Thiết kế hệ dẫn động băng tải

GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
1

Lời nói đầu



Nước ta hiện nay là một nước đang trong thời kỳ phát triển. Do đó,ngành cơ khí và
chế tạo máy móc đang được nhà nước ta chú ý phát triển.Và chúng ta có thể thấy hầu hết
trong các trường đại hoc,cao đẳng và các trung tâm dạy nghề đều có giảng dạy về ngành
cơ khí.
Thiết Kế Đồ Án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này
không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế
hơn đối với các kiến
thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được
học sau này. Để thực hiện đồ án trên yêu cầu sinh viên phải có sự hiểu biết và áp dụng tất
cả kiến thức những môn học liên quan đã được đào tạo như chi tiết máy,sức bền vật
liệu,dung sai và đo lường.
Đề tài sinh viên được giao là thiết kế
hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh
răng côn răng thẳng và bộ truyền xích. Hệ thống được dẫn động bằng động cơ điện thông
qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải.



Sinh viên : NGUYỄN ANH TÚ

GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
2


Sơ đồ động:


1 : Động cơ
2 : Khớp nối
3 : Hộp giảm tốc bánh răng côn
4 : Bộ truyền xích
5 : Tang và băng tải
6 : Trục I
7 : Trục II
8 : Trục III

1
2
3
4
5
6
7
8
GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
3
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG


1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất tương đương xác định theo công thức : N =
N
ct
η

;
Trong đó :
+Công suất công tác P
ct
:

. 55000.1,2
66
1000 1000
P v
N
ct
== =
KW
Với : v = 1,2 m/s - vận tốc băng tải;
p = 55000 N - lực kéo băng tải;
+ Hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo sơ đồ đề bài thì : η =η
k
.η
2
ôl
.η
brcôn
.η
x
;
η
kn
= 0,99 - hiệu suất khớp nối

η
ol
= 0,99 - hiệu suất một cặp ổ lăn
η
brcôn
= 0,97 - hiệu suất một cặp bánh răng côn
η
x
= 0,93 - hiệu suất bộ truyền xích để hở
η = 0,99. 0,99
2
. 0,97. 0,93 = 0,884

⇒
Công suất tương đương P
tđ
được xác định bằng công thức:

66
74,66
0,884
N
ct
N
η
== =
KW

1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U

sb

U
sb
= u
sbbr
. u
sbx
;
u
sbbr
: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; u
sbbr
= 3
u
sbx
: tỉ số truyền sơ bộ của xích ; u
sbx
= 3

⇒
U
sb
=3.3= 9 ;
+ Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=

60.1000. 60000.1,2
..280
v
D
ππ
=
= 81,85 vg/ph
Trong đó :
v : vận tốc băng tải; v = 1,2 m/s ;
D : đường kính băng tải ; D=280 mm ;

⇒
Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sbđc
:
n
sbđc
= n
lv
. U
sb
= 81,85 . 3 = 736,65 vg/ph ;

1.1.3 Chọn động cơ
Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : N
đc

≥
N
tđ

, n
đc

≈
n
sb



GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
4
Từ kết quả : N
tđ
=74,66 KW ;
n
sb
=736,65 vg/ph ;
Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A280M8Y3 (theo bảng P 1.3/126 [I])
Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A280M8Y3 như sau :
P
đc
= 75 kw ;
n
đc
= 734 vg/ph ;
cos
ϕ
= 0,85 ;
n % = 92,5 ;

Theo bảng P 1.7/242 [I] có:
Đường kính trục động cơ : d
T
=70 mm ;
Khối lượng : m=870 kg;
Kết luận động cơ 4A280M8Y3 có thông số phù hợp với yêu cầu thiết kế.

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
+ Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=
60.1000. 60000.1,2
..280
v
D
ππ
=
= 81,85 vg/ph

U =
734
8,967
81,85
n
dc
n

lv
==


Như đã biết tỷ số truyền chung : U

= u
br
.u
x



Do đó :
+ Chọn u
br
= 3 ⇒ u
x
=
8,967
2,989
2
=


1.3 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1.3.1 Công suất tác dụng lên các trục
+ Trục I : N
1
= P

đc
.
η
kn
.

η
ôl
= 74,25 KW

+ Trục II : N
2
= N
1


.
η
br
.

η
2
ôl
= 71,3 KW
+ Trục III : N
3
= N
2

.
η
x
.

η
ôl
= 65,64 KW

1.3.2 Số vòng quay trên các trục
+ Tốc độ quay của trục I : n
1
= n
đc
= 734 vg/ph

+ Tốc độ quay của trục II : n
2
=
1
1
734
244,66
3
u
n
==
vg/ph

GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
5
Tốc độ quay của trục III : n
3
=
2
2
244,66
2,989
u
n
=
= 81,85 vg/ph



1.4 Mô men xoắn trên các trục
M
đc
=9,55.10
6
.
dc
dc
N
n
=9,55.10
6
.

75
734
= 975817,43 N.mm
Trục I : M
1
=
66
1
1
74,25
9,55.10 . 9,55.10 . 966059,2
734
N
n
==
N.mm
=> Mômen xoắn tính toán M
1
=1,5.966059,2 = 1449089 N.mm
Trục II : M
2
=
66
2
2
71,3
9,55.10 . 9,55.10 . 2783107
244,66
N
n

==
N.mm
=> Mômen xoắn tính toán M
2
= 1,5.2783107 = 4174660 N.mm
Trục III : M
3
=
66
3
3
65,64
9,55.10 . 9,55.10 . 7658668
81,85
N
n
== N.mm

1.5.BẢNG TỔNG KẾT










•

BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG CƠ















Độngcơ I II III
Trục
Thông số

Khớp = 1 U
1
= 3 U
2
= 2,989
Công suất: P(kW) 75 74,25 71,3 65,64
Số v/quay:n(vg/ph) 734 734 244,66 81,85
Mômen: T(N.mm) 1463726 1449089 4174660 7658668

Kiểu đông cơ

Công suất
Kw

Vận tốc quay
Vg/ph

%
η


cos
ϕ
max
dn
T
T

K
dn
T
T


4A280M8Y3


75

734

0,85

92,5

1,9

1,2
GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
6
CHƯƠNG 2: CHỌN KHỚP NỐI

Vì có cấu tạo đơn giản,dễ chế tạo, được sử dụng rộng rãi và cần bù sai lệch trục nên
cần sử dụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động,
cấu tạo đơn giản)
2.1 Môment xoắn truyền qua trục nối
+ Mômen xoắn trên trục I:
T
t
= k.T
1
= 1,5. 1467326 = 2195589 N.mm
≈
2195,589 N.m
Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,5 (tra bảng 16.1/58 [II])
Ta có đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 80 mm.
2.2 Kích thước khớp nối
Tra bảng 16.10a/68 [II] và 16.10b/69 [II], dựa vào mômen xoắn T
t

và đường kính d ta
được kích thước của nối trục vòng đàn hồi :
T = 2000 (N.m) d = 80 (mm) D = 260 (mm)
d
m
= 160 (mm) L = 175 (mm) l = 170 (mm)
d
1
= 140 (mm) D
o
= 200 (mm) Z = 8
n
max
= 2300 (vg/ph) B = 8 B
1
= 70
l
1
= 48 (mm) D
3
= 48 (mm) l
2
= 48 (mm)
d
c
= 24 (mm) d
1
= M16 D
2
= 32mm)

l = 95 (mm) l
1
= 52 (mm) l
2
= 24 (mm)
l
3
= 44 (mm) h = 2

2.3 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi
2.3.1 Kiểm tra về sức bền dập của vòng cao su
+Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi :

dd
0c3
2.k.T
[]
Z.D .d .l
σ= ≤σ

Với : d
c
=24; l
3
=44; D
o
=200; Z = 8; k = 1,5;

⇒
σ≤σ

dd
2.1,5.1467326
= =2,60 [ ] = (2...4)
8.200.24.44

Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập.

2.3.2 Kiểm tra sức bền uốn của chốt
+ Điều kiện sức bền của chốt :

0
uu
3
c0
K.T.l
[]
0,1d .D .Z
σ= ≤σ

l
0
= l
1
+ l
2
/2 = 52 + 24/2 = 64 mm ;

⇒

3

1,5.1467326.64
63,68
0,1.24 .200.8
u
σ
==

u
[]≤σ
= (60
÷
80)
Vậy chốt đủ điều kiện làm việc.




GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
7
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

3.1 Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn
- Bánh nhỏ: thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB= 230…300 có
δ
b
1
= 850 Mpa,

δ
ch
1
= 600 Mpa
- Bánh lớn: thép 40XH tôi cải thiện HB ≥ 241 có
δ
b
2
= 800Mpa,
δ
ch
2
= 580 Mpa

Chu kì làm việc của bánh răng lớn
N
2
= 60.c.n
2
.T = 60.1.244,66.9600=140924160
Trong đó:
c: số lần ăn khớp 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng
n: số vòng quay trong 1 phút
T: tổng thời gian làm việc(tính bằng giờ)
Chu kì làm việc của bánh răng nhỏ
N
1
= u.N
2
= 3.140924160 = 4211222314

Chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc N
0
= 10
7

-

Ta thấy N
1
>N
2
>N
0
do đó hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc k
N
= 1

3.2 Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2/94 [I] với thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn 230…300 HB ta có:

δ
Hlim
= 2HB + 70 ; SH = 1,1

δ
0
Flim
= 1,8 HB ; SH = 1,75

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB

1
= 275 HB
Độ rắn bánh lớn HB
2
= 260 HB
•
Khi đó:
0
lim1H
δ
= 2HB1 + 70 = 2 . 275 + 70 = 620 Mpa
0
lim1F
δ
= 1,8 . 275 = 495 Mpa
0
lim 2H
δ
= 2HB2 + 70 = 2 . 260 + 70 = 590 Mpa
0
lim2F
δ
= 1,8 . 260 = 468 Mpa

Theo 6.5/93 [I] N
H0
= 30
2,4
HB
H

,do đó:
N
H01
= 30 . 275
2,4
= 21454565
N
H02
= 30 . 260
2,4
= 18752418
Với N
HE2
= N
FE2
= N
2
= 140924160

Như vậy theo 6.1a/93 [I], sơ bộ xác định được:
[
δ
H
]
1
=
0
lim1H
δ
. K

HL
/SH = 620 . 1/1,1 = 563,6 Mpa
[
δ
H
]
2
=
0
lim 2H
δ
. K
HL
/SH = 590 . 1/1,1 = 536,3 Mpa



GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
8

Ứng suất quá tải cho phép :
[
δ
F1
]
max
= 0,8
δ
ch1

= 0,8 . 600 = 480 Mpa
[
δ
F2
]
max
= 0,8
δ
ch2
= 0,8 . 580 = 464 Mpa
[
δ
H1
]
max
= 2,8 . 600 = 1680 Mpa
[
δ
H2
]
max
= 2,8 . 580 = 1624 Mpa

Với tỷ số truyền u = 3 nên ta chọn bánh răng côn răng thẳng để thuận lợi cho việc
chế tạo sau này

3.3 Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R
e
Đường kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức 6.52a/112 [I] :
R

e
=
[]
β
+−σ
2
2
3
R1HbebeH
K . u 1. T .K / [(1 K ).K .u. ]
;
Trong đó:
+ K
R
: hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng
thép
K
R
= 0,5.K
d
= 0,5. 100 = 50 MPa
1/3


(do K
d
=100 Mpa
1/3
) ;
+ K

be
: hệ số chiều rộng vành răng ,
K
be
=
e
b
R
= 0,25…0,3 ,do u = 3 = 3 → K
be
= 0,529 ;
+ K
Hβ
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng côn. Theo bảng 6.21 , với:
với ổ đũa, sơ đồ I HB<350→ ta được : K
Hβ
= 1,13 ;
+ T
1
= 1449089 Mpa - mômen xoắn trên trục bánh chủ động ;
+ [σ
H
]

= 536,3 Mpa ;

Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ
e
R

là:

()
=+ =
−
2
3
e
2
1449089.1,13
R50.31. 329,33(mm)
1 0,3 .0,3.3.536,3

•

Đường kính chia ngoài sơ bộ
e1
d
của bánh răng côn chủ động là :

== =
++
e
e1
22
1
2.R 2.329,33
d208,4(mm)
u1 31

3.4 Xác định các thông số ăn khớp
+ Số răng bánh nhỏ Z
1
:
Từ
e1
d
= 208,4 mm và tỉ số truyền u
1
= 3 ,tra bảng 6.22/114 [I] ,ta có :z
1p
=27 ;
Với: HB
1
< 350
⇒
Z
1
= 1,6.z
1p
= 1,6.27 = 43,2

⇒
chọn

Z
1
= 43 răng
dựa vào bảng 6.20/112 [I], chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng :

x
1
= 0,4 ; x
2
= -0,4 ;
+ Đường kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ :
GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
9

=
m1 be e1
d (1- 0,5.K ).d = (1- 0,5.0,3).208,4 = 177,14 (mm)


=
tm m1 1
m d /Z = 177,14/43 = 4,12 (mm)

+ Mô đun vòng ngoài

m
te
:
Theo 6.56/115 [I] :

=
te tm be
m m /(1 - 0,5.K ) = 4,12/(1 - 0,5.0,3) = 5 (mm)

Theo bảng 6.8/99 [I] , lấy theo trị số tiêu chuẩn:
m
te
= 5 mm
Do đó :
Mô đun trung bình tính lại là:
m
tm
= m
te
.(1 – 0,5.K
be
) = 5.(1- 0,5.0,3) = 4,25 (mm)
Số răng bánh nhỏ bánh nhỏ tính lại là:
Z
1
=d
m1
/m
tm
= 177,14/4,25 = 41,68 (răng)
Ö
Lấy Z
1
= 42 răng
Đường kính trung bình của bánh răng nhỏ:
dm
1
= Z
1

. m
tm
= 42. 4,25 = 178,5 (mm)
Đường kính chia ngoài bánh nhỏ d
e1
:
d
e1
= m
te
.Z
1
= 5.42 = 210 (mm)
+ Số răng bánh lớn Z
2
:
Z
2
= u
1
.Z
1
= 3. 42 = 126
⇒
Z
2
= 126 răng
Tỷ số truyền thực là : u
m
= Z

2
/Z
1
= 126/42 = 3
+ Góc côn chia δ :
δ
1
= arctg(Z
1
/Z
2
) = arctg(42/126) = 18,43
0

δ
2
= 90 - δ
1
= 71,57
0

+ Chiều dài côn ngoài R
e
:

22 2 2
ete12
R = 0,5.m . Z + Z = 0,5.5. 42 + 126 = 332 (mm)

+ Đường kính chia ngoài của bánh răng côn lớn d

e2
:
d
e2
= Z
2
.m
te
= 126 . 5 = 630 (mm)
+ Chiều rộng vành răng b :
b = R
e
. K
be
= 332 . 0,3 = 99,6 (mm)
3.5 Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn
3.5.1 Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.58/115 [I] :

2
1H m
HMH H
2
m1
2.T K u 1
Z .Z .Z . [ ]
0,85.b.d u
ε
+
σ= ≤σ

(1)
Trong đó :

+ Z
M
: hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, vật liệu thép-thép , tra bảng
6.5/96 [I], ta có : Z
M
=274 MPa
1/3
+ Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12/106 [I] ;
ta có : Z
H
=1,76 (với β=0 và x
1
+ x
2
=0 );
+ Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Theo 6.59a/115 [I] , bánh răng côn thẳng :
GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
10

εα
−ε − Z = (4 ) / 3 = (4 1,778)/3 = 0,86

trong đó theo 6.60/115 [I] có (do
0β =
)
ε
α
= 1,88 – 3,2.(1/Z
1
+ 1/Z
2
) = 1,88 – 3,2(1/42 + 1/126) = 1,778
+ K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ;

Theo 6.61/116 [I] : K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hν

Với :
K
Hβ
: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng ; tra
bảng 6.21/113 [I], ta được : K
Hβ

=1,13 ;
K
Hα
: hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp;
bánh răng côn thẳng K
Hα
= 1;
K
HV
: hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp ;
K
HV
=1 + ν
H
.b.d
m1
/(2.T
1
. K
Hβ
. K
Hα
) ;
Trong đó :
Vận tốc vòng :
v = π.d
m1
.n
1
/60.1000

= 3,14.178,5.734/60.1000 = 6,86 (m/s)
Theo bảng 6.13/106 [I] dùng cấp chính xác 7 .
Theo bảng 6.15/107 [I] δ
H
=0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ),
Theo bảng 6.16/107 [I] với cấp chính xác 7, tra được g
0
= 53 ;
Theo công thức 6.64/116 [I], ta có:

νδ +
=+
HHo m1
= .g .v. d (u 1) / u
0,006.53.6,86 178,5.(3 1) / 3 = 33,65

tra bảng 6.17/108 [I] có : ν
H
< ν
max
;
+ b : chiều rộng vành răng ; b = 99,6 (mm) ;
Theo công thức 6.63/116 [I]:
K
Hν
=1+ν
H
.b.d
m1

/(2.T
1
.K
Hβ
.K
Hα
)
= 1 + 33,65. 99,6. 178,5/(2.1449089.1,13.1) = 0,18 ;
Do đó : K
H
= 1,13. 1. 0,18 = 0,2
Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có :

+
σ= =
2
H
2
2. 1449089. 0,2. 3 1
274.1,76.0,86. 197,3 (MPa)
0,85. 99,6. 178,5 . 3

+ Tính chính xác ứng suất cho phép
[ ]
H
σ


[]
()

HHlimHRVxHHL
S.Z.Z.K.K
°
σ=σ
hay
[]
'
HHRVxH
.Z .Z .K
⎡⎤
σ=σ
⎣⎦

Do: v = 6,86 m/s nên : Z
v
= 0,85 . 6,86
0,1
= 1,02;
Z
R
= 0,95
d
a
< 700 mm nên : K
XH
= 1

⇒
[σ
H

] = 536,3. 1,02. 0,95. 1 = 519,6 (MPa) ;
Ta có: σ
H
< [σ
H
]
⇒
đủ bền .

⇒
đủ bền .
Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc

GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
11



3.5.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo công thức 6.65/116 [I] :

εβ
σ= ≤σ
1F F1
F1 F1
tm m1
2.T K .Y .Y .Y
[]

0,85.b.m .d

trong đó :
+ T
1
= 1449089 Nmm : mômem xoắn trên trục chủ động ;
+ m
tm
= 4,25 mm : môđun pháp trung bình ;
+ b = 99,6 mm : chiều rộng vành răng ;
+d
m1
= 178,5 mm : đường kính trung bình của bánh chủ động ;
+Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y
β
=1(do răng thẳng) ;
+với ε
α
=1,778 → Y
ε
=1/ε
α
= 0,56 ;
+Y
F1
: hệ số dạng răng, tra bảng 6.18/109 [I] ta có :
Y
F1

=3,7 ; Y
F2
=3,6 (với x
1
= 0,4);
+ K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
;
K
Fβ
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, K
Fβ

=1,25
K
Fα
: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, tra bảng 6.14/107 [I], ta được: K
Fα
= 1
K

FV
: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :
K
Fν
=1+ν
F
.b.d
m1
/(2.T
1
.K
Fβ
K
Fα
)
Theo 6.64/116 [I] :
FF0 m1
.g .v. d (u 1) / uν=δ +

Trong đó : δ
F
= 0,016 bảng 6.15/107 [I]
g
0
= 53 bảng 6.16/107 [I]

⇒

ν= + =
F

0,016.53.6,86. 178,5.(3 1) / 3 89,74


Do đó :
⇒
K
Fv
= 1 + 89,74. 99,6. 178,5/(2. 1449089. 1,25. 1) = 0,44 ;
⇒
K
F
= 1,25. 1. 0,44 = 0,55 ;

⇒

σ= =
F1
2.1449089.0,55.0,56.1.3,7
51,42 (MPa)
0,85.99,6.4,25.178,5
<[σ
F1
] ;
σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/Y

F1
= 51,42.3,6/3,7 = 50 (MPa)<[σ
F2
] ;
Như vậy: điều kiện bền uốn được đảm bảo.

3.5.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48/110 [I] ,với hệ số quá tải : K
qt
= 1,6 :

max max
. 197,3. 1,6 249,6( ) [ ]
HHqt H
KMPa
σσ σ
== = <

Theo (6.49) : σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 51,42. 1,6 = 82,272 (MPa) < [σ
F1
]
max

σ
F2max
= σ
F2
.K
qt
= 50. 1,6 = 80 (MPa) < [σ
F2
]
max

⇒
Thoả mãn điều kiện về quá tải
GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
12



3.6 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 332 mm
Mô đun vòng ngoài m
te
= 5 mm
Chiều rộng vành răng b = 99,6 mm
Tỷ số truyền u
m
= 3

Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng bánh răng Z
1
= 42 răng ; Z
2
= 126 răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,4 ; x
2
= - 0,4
Đường kính chia ngoài d
e1
= 210 mm ; d
e2
= 630 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 221,38 mm ; d
ae2
= 632,52 mm
Góc côn chia δ
1
= 18,43
0
; δ
2
= 71,57
0

Chiều cao răng ngoài h
e
= 11 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 6 mm ; h
ae2
= 4 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= 5 mm ; h
fe2
= 7 mm

3.7 Tính lực ăn khớp

== = =
1
t1 t2
m1
2.T 2.1449089
F F 16236,3 (N)
d178,5

F
r1
= F
a2
= F
t1

.tgα.cosδ
1
= 16236,3.tg20
o
.cos18,43
0
= 5605 (N)
F
a1
= F
r2
= F
t1
.tgα.sinδ
1

= 16236,3.tg20
o
.sin18,43
0
= 1868,3 (N)

GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
13
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

4.1 Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn . Xích ống con lăn có độ
bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp như xích răng. Do đó được dùng phổ
biến .

4.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền
+ Theo bảng 5.4/80 [I],với u
x
= 2,989

⇒
Chọn số răng đĩa nhỏ : Z
1
= 25
+ Do đó số răng đĩa lớn là : Z

2
= u
x
.Z
2
= 2,989. 25 = 74,725

⇒
Chọn số răng đĩa lớn : Z
2
= 75
Z
2
< Z
max
= 120
⇒
thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng
+ Theo công thức 5.3/81 [I] công suất tính toán về mòn bản lề:
P
t
=P.k.k
n.
.k
z
Trong đó :
P : là công suất cần truyền qua bộ truyền xích
k
z
: là hệ số số răng , với Z

1
=25 → k
z
= 25/Z
1
= 1
k
n
: Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở, chọn : n
01
=200vg/ph
→ k
n
=n
01
/n
1
= 200/ 244,66 = 0,817
Theo công thức 5.3/81 [I] và bảng 5.6/82 [I]:
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
. k
đ
.k

c
: tích các hệ số thành phần
Trong đó:
k
0
: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bộ truyền ;
k
0
= 1 (đường nối tâm các đĩa xích làm với phương ngang một góc < 60
o
)
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; k
a
=1 (a = 30..50 p)
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ;
k
đc
= 1 (vị trí trục điều chỉnh được);
k
bt
=1,3 (môi trường làm việc có bụi);
k
đ
: hệ số tải trọng động k
đ
= 1,3 (tải trọng va đập);

k
c
: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 ( làm việc 2 ca);

⇒
k = 1. 1. 1. 1,3. 1 .1,25 = 1,95
Như vậy : P
t
= 71,3. 1,95. 1. 0,817 = 113,59 KW
Vì P
t
> P
max
nên ta phải dùng xích 2 dãy khi đó P
t
= P
t
/k
d
=113,59/1,7= 66,8 KW (Theo
công thức 5.5/83 [I])
Theo bảng 5.5/81 [I],với n
01
= 200 vg/ph , chọn bộ truyền xích hai dãy có bước xích p =
50,8 mm; d
c
= 14,29 mm; B = 45,21 mm ;
thoả mản điều kiện bền mòn: P

t
< [P] = 68,1 kW đồng thời theo bảng 5.8/83 [I]
thoả mãn điều kiện bước xích: p < p
max

+ Khoảng cách trục sơ bộ :
a
sơbộ
= 40. p = 40 .50,8 = 2032 mm





GV hướng dẫn: KS.NGUYỄN QUANG VINH
SV thực hiện: NGUYỄN ANH TÚ
14
Theo công thức 5.12/85 [I] số mắt xích :

()()
()()
+−
=+ +
π
+−
++ =
2
12 21
sobo
2

2
2
ZZ ZZ.p
a
x 2.
p2 4..a
25 75 75 25 .50,8
2032
= 2. 131,58
50,8 2 4.3,14 .2032

Lấy số mắt xích chẵn : x
c
= 132

+ Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13/85 [I]:

() ()
⎡⎤
−
⎛⎞
⎢⎥
⎡⎤
=−++−+−
⎜⎟
⎣⎦
π
⎢⎥
⎝⎠
⎣⎦

2
2
21
c21c21
ZZ
a 0,25.p x 0,5 Z Z X 0,5 Z Z 2.


() ()
⎡ ⎤
−
⎛⎞
⎢ ⎥
⎡⎤
=−++−+−
⎜⎟
⎣⎦
⎢ ⎥
⎝⎠
⎣ ⎦
=
2
2
75 25
0,25.50,8. 132 0,5 75 25 132 0,5 75 25 2.
3,14
2042,80 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lượng
Δa = 0,003. a = 0,003. 2042,8 = 6,128 mm

Vậy : a = 2036 mm


+ Số lần va đập của xích theo công thức 5.14/85 [I]:
i =
==
11
Z .n 25.244,66
3,089
15.x 15.132
< i
max
=15 (bảng 5.9/85 [I])

4.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
thường chịu tải trọng va đập)
Theo công thức 5.15/85 [I] :
s =
dt 0 v
Q
k.F F F++
≥
[s]
Trong đó:
Theo bảng 5.2/78 [I], ta có: Q = 453,6 kN ; q
1
= 19,1 kg ;
Hệ số tải trọng động: k
đ

= 1,7
Vận tốc xích tải : v =
11
Z.p.n
60000
=
25.50,8.244,66
60000
= 5,17 m/s
Lực vòng : F
t
=1000P/v = 1000.71,3/5,17 = 13791,10 N
Lực căng do lực li tâm gây ra F
v
= q.v
2
= 19,1. 5,17
2
= 510,52 N
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81. 6. 19,1. 2,036 = 2288,92 N
(hệ số độ võng: k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang)