ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Lời nói đầu
Môn học chi tiết máy là môn học rất quan trọng và cần thiết đối với các
sinh viên ngành cơ khí.Đồ án Chi Tiết Máy là một học phần không thể thiếu
được vì nó cung cấp các kiến thức cơ sở về kết cấu máy và cũng như cơ sở
thực tế sau khi sinh viên đã học qua lý thuyết . Đồ án môn học này là đồ án
tổng hợp tất cả các kiến thức của các môn học khác như: cơ học, sức bền vật
liệu , nguyên lý máy, Chi tiết máy, Máy cắt kim loại, dung sai KTĐ và nhiều
môn học khác nữa . Do vậy sau khi sinh viên làm qua đồ án chi tiết máy càng
hiểu rõ các môn học có liên quan và mối quan hệ chặt chẽ với nhau. Máy móc
hầu hết dẫn động bằng cơ khí mà môn học này có tính toán và thiết kế hệ
thống dẫn động cơ khí và nó là cơ sở để thiết kế các môn học khác, Việc làm
đồ án này giúp cho sinh viên có tính cẩn thận và tỉ mỉ đó là các yếu tố rất cần
cho người làm cơ khí .
Trong quá trình hoàn thành do kinh nghiệm và kiến thức thực tế còn hạn
chế nên không tránh khỏi sai sót .Em kính mong sự chỉ bảo của các thầy cô để
em hoàn thành được tốt hơn.
Để hoàn thành được đồ án này em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ tận
tình của thầy giáo “Trần Thế Văn” chỉ dẫn giúp em hoàn thành tốt đồ án môn
học này.
H.Y Ngày tháng năm
LỚP

Sinh viên thực hiện:
:

Khối lượng thiết kế
1

2
3

Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A0):
- 01 bản tổng thể 3 hình chiếu
01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):
01 Bản thuyết minh(A4)

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

1

1


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

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……………………………………….
I. Tính toán bộ truyền đai thang……………………………
II. Tính toán bộ truyền xích………………………………….
- Phần III

: Tính toán bộ truyền bánh răng………………………………

- Phần IV : Thiết kế trục- chọn then…………………………………… Phần
V
: chọn then ………………………………………………
- Phần VI : Chọn ổ lăn … ……………………………………
-phần VII :Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ……………
-Tài liệu tham khảo: …………………………………………

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

2

2


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

I.

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

CHỌN ĐỘNG CƠ

1.Tính công suất cần thiết
Theo công thức 2.11[I]
Công suất làm việc:
F.v

Plv =

Trong đó:

1000

(kw)

(1)

F=3250:Là lực kéo băng tải.

v =1,2: Là vận tốc băng tải.

Thay số ta được:
3250.1,2
1000

Plv =

Công suất tương đương:

∑
Trong đó:β=

 Ti

T


Ptd = β. Plv

2

 ti
 .
 ∑t
i


= 4,02 (kw)

=

 T
  max
  T1


(2)

2
2
2
2
 2s  T  2h  0,7T  3h  0,5T  2h 
 . +  
+
+

 .

 8h  T  8h  T  8h  T  8h 

Thay số ta được:
β=

12.0,25 + 0,7 2.0,375 + 0,5 2.0,25

= 0,7

Thay β vào công thức (2) ta được:
Ptd =0,7 . 4,02 2,814 (kw)
Theo CT 2.8[I]
Ptđ

Công suất cần thiết:
η

Trong đó:

=

η

Pct =

η

η η ηx ηđ
3
khớp. br. ol .

.

(3)
- Là hiệu suất truyền động.

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

3

3


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
η
η

br

η
η

khớp

=0,99 ;

ηđ

=0,96

=0,95

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

- hiệu suất của bộ truyền đai để hở.

- hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

ol

= 0,995

- hiệu suất bộ truyền ổ lăn.

x

= 0,96

- hiệu suất bộ truyền xích.

η

Vậy:
=0,96 . 0,95 . 0,9953. 0,99.0,96 = 0,854
Thay vào công thức (3) ta được:
2,814
0,854

Pct =

= 3,295 (kw)

2.Xác định số vòng quay của động cơ.
Theo CT 2.16[I]:
Số vòng quay của trục làm việc:
nlv =

60000.v
π .D

Trong đó: D = 300 - đường kính băng tải; v=1,2 (m/s)
π = 3,14 (rad/s).
Thay số vào ta được:
60000.1,2
3,14.300

nlv =
= 76,433 (v/ph)
Theo CT2.18[I] Số vòng quay của trục sơ bộ:
nsb = nlv . utsb
(4)
Trong đó:
ut = uđ .ubr .ux
- Tỷ số truyền tổng.
Có: uđ = 3,15
- Tỷ số truyền đai sơ bộ.
ubr = 3,5
- Tỷ số truyền bánh răng trụ sơ bộ.
uxsb = 3
- Tỷ số truyền xích sơ bộ.

Vậy:
utsb = 3,15 . 3,5 . 3 = 33,075
Thay vào công thức (2.18)TLI ta được:
nsb = 76,433 . 33,075= 2528,021
3.Chọn động cơ.
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

4

4


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Ta phải chọn động cơ có: • Pđc ≥ Pct=3,295
• nđc

•

≈

nsb=2528,021

Tk Tmm
≥
= 1,4
Tdn Tdn

Tra bảng P1.3[I] Ta chọn được động cơ có tên: 4A100S2Y3
Bảng thông số kỹ thuật của động cơ:
Kiểu động cơ

Công
suất
(kw)

Vận tốc
quay(vg/ph)

Cos

ϕ

η

%

Tmax
Tdn

Tk
Tdn

Đường Khối
kính trục lượn
φd

(mm)

g
(Kg)
36

4A100L2Y3
II.

4,0

2880

0,89

86,5

2,2

2,0

28

PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Áp dụng CT:
Trong đó: nđc = 2880
nlv = 77,3
Thay số ta được:

n đc
nlv

ut =
- Số vòng quay thực tế của động cơ.

2880
= 37,680
76,433

Chọn:

Vậy

ut =
ubr = 3,5 ; uđ = 3,15

ux =

ut
37,680
=
= 3,418
ubr .u đ 3,5.3,15

III.TÍNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC.
1. Tính công suất trên các trục.
- Công suất trên trục công tác:
Pcông tác = Ptđ= 2,814 (kw)
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn 5

Sinh viên thực hiện :

5


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

- Công suất trên trục II:

PII =

Ptđ
2,814
=
= 2,946
η x .η ol 0,96.0,995

(kw)

- Công suất trên trục I:
PII
2,946
=
= 3,0997
2
η br .η ol 0,96.0,995 2

PI =

- Công suất trên trục động cơ:

Pđc =

PI
3,0997
=
= 3,296
η đ .η k 0,95.0,99

(kw)

(kw)

2.Tính số vòng quay trên các trục đông cơ.
- Số vòng quay trên trục động cơ: nđc= 2880 (vg/ph)
- Số vòng quay trên trục I:
n đc 2880
=
= 914,286
uđ
3,15

nI =
- Số vòng quay trên trục II:

(vg/ph)

n I 914,286
=

= 261,225
ubr
3,5

nII =
- Số vòng quay trên trục công tác:

(vg/ph)

n II 261,225
=
= 76,426
ux
3,418

ncôngtac =
3.Tính momen xoắn trên các trục:

- Áp dụng công thức:T2 = 9,55.
- Momen xoắn trên trục động cơ:

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

10 6.Pi
ni

6

(vg/ph)

(N.mm)(mục 3.3 trang49)

6


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Tđc = 9,55.

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

10 6.Pđc
3,296
= 9,55.10 6.
= 10929,444
nđc
2880

(N.mm)

- Momen xoắn trên trục I:
10 6.PI
3,0997
= 9,55.10 6.
= 32377,325
nI
914,286

TI = 9,55.

- Momen xoắn trên trục II:

TII = 9,55.

(N.mm)

10 6.PII
2,946
= 9,55.10 6.
= 107701,407
nII
261,225

(N.mm)

- Momen xoắn trên trục công tác:

Tctac=9,55

10 6.Pctac
2,814
= 9,55.10 6.
= 351630,335
nctac
76,426

(N.mm)

Bảng thông số động học.

Trục

Động cơ

Trục I

Trục II

Trục công
tác

3,296

3,0997

2,946

2,814

Thông số
Công suất
(kW)
Tỉ số truyền
Tốc độ quay
(vòng/phút)

3,15
2880

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn

Sinh viên thực hiện :

3,5
914,286

7

3,418
261,225

76,426

7


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Momen xoắn
(N.mm)

10929,444

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

32377,325

107701,407

351630,335

PHẦN II: TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI
I.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:
1. Chọn loại đai.
- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai.
Pđc = 3,296 (KW)
uđ = 3,15
nđc = 2880(v/ph)
- Với các thông số trên và theo đồ thị hình 4.1 trang 59 sách “ Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí tập 1”, ta chọn loại đai hình thang thường và có ký hiệu là A
Loại đai thang này được sử dụng phổ biến nhất trên thị trường hiện nay.
- Theo bảng 4.13 trang 59 [ 1] ta có các thông số của đai hình thang và các thông
số cơ bản của đai A là:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

8

8


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

Ký
hiệu
A

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Kích thước tiết diện,
mm

bt

b

h

yo

11

13

8

2,8

Diện tích
tiết diện
A, mm2

Đường kính
bánh đai nhỏ
d1, mm

81

100 ÷ 200

Chiều dài giới
hạn l, mm

560 ÷ 4000

2. Xác định các thông số bộ truyền.
a, Đường kính bánh đai. CT (4.1)(Trang 53)
d1 =(5,2…6,4).

(

3

)

Tđc

=(5,2…6,4).

(

3

)

10929,444

=(115,4…142,03)mm

Chọn d1=140(mm)

Vận tốc đai: v =

π.d1nđc 3,14.140.2880
=
= 21,1( m / s )
60000
60000

Nhỏ hơn vận tốc cho phép v ≤ 25 (m/s)
Ta có:

d2 = d1 .uđ.(1- ξ)

Ta chọn hệ số trượt là ξ = 0,02(đây là đai thang) khi đó đường kính bánh đại
lớn:
d2 = 140.3,15.(1 – 0,02) = 432,18(mm)
Theo bảng 4.21 Ta chọn: d2 = 450mm
b, Khoảng cách trục sơ bộ.

Ta có :

asb
= 0,95
d2

=>asb=d2.0,95=450.0,95=427,5

CT (4.14)(Trang 60): 0,55.(d1 + d2)+ h
Theo bảng 4.13 ta có: h=8
 0,55.(140+450)+8
 332,5

≤

asb

≤

≤

asb

≤

≤

asb

≤

2 (d1 + d2)

2.(140 +450)

1180

asb =700 (mm) Thỏa mãn điều kiện.
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

9

9


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

c, Tính chiều dài đai.
Theo công thức 4.4(trang54).
π

l = 2. asb +
= 2.700 +

.(d1+d2)/2 +(d2-d1)2/(4. asb)

π

.(140+ 450)/2 + (450 - 140)2/ (4.700)

l = 2360,62(mm)
Theo bảng 4.13[I] ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: l =2240( mm)
Kiểm nghiệm lại số vòng chạy của đai trong 1s:
i = v/l = 21,1/ 2,240 = 9,42(m/s) < 10 (m/s) (TM)
d, Tính khoảng cách trục.
Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn: l = 2240 (mm).
Theo công thức 4.6[I](T54): aw =
Với:
và:

λ = l − π.( d 1 + d 2 ) / 2

∆ = ( d 2 − d1 ) / 2

(

)

(

a = λ + λ2 − 8.∆2 / 4

=2240 - 3,14.(140+450)/2 = 1313,7( mm)

= (450-140)/ 2 = 155 mm

) (

)

a w = λ + λ2 − 8.∆2 / 4 = 1313,7 + 1313,7 2 − 8.155 2 / 4 = 638,02

(mm)

e, Góc ôm trên bánh đai dẫn.
CT 4.7(trang 54) tài liệu [I]
(d 2 − d1 )57 0
(450 − 140)57 0
0

α1 = 180 −
= 180 −
= 152,30
aw
638,02
0

α 2 = 180 0 +

> 1200

( d 2 − d1 )57 0
(450 − 140)57 0
= 180 0 +
= 207,7 0
aw
638,02

3.Xác định số đai z:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

10

10


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
Theo công thức 4.16[I](trang 60) :

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
z = Pđc .K d / ( [ P0 ].Cα .C1 .Cu .C z )

Theo đề ra: đăc tính làm việc êm
Số ca làm việc là 2
Theo bảng 4.7[I] ta có: Kđ = 1,1 với động cơ dẫn động loại I.
Theo bảng 4.15[I] với α1 = 152.3 khi đó trị số

Cα

Với: l / lo = 2240/1700 = 1,32 Tra bảng 4.16[I]

= 0,92

⇒

Cl = 1,07 là hệ số ảnh hưởng

đến chiều dài đai.
Theo bảng 4.17[I] trị số ảnh hưởng đến tỉ sô truyền: u = 3,15 nên Cu = 1,14
≈

Theo bảng 4.19[I], với d1 = 140mm, v = 21,1m/s nên [Po] 3,44 (KW)
⇒

Pđc / [P0] = 3,296/ 3,44 = 0,96 do đó: Cz = 1

Do đó: z = 3,296.1,1/(3,44.0,92.1,07.1,14.1) = 0,94
Vậy lấy số dây đai: z = 1
4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Theo công thức 4.19[I]:

F0 = 780.P1 .K d /( v.C α .z) + Fv

Trong đó lực căng do lực li tâm tạo ra: Fv = qm.v2
Trong đó:
qm : Khối lượng 1m chiều dài đai,tra bảng 4.22[I] ta đươc qm=0,105(kg/m)
Thay số ta được : Fv =0,105.21,12 = 46,75 (N)
F0 = 780.3,296.1,1/(21,1.0,92.1) + 46,75 = 192,43( N)
Lực tác dụng lên trục:Fr =2.F0.z.sin(α1 /2)=2.192,43.1.sin(152,30/2)=373,67( N).
Chiều rộng bánh đai, theo công thức 4.17[I] và bảng 4.21[I]:
B = (z -1).t + 2.e = (1 - 1).15 + 2.10 = 20 mm
Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3,3)
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn 11
Sinh viên thực hiện :

11


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

da1 = d1 + 2ho = 140 + 2 .3,3 = 146,6 (mm)
da2 = d2 + 2ho = 450 + 2 .3,3 = 456,6 (mm)
Bảng thông số bộ truyền đai:

Ký hiệu

Thông số

Đơn vị

Trị số

Loại đai

A

Khoảng cách trục

aw

mm

638,02

d1

mm

140

d2

mm

450

Chiều rộng bánh đai

Chiều dài đai

B

mm

20

l

mm

2240

Số đai

z

Đường kính bánh đai

Góc ôm trên bánh đai
dẫn
Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục

1
Độ

152,30

F0

N

192,43

Fr

N

373,67

II.TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
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.
2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền :
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích chủ động được xác định theo bảng 5.4[I]
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn 12
12
Sinh viên thực hiện :


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

z1 = 29 – 2ux = 29 – 2. 3,418 = 22,164

⇒ Chọn Z1 = 23(lẻ)
Số răng đĩa xích bị động :
z2 = ux.Z1 = 3,418. 23 = 78,614
chọn số răng đĩa xích bị động là z2 = 79 < Zmax = 120 (thoả mãn).
b. Xác định bước xích p
Bước xích p được 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 được viết theo CT 5.3[I] :
Pt = PП. k. kz. kn ≤ [P]
Trong đó: Pt là công suất tính toán;kW
PП = 2,946 kW là công suất cần truyền;
Theo bảng 5. 5 [I], với nП= 261,225 v/p
=> chọn n01 = 200 v/p,

kz - Hệ số số răng ; kz =

z 01
z1

=
n01
n∏

25
23

= 1,09
200
261,225

kn - Hệ số vòng quay; kn =

=
= 0,766
Hệ số k được xác định theo CT 5.3[I]
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 [I],trang 82 với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường
nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 15o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a ≥ (30…50)p, ta có: ka = 1
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với
trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25
kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi
trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;
kđ - Hệ số tải trọng va đập: Kđ = 1
kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số
ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25
vậy ta tính được:
k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1. 1,25 = 2,03
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn 13
13
Sinh viên thực hiện :


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

công suất tính toán là:CT 5.3(Trang 81) [I]
Pt = pП.k.kz.kn≤ [p]
Pt = 2,946. 2,03. 1,09. 0,766= 5(kW)

Tra bảng 5.5[I] với Pt = 5 kW và n01= 200 v/p, ta chọn [P]= 11 kW
ứng với bước xích p= 25,4 (mm)

Tính khoảng cách trục sơ bộ,
CT 5.11(trang 84) [I] Ta lấy: asb = 35p = 35. 25,4 = 889 (mm);
Ta xác định số mắt xích theo CT 5.12[I]:
x=
⇒ x=

2a
p

+

2.889
25,4

z1 + z 2
2

+

23 + 79
2

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

(79 − 23) 2 .25,4
4.3,14 2.889

+
+
= 123,27
Ta lấy số mắt xích chẵn x = 124

Tính lại khoảng cách trục theo CT 5.13[I]:
2

 ( z 2 − z1 )  
2
 xc − 0,5( z 2 + z1 ) + [ xc − 0,5( z 2 + z1 )] − 2 
 
 π
 


*
w

a = 0,25.p
Theo đó, ta tính được:
*
w

a = 0,25.25,4

2

 (79 − 23)  


2
(
)
124 − 0,5 79 + 23 + [124 − 0,5(79 + 23)] − 2 
 
 3,14  


=898(mm)

*
w

vậy a = 898(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
*
w

*
w

∆a = (0,002…0,004)a , ta chọn ∆a = 0,002a = 0,002.898= 1,8(mm)
*
w

⇒ aw = a - ∆a = 898– 1,8 = 896,2 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây tính theo CT 5.14[I]:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

14

14


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

i=

z1 .n
15.xc

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

≤ [i] =30

23.261,225
15.124

⇒ i=
= 3,23
Theo bảng 5.9 [I], ta có: [i] = 30
⇒ i = 3,23 < [i] = 30
Vì vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây
ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả
trọng va đập
trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

theo CT 5.15[I] trang85 ta có
Q
k d .Ft + F0 + Fv

Trong đó:

s=
≥ [s]
Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 [I], ta có:
Q = 56,7 kN=56700 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5.2 [I]
ta có: q = 2,6 kg;
kđ - Hệ số tải trọng va đập, kđ =1
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:theo CT
z1 . p.n ∏
60.10

3

23.25,4.261.225
60000

v=
=
Ft - Lực vòng trên đĩa xích:
Ft =

1000.P∏
v

=

1000.2,946
2,54

= 2,54 m/s

= 1160 N

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2 = 2,6. (2,54)2 = 16,8 N
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

15

15


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q.a
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,01.a = 0,01. 896,2 = 8,962 (mm);
kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc < 40o so với
phương nằm ngang;
⇒ F0 = 9,81. 4. 2,6. 896,2. = 91,43 (N)

56700
1.1160 + 91,43 + 16,8

Từ đó, ta tính được: s =
=44,7
Theo bảng 5. 10[I], với nП = 261,225 v/p, ta có: [s] = 8,2
⇒ s = 44,7 > [s] = 8,2 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo CT 5. 17 [I] và bảng 14-4b [II], ta xác định được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d1 và d2:

d1 =

d2 =

p
π 
sin 
 z1 
p
π 
sin 
 z2 

=

=

25,4
 180 o

sin 
 23





25,4
 180 o
sin
 79





= 186,54(mm)

= 638,83(mm)

e. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: CT 5.18[I]

σH = 0,47.
Trong đó:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

k r ( Ft K đ + Fvđ ).E
A.k d

16

≤ [σH]

16


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z ,
với z1 =23 => kr1 = 0,44
z2=79 => kr2= 0,21
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1160 (N)
Kđ - Hệ số tải trọng động, Kđ = 1(êm );
Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:(5.19)
Fvđ = 13. 10-7. nП. p3. m = 13. 10-7. 261,225. (25,4)3. 1 = 5,56 (N)
2 E1 .E 2
E1 + E 2

E=
- Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của
vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 MPa;
A = 180 Diện tích chiếu của bản lề; theo bảng 5. 12 [I],
kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1
dãy);
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11 [1];
Thay các số liệu trên vào CT 5.18[I], ta tính được:

- Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:
k r1 ( Ft K đ + Fvđ ).E
A.k d

0,44(1160 .1 + 5,56 ).2,1.10 5
180 .1

= 0,47.
=0,47.
= 363,55(MPa)
Như vậy: σH1 = 363,55 MPa < [σH] = 650 MPa ; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo
đĩa xích là gang xám CЧ 28 -48, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị
động có số răng lớn z2 = 79 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,54 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn
là HB = 429 sẽ đảm bảo được 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 F1 và trên bánh xích bị động F2:
F1 = F t + F 2 ;
F2 = F 0 + F v
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác
dụng lên trục được xác định theo CT 5.20[I]
Fr = kx. Ft
Trong đó:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

17

17

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ
truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1160 (N);
⇒ Fr = 1,15. 1160= 1334 (N)
Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

Thông số
Loại xích
Khoảng cách trục
Số răng trên đĩa xích
Số mắt của dây xích
Đường kính vòng chia
của đĩa xích
Bước xích
Lực tác dụng lên trục

Kí hiệu

Đơn vị

Trị số

aw
z1
z2
x

d1
d2
p
Fr

Xích ống –con lăn (1 dãy)
mm
răng
răng
mắt xích
mm
mm
mm
N

896,2
23
79
124
168,54
638,83
25,4
1334

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

18

18

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

PHẦN 3:Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
3. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
dc
dm

Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất nhỏ (P = 3,296 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 được thường 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:
H1 ≥ H2 + (10…15)HB.
Theo bảng 6. 1 - tr 92- [1] tập 1, ta chọn:
• Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Độ rắn: HB = (192…240) ;
+ Giới hạn bền: σb1 =750 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σch1 = 450 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 240.
• Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 thường hóa ;
+ Độ rắn : HB = (170…217) ;
+ Giới hạn bền : σb2 = 600 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σch2 = 340Mpa ;

Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 175.
II. 3. 2 Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác
định theo công thức sau:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

19

19


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

[σH] =

[σF] =

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

σ H0 lim
SH
σ F0 lim
SF

. ZR .Zv .KxH .KHL

. YR .Ys .KxF .KFC .KFL

(6.1)[1]T92

(6.2)[1]T92

Trong đó:
ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công
thức
(6.1) và (6.2) trở thành:

[σH] =

σ H0 lim .K HL
SH

σ

0
F lim

[σF] =

(6.1a)

.K FC .K FL
SF

(6.2a)

Trong đó:
0
H lim

0
F lim

σ
và σ
lần lượt 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 - [1] tập 1, với
thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350) ta có:
σ

0
H lim

= 2HB + 70

;

SH = 1,1 ;

0
F lim

σ

= 1,8HB
;
SF = 1,75 ;
Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
σ

0
H lim1

= 2HB1 + 70 = 2.240+ 70 = 550Mpa;

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

20

20


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
σ
σ

0
H lim 2

0
F lim1

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

= 2HB2 + 70 = 2.175 + 70 = 420 Mpa;
= 1,8. HB1 = 1,8 .240 = 432 MPa ;

0
F lim 2

σ
= 1,8 . HB = 1,8 . 175 = 315MPa ;
KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền
quay một chiều) ;
KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức:
N HO
N HE

mH

KHL =
mF

KFL =

N FO
N FE

(6.3)

(6.4)

Trong đó:
mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Với:
2, 4
HB

NHO = 30.H
(6.5)T93[1]
⇒ NHO1 = 30. 2402,4 = 15474913,67
NHO2 = 30. 1752,4 = 7251244,88
NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép;
NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc:

∑ (T / T ) n t
3

i

NHE = 60.c.

∑ (T / T )
i

NFE = 60.c.

max

max

i i

mF

(6.7)[1]

ni t i

(6.8)[1]

Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn 21
Sinh viên thực hiện :

21


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng.

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; nI = 914,286 vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; nII = 261,225 vòng/phút
⇒ NHE1 = 60. 1. 914,286. 24000
=539629882,9
NHE2 = 60. 1. 261,225 . 24000. [(1)3.0,25 + (0,7)3. 0,375+
=154180219,5
NFE1 = 60. 1. 914,286. 24000[(1)6.0,25 + (0,7)6. 0,375+
= 392370828,9
NFE2 = 60. 1. 261,225. 24000. [(1)6.0,25 + (0,7)6. 0,375+]
= 6269417,881
Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;
NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2 .
⇒ KHL1 = 1 , KHL2 = 1;
KFL1 = 1 , KFL2 = 1.
Theo công thức (6.1a) và (6.2a), ta tính được:
[σH]1 =

550.1
1,1

[σH]2 =

= 500 Mpa;

420.1
1,1

= 381,82Mpa;

[σF]1 =

432.1.1
1,75

= 271,5 MPa;

315.1.1
1,75

[σF]2 =
= 180 Mpa.
Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ
hơn trong hai giá trị tính toán của [σH]1 và [σH]2 .
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

22

22


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

⇒ [σH] =381,82 Mpa.
+ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo
công thức:
[σH]max = 2,8σch

(6.13) [1]t95
[σF]max = 0,8σch
(6.14)
[1]T95
⇒ [σH1]max = 2,8. 450= 1260 Mpa;
[σH2]max = 2,8. 340 = 952Mpa;
[σF1]max = 0,8. 450 = 360 Mpa;
[σF2]max = 0,8. 340 = 272 Mpa.
II. 3. 3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
a. Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền
tiếp xúc. Công thức thiết kế có dạng:
u2 +1

3

T1 K Hβ
(1 − K be ) K be .u.[σ H ] 2

R e = KR
.
(6.52a) T112
Trong đó:
KR = 0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với
truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 Mpa1/3
⇒ KR = 0,5. 100 = 50 Mpa1/3
T1 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T1 = 32377,325 Nmm;
[σH] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] =381,82 Mpa;
KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh côn, và với Kbe- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe =b/Re = 0,25…0,3.

Do ubrc = 3,5> 3, ta chọn Kbe = 0,25
Theo bảng 6. 21- tr 113 K be .u
2 − K be

= = 0,5
Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn KHβ = 1,13
⇒ Re = 50.. = 132,1mm
b. Xác định thông số ăn khớp
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

23

23


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Tính số răng bánh răng nhỏ:
• Đường kính vòng chia ngoài của bánh răng chủ động được xác định
theo độ bền tiếp xúc:
2 Re
u2 +1

hay:
de1 =
⇒
de1 = = 72,58mm

Theo bảng 6. 22 - tr 114 - [1] tập 1, ta có z1p = 17với HB ≤ 350; ta tính z1 theo
công thức:
z1 = 1,6z1p = 1,6. 17= 27,2 (răng). Theo đó, ta chọn z1 = 27
(răng).
• Đường kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng được xác
định theo công thức sau:
dm1 = (1 - 0,5.Kbe)de1
(6.54)T114
d m1
z1

mtm =
(6.55)T114
⇒ dm1 = (1 - 0,5. O,25). 72,58 = 63,51 mm
mtm = =2,35 mm
• Xác định mô đun của bánh răng:
Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức:
mtm
1 − 0,5.K be

mte =
(6.56)
⇒ mte = =2,69 mm
Theo bảng 6. 8 tr - 99 - [1] tập 1, ta chọn mte = 3 mm
Từ mô đun mte tiêu chuẩn, ta tính lại z1 và mtm:
mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 3. (1 - 0,5. 0,25) = 2,6 mm
dm1 = mtm. z1 = 2,6.27 = 70,2(mm),
• Xác định số răng bánh răng lớn z2:
Ta có:
z2 = uI . z1 = 3,5.27= 94,5(răng), ta chọn z2 = 94 răng

• Tính góc côn chia:
Góc côn chia của hai bánh răng được xác định theo công thức:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

24

24


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

δ1
δ2

= arctg
o

 z1

 z2





THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

= arctg = 16o1’

δ1

= 90 - = 90o –1’ = 73o59’
Chiều dài côn ngoài thực:
z12 + z 22

Re = 0,5mte .
= 0,5. 3. = 146,7mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

σH = ZM. ZH. Zε.

2T1 .K H . u 2 + 1
0,85 .b.d m2 1 .u

≤ [σH]

(6.58)

Trong đó:
ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
theo bảng 6. 5 - tr 96 - [1] tập 1, ta tìm được ZM = 274 Mpa1/3;
ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6. 12 –
tr106 - [1] tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: xt = x1 + x2 = 0 ⇒ ZH = 1,76;
Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng
thẳng, do β = 0 ⇒ hệ số trùng khớp dọc: εβ = 0, theo đó:
4 − εα
3

Zε =
(6.36a)T105
Trong đó: εα - Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:

1
1
1,88 − 3,2 +
 z1 z 2



.


εα =
cosβ
(6.38b)T105
εα = +cos0 = 1,73
Thay số vào công thức (2 -32), ta tính được:
Zε = = 0,87
KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
KH = KHβ. KHα. KHv
(6.39)

Giáo viên hướng dẫn : Trần Thế Văn
Sinh viên thực hiện :

25

25