: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
Z
H
=
34
2sin
2
tw
α
=
( )
'5218.2sin
2
0
= 1,81
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Z
ε
=
3
)4(
α
ε
−
=
3
)74,14(
−

=0,87
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H
β
.K
HV
K
H
α
Tra bảng 6.7[1]: K
H
β
= 1,11
Với bánh răng thẳng: K
H
α
=1
Vận tốc vòng bánh dẫn : v =
36,1
60000
25,361.72.
60000
..
33
==

π
π
nd
w
(m/s)
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn g
o
= 73
Theo công thức 6.42 [1] :

99,3
4
180
.36,1.73.006,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oHH
δν
Trong đó theo bảng 6.15[1] => δ
H
=0,006

07,1
1.11,1.29,132444.2
72.72.99,3
1
..2
..
1
3
334
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
⇒ K
H
= 1,11.1.1,07 = 1,19
Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] :
σ
H
= 274.1,81. 0,87.
2
72.4.72
)14.(19,1.29,132444.2
+
= 443,31 (MPa)

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 1,36 (m/s ) ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5 m/s ) . Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là
R
a
= 2,5...1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm). ⇒ K
xH
= 1.
[σ
H
] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7MPa , σ
H

≤

[σ
H
] .
Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc.
II.2.1.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo ct6.43,6.44[1] :
σ
F3
=2T
3
K
F
Y
F3
Y
ε
Y
β
/(b
w34
d
w3
m) ≤ [σ
F3
]
σ
F4
=σ
F3
. Y

F4
/ Y
F3
Trong đó: Y
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
ε
=1/ ε
α
=1/1,74=0,57
- Y
β
= 1 (bánh răng thẳng)
Theo bảng 6.18[1], có Y
F3
= 3,93: Y
F4
=3,654
Theo bảng 6.7, K
F
β
= 1,23; K
F
α
=1,37: theo bảng 6.14 với v< 2,5m/s và cấp
chính xác 9.
Theo công thức

66,10

4
180
.36,1.73.016,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oFF
δν
Trong đó theo bảng 6.15 [1], δ
F
= 0,016, theo bảng 6.16[1], g
0
= 73.Do đó theo
công thức
K
Fv
=1+ν
F
b
w34
d
w3
/(2T
3
K

F
β
K
F
α
)
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
=1+10,66.72.72/(2.132444,29.1,23.1,37)=1,12
⇒ K
F
=1,23.1,37.1,12=1,82
Vậy σ
F3
= 2.132444,29.1,82.0,57.1.3,93/(72.72.2,5) = 83,33 MPa
σ
F4
= σ
F3
Y
F4
/ Y
F3
= 83,33.3,654/3,93= 77,48 MPa
tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
F3
] =[σ
F3
]. Y

R
. Y
s
. K
xF
[σ
F4
] =[σ
F4
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
với m = 2,5 ⇒Y
s
= 1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016: Y
R
=1: K
xF
=1(d
a
< 400), do đó
ứng suất uốn cho phép thực tế là
[σ
F3
] = 252.1.1,016.1= 256,034 MPa
[σ
F4

] = 236,5.1.1,016.1=240,284 MPa
σ
F3
, σ
F4
đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo .
II.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
Hệ số quá tải: K
qt
=T
max
/T
1
=1,4
Theo 6.48[1] :
σ
Hmax
= σ
H
qt
K
= 443,31
4,1
= 524,53MPa < [σ
H]
]
max
= 1260MPa;

σ
F3max
=σ
F3
K
qt
= 83,33.1,4 = 116,66MPa < [σ
F3
]
max
= 464 MPa;
σ
F4max
= σ
F4
K
qt
= 77,48.1,4 = 108,47MPa < [σ
F4
]
max
= 360MPa;
Vậy răng đủ độ bền về quá tải.
II.2.2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng).
II.2.2.1.Chọn vật liệu.
Do cấp nhanh chịu tải trọng nhỏ hơn cấp chậm khá nhiều nên vật liệuchế tạo
bánh răng cấp nhanh không đòi hỏi cao như cấp chậm. Ta chọn thép 45 thường hoá
đạt các chỉ tiêu sau:
HB
1

= 190 (HB) ; σ
b1
= 600 MPa ;σ
ch1
= 340 MPa.
HB
2
= 170 (HB) ; σ
b2
= 600 MPa ;σ
ch2
= 340 MPa
II.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
-ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH

= 1 ⇒
[ ]
HHLHH
SK
°
=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
°
limH
σ
= 2.HB + 70 ⇒ σ
°
H lim1
= 450 MPa;
σ
°
H lim2
= 410 MPa;

K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m
H
= 6.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.

74,2
1
10.833,0190.30
==

HO
N

74,2
2
10.764,0170.30
==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
CKiiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
1
∑∑=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )

7
1
733
1
10.833,010.45,924,0.)8,0(6,0.1.13250.1445.1.60
=>=+=
HOHE
NN

( )
7
2
733
2
10.764,010.11,234,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
HOHE
NN

=> lấy N
HE
=N
HO
để tính => K
HL1
= K
HL2
=1
⇒[σ
H

]
1
=
MPa091,409
1,1
1.450
=
; [σ
H
]
2
=
MPa727,372
1,1
1.410
=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :
[ ] [ ] [ ]
( )
MPa
HHH
727,372,min
21
==
σσσ
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:
Theo ct6.13[1]:
Bánh 1: [σ
H
]

1max
=2,8

σ
ch1
=2,8.340 = 952 Mpa
Bánh 2:

[σ
H
]
2max
=2,8

σ
ch2
=2,8.340 = 952 Mpa
Vậy ta chọn [σ
H
]
max
=952 Mpa
- ứng suất uốn cho phép:

[ ]
( )
FCFLxFSRFFF
KKKYYS
°
=

lim
σσ
Chọn sơ bộ:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1 => [σ
F
] =(σ
°
F lim
/S
F
).K
FC
.K
FL
Tra bảng 6.2[1]: σ
°
F lim
= 1,8.HB ; S
F
=1,75 ;
=> σ
°
F lim1
= 1,8.190 =342 MPa.
σ

°
F lim2
= 1,8.170 = 306 MPa.
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K
FC
=1
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
K
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với m
F
= 6.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N

FO
= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
cki
m
iiiFE
ttTTtncN
F
/./....60
1
∑∑=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
6766

1
10.410.97,804,0.)8,0(6,0.1.13250.1445.1.60
=>=+=
FOFE
NN

( )
6766
2
10.410.24,204,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
FOFE
NN
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán lấy N
FE
=N
FO
=> K
FL1
= K
FL2
=1
Thay vào công thức trên ta được:
[σ
F1
]=342.1.1/1,75 =195,43 MPa

[σ
F2
]= 306.1.1 / 1,75 = 174,86 MPa,
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
ch1
= 0,8.340= 272MPa;
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
ch2
= 0,8.340 = 272MPa;
II.2.2.3. Xác định thông số của cặp bánh răng:
Do hộp giảm tốc đồng trục nên a
w12
=a
w23
=180 mm
Chọn mô đun : m=2 mm
* Tính số răng của bánh răng:
• Số răng bánh nhỏ :
Z
1
= 2

a
w12
/ [m(u
1
+1)] = 2.180/[ 2(4+1)] = 36 (răng)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u
1
Z
1
= 4.36 = 144 (răng)
=> Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 36 + 144 = 180
• Tính lại khoảng cách trục : a’
w12
= m.Z
t
/ 2 = 2. 180/ 2 = 180 (mm)
Do đó không cần dịch chỉnh,tức là x
1
=x
2

=0
Theo CT6.27[1] , góc ăn khớp :
Cosα
tw12
=mz
t
.cosα/(2a
w12
) =2.180.cos20
0
/(2.180) =cos20
0
=> α
tw12
= 20
0
Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
- Đường kính vòng chia : d
1
= m. Z
1
= 2.36 = 72 (mm).
d
2
= m.z
2
= 2. 144 =288 (mm).
- Đường kính vòng lăn : d

w1
=2a
w12
/(u
1
+1) =2.180/(4+1)=72 (mm)
d
w2
= u
1.
d
w1
=4.72 =288 (mm)
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2m =72 + 2.2=76 (mm).
d
a2
= d
2
+ 2.m =292 (mm).
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
–2,5m
=72-2,5.2=67(mm).
d

f2
= d
2
–2,5m
=288-2,5.2=283(mm).
- Chiều rộng vành răng :b
w12
=ψ
ba
.a
w12
=0,3.180 =54 (mm)
( Với bánh răng cấp nhanh chọn ψ
ba
=0,3)
- Hệ số trùng khớp: ε
α
= 1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)
= 1,88-3,2(1/36+1/144) =1,77
II.2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H

]
Theo 6.33[1]:
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

2
1112
11
..
)1.(..2
ww
H
dub
uKT
+

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
Z
M
= 274 MPa
1/3
(tra bảng 6.5) ;

- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
Z
H
=
12
2sin
2
tw
α
=
( )
0
20.2sin
2
= 1,76
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Z
ε
=
3
)4(
α
ε
−
=
3

)77,14(
−
=0,86
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H
β
.K
HV
K
H
α
Tra bảng 6.7[1]: K
H
β
= 1,08(ψ
bd
=0,53. ψ
ba
(u
1
+1)=0,795)
Với bánh răng thẳng: K
H
α
=1

Vận tốc vòng bánh dẫn : v =
4,5
60000
1445.72.
60000
..
11
==
π
π
nd
w
(m/s)
Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 8,tra bảng 6.16[1] chọn g
o
= 56
Theo công thức 6.42 [1] :
17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

17,12
4
180
.54.56.006,0.
1
12
1
===
u
a

vg
w
oHH
δν
Trong đó theo bảng 6.15[1] => δ
H
=0,006

64,1
1.08,1.78,34366.2
72.54.17,12
1
..2
..
1
1
112
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
⇒ K
H
= 1,08.1.1,64 = 1,77
Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] :

σ
H
= 274.1,76. 0,86.
2
72.4.54
)14.(77,1.78,34366.2
+
= 305,67 (MPa)
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v
1
=5,4 (m/s ) ⇒ Z
V
= 0,85.v
0,1
=0,85.5,4
0,1
=1,01(vì v < 5 m/s ) . Cấp
chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt
độ nhám là

R
a
= 2,5...1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm). ⇒ K
xH
= 1.
[σ
H
] = 372,727.1,01.0,95.1 = 357,63 MPa
Như vậy, σ
H

≤
[σ
H
] ⇒ Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc.
II.2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo ct6.43,6.44[1] :
σ
F1
=2T
1
K
F
Y
F1
Y

ε
Y
β
/(b
w12
d
w1
m) ≤ [σ
F1
]
σ
F2
=σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó: Y
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
ε
=1/ ε
α
=1/1,77=0,56
- Y
β
= 1 (bánh răng thẳng)
Theo bảng 6.18[1], có Y

F1
= 3,74 ; Y
F2
=3,6
Theo bảng 6.7, K
F
β
= 1,17; K
F
α
=1,27 ; theo bảng 6.14 với v>2,5m/s và cấp
chính xác 8.
Theo công thức

46,32
4
180
.4,5.56.016,0.
1
12
1
===
u
a
vg
w
oFF
δν
Trong đó theo bảng 6.15 [1], δ
F

= 0,016, theo bảng 6.16[1], g
0
= 56.Do đó theo
công thức
K
Fv
=1+ν
F
b
w12
d
w1
/(2T
1
K
F
β
K
F
α
)
=1+32,46.54.72/(2.34366,78.1,17.1,27)=2,24
18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
⇒ K
F
=1,17.1,27.2,24=3,33
Vậy σ
F1
= 2.34366,78.3,33.0,56.1.3,74/(54.72.2) = 61,65 MPa

σ
F2
= σ
F1
Y
F2
/ Y
F1
= 61,65.3,6/3,74= 59,34 MPa
tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
F1
] =[σ
F1
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
[σ
F2
] =[σ
F2
]. Y
R
. Y
s
. K
xF

với m = 2 ⇒Y
s
= 1,08- 0,0695ln(2) = 1,03; Y
R
=1; K
xF
=1(d
a
< 400), do đó ứng
suất uốn cho phép thực tế là
[σ
F1
] = 195,43.1.1,03.1= 201,29 MPa
[σ
F2
] = 174,86.1.1,03.1=180,11 MPa
σ
F1
, σ
F2
đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo .
II.2.2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
Hệ số quá tải: K
qt
=T
max
/T
1

=1,4
Theo 6.48[1] :
σ
Hmax
= σ
H
qt
K
= 305,67
4,1
=361,67 MPa < [σ
H]
]
max
= 952 MPa;
σ
F1max
=σ
F1
K
qt
= 61,65.1,4 = 86,31 MPa < [σ
F1
]
max
= 272 MPa;
σ
F2max
= σ
F2

K
qt
= 53,34.1,4 = 83,08MPa < [σ
F2
]
max
= 272MPa;
Vậy răng đủ độ bền về quá tải.
Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc:
Điều kiện bôi trơn:
-d
a2
: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh.
-d
a4
: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm.
d
a4
= 293,06(mm); d
a2
= 292 (mm).
⇒ c =
004,1
292
06,293
2
4
==
a
a

d
d
; 1 ≤ c ≤ 1,3.
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn
Các thông số và kích thước của hai bộ truyền:
* Bộ truyền cấp nhanh:
Khoảng cách trục: a
w12
= 180 (mm).
Môđun : m = 2
Chiều rộng vành răng: b
w12
= 54 (mm).
Tỉ số truyền : u
1
= 4
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Góc nghiêng của răng: β = 0
o
Số răng của bánh răng: Z
1
= 36 , Z
2
= 144.
Hệ số dịch chỉnh: x
1
=0, x
2
= 0;

Đường kính chia: d
1
= 72(mm), d
2
= 288 (mm).
Đường kính đỉnh răng: d
a1
= 76(mm), d
a2
= 292(mm).
Đường kính đáy răng: d
f1
= 67(mm), d
f2
= 283(mm).
* Bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục: a
w23
= 180 (mm).
Môđun : m = 2,5
Chiều rộng vành răng: b
w34
= 72 (mm) .
Tỉ số truyền : u
2
= 4
Góc nghiêng của răng: β = 0
o
Số răng của bánh răng: Z
3

= 29 , Z
4
=116
Hệ số dịch chỉnh: x
3
= -0,11 , x
4
= -0,4.
Đường kính chia: d
3
= 72,5(mm), d
4
= 290(mm).
Đường kính đỉnh răng: d
a3
= 77,01(mm), d
a4
= 293,06(mm).
Đường kính đáy răng: d
f3
= 65,7(mm), d
f4
= 281,75(mm).
Lực ăn khớp trên các bánh răng như sau:
n
1
n
2
n
3

F
t13
F
r13
F
r22
F
r32
F
t32
F
r23
F
t23
F
t22
20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Hình2
Độ lớn các lực:
F
t13
=F
t22
=2T
1
/d
w1
=2.34366,78/72 =954,63 N
F

r13
=F
r22
= F
t13
.tgα
tw12
=954,63.tg20
0
=347,46 N
F
t23
=F
t32
=2T
2
/d
w3
=2.132444,29/72 =3679,01 N
F
r23
=F
r32
= F
t23
tgα
tw34
=3679,01.tg(18
0
52’) =1257,22 N

PHẦNIII. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC .
III.1.Chọn khớp nối
Loại nối trục đàn hồi .
Theo 16.1[2] ta có mô men xoắn tính toán:
T
t
=k.T
đc
; k_ hệ số chế độ làm việc,hệ dẫn động băng tải ⇒k=1,2
⇒ T
t
=1,2.36,34948 =43,624 (Nm)
Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo
mômem xoắn :
T = 125,0 (Nm) d = 32 (mm) D = 125 (mm)
d
m
= 65 (mm) L = 165 (mm) l = 80 (mm)
d
1
= 56 (mm) D
o
= 90 (mm) Z = 4
n
max
= 4600 B = 5 B
1
= 42
l
1

= 30 (mm) D
3
= 28 (mm)
Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
T = 125,0(N.m)
D
c
=14 (mm) d
1
= M10 D
2
=20 (mm)
l = 62 (mm) l
1
= 34 (mm) l
2
= 15 (mm)
l
3
=28 (mm) h = 1,5
III.2.Thiết kế trục
III.2.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45,tôi cóσ
b
= 600 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12..20 Mpa
III.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3;

[ ]

3
2,0
τ
k
k
T
d
≥
(mm)
• Trục I: T
I
=34366,78 Nmm ; [τ
1
] =14MPa
=>
067,23
14.2,0
78,34366
3
1
=≥
d
(mm)
21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
• Trục II : T
II
=132444,29 Nmm ; [τ
2
] =18 MPa

=>
26,33
18.2,0
29,132444
3
2
=≥
d
(mm)
• Trục III :T
III
=509699,92 Nmm, [τ
3
] =20 MPa
=>
32,50
20.2,0
92,509699
3
3
=≥
d
(mm)
Động cơ K132M4 có đường kính trục d
đc
=32 (mm),ta có thể chọn sơ bộ
đường kính các đoạn trục I,II và III như sau :
d
v1
=32 ; d

1ngõng
=35 ; d
13
=38
d
2ngõng
=35 ; d
22
=d
23
=40
d
3ngõng
=50 ; d
32
=35 ; d
33
=45
Theo đó ta chọn sơ bộ chiều rộng các ổ lăn như sau :
B
01
= b
02
=19 (mm) ; b
03
=27 (mm)
III.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chọn :
• Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :k

1
=15 (mm)
• Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :k
2
=10 (mm)
• Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ : k
3
=10 (mm)
• Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h
n
=20 (mm)
Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục :
l
mx
= (1,2…1,5)d
x
= (1,2…1,5)45 = 60(mm)
l
m12
= (1,4…2,5)d
v1
= (1,4…2,5)32 = 50 (mm).




l
m13
=l
m22

= 60 (mm) (kể đến chiều rộng vành răng b
w12
= 54mm)


l
m23
= l
m32
=80 (mm) (kể đến chiều rộng vành răng b
w34
= 72mm)


l
m32
= 50 (mm).




Khoảng cách l trên trục :
• Trục I :
l
12
= - l
c12
= - [0,5(l
m12
+b

01
) +k
3
+h
n
]
= -[0,5(50+19)+10+20] =- 64,5(mm)
l
13
=0,5(l
m13
+b
01
)+k
1
+k
2
= 0,5(60+19)+15+10=64,5 (mm)
l
11
=2l
13
=2.64,5=129 (mm)
• Trục III :
l
32
= 0,5(l
m32
+b
03

)+k
1
+k
2
22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
= 0,5(80+27)+15+10 =78,5 (mm)
l
31
=2l
32
=157 (mm)
l
33
=l
c33
+l
31
=157+l
c33
=157+0,5(60+27)+10+20=230,5 (mm)
• Trục II :
l
22
=l
13
=64,5 (mm)
l
23
=l

11
+l
32
+0,5(b
01
+b
03
)+k
1
=129+78,5+0,5(19+27)+15=245,5 (mm)
l
21
=l
23
+l
32
=245,5+78,5=324 (mm)
Vậy ta có các khoảng cách :
l
12
=-64,5 ; l
13
=64,5 ; l
11
=129
l
22
=64,5 ; l
21
=324 ; l

23
=245,5
l
31
=157 ; l
32
=78,5; l
33
=230,5

Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc:
Ø35k6
Ø38H7/k6
Ø35k6
Ø50k6
Ø52H7/k6
Ø90H7/h6
Ø72H7/h6
Ø30h6
Ø34H7/k6
Ø40H7/k6
Ø72H7/h6
Ø32k6
Ø62H7/h6
l
12
l
m12
l
13

l
11
l
m13
l
32
l
31
l
33
l
22
l
23
l
21
l
m23
l
m33
k
3
h
n
k
1
b
01
b
03

I
II
III
Hình3
III.2.4 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:
- Trục I:
23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Hình4
Ta có: F
t13
= 954,63 N F
r13
= 347,46 N
- Lực khớp nối có chiều sao cho trục chịu ứng suất lớn nhất, ở đây ta chọn
theo phương x, có độ lớn:
F
kx
= (0,2÷0,3)2.T
1
/D
0
= (0,2÷0,3)2.34366,78/90 = 152,74…229,11 N
Lấy F
kx
=190,93 N
- Xác định các phản lực tại các gối đỡ:
Ta có:
∑
=−−−=

0
1113 BAkxtx
XXFFF
(1)
∑
=−+=
0...
111121313
lXlFlFm
Bkxtox
(2)
∑
=++−=
0
1113 BAry
YYFF
(3)
∑
=−=
0..
1111313
lYlFm
Broy
(4)
⇒



=
=

NX
NX
A
B
92,190
78,572
1
1
và



=
=
NY
NY
A
B
73,173
73,173
1
1
- Trục II:
24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Hình5
Ta có: F
t22
= 954,63 N F
r22

= 347,46 N
F
t23
= 3679,01 N F
r23
= 1257,22 N
- Xác định các phản lực tại các gối đỡ:
Ta có:
∑
=+++−=
0
222322 DCttx
XXFFF
(1)
( ) ( )
∑
=+−+−−=
0..
2122321232221221
lXllFllFm
Cttx
(2)
∑
=−−+=
0
222322 DCrry
YYFFF
(3)
( ) ( )
∑

=−−+−=
0...
2122321232221221
lYllFllFm
Crry
(4)
⇒



−=
−=
NX
NX
D
C
60,2579
78,126
2
2
và



=
=
NY
NY
D
C

79,1021
89,582
2
2
- Trục III:
Hình6
25