ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU BKĐN

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

CHƯƠNG 1:
GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
1.1 Phân tích nhiệm vụ:
 Gồm các yêu cầu sau:

- Xác định yêu cầu kỹ thuật.
- Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế.
- Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
- Tính toán thiết kế các chi tiết (bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc).
- Thiết kế kết cấu,vẽ phác.
- Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết
- Tổng hợp đồ án và thuyết minh.
1.2 Yêu cầu kỹ thuật:
 Các số liệu ban đầu: Tham khảo từ thực tế.

- Lực kéo băng tải:

F = 4500N

- Vận tốc:

V = 1 m/s

- Đường kính tang:

D =350 mm

- Tải trọng thay đổi rung động nhẹ.
- Thời gian phục vụ 5 năm, mỗi ngày làm việc 8h, năm làm việc 300 ngày.

1.3 Lập kế hoạch thực hiện:
 Bảng phân bố kế hoạch thực hiện theo tuần: (Bảng A).

1.4 Xây dựng các phương án thiết kế:
1.4.1 Ý tưởng thiết kế:
a. Động cơ + bộ truyền trong + bộ phận công tác: Bộ truyền trong (kín) thường dùng
hộp giảm tốc.
* Ưu điểm: Các cơ cấu nằm trong nắp hộp được che kín nên tránh được bụi bẩn,hiệu
suất làm việc cao.
* Khuyết điểm: Hộp giảm tốc lớn vì tỉ số truyền chỉ phân phối cho bộ truyền trong.
Nên bố trí cồng kềnh và đắt tiền.
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

1


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

* Nhận xét: Không nên sử dụng bộ truyền trong để làm phương án truyền động.
b. Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác: Bộ truyền ngoài (hở): Dùng bộ
truyền xích hoặc bộ truyền đai, bộ truyền động bánh răng rất ít dùng.
* Nhận xét: Bộ truyền ngoài truyền chuyển động trực tiếp từ động cơ đến bộ phận
công tác nhưng phương án này không phù hợp, bộ truyền ngoài có tuổi thọ kém, tỉ số
truyền bị thay đổi khi quá tải. Không nên dùng bộ truyền ngoài trực tiếp.
c. Phối hợp: Động cơ + bộ truyền ngoài + bộ truyền trong + bộ phận công tác.
Động cơ + bộ truyền trong + bộ truyền ngoài + bộ phận công tác.
* Ưu điểm: Hộp giảm tốc nhỏ gọn vì tỉ số truyền được phân phối đều cho cả bộ
truyền trong và bộ truyền ngoài.

* Nhận xét: Nên chọn phương án này làm phương án thiết kế.
1.4.2 Xây dựng phương án thiết kế:
a. Bộ truyền ngoài:
* Bộ truyền đai:
+ Ưu điểm: Có thể truyền giữa các trục ở khoảng cách xa (> 15m). Tính chất đàn
hồi cao, có thể trượt khi làm việc quá tải. Độ dẻo dai cao, truyền động êm nên làm việc
không gây ồn, thích hợp truyền động lớn. Vận tốc truyền động của đai lớn. Kết cấu đơn
giản, không cần bôi trơn.
+ Khuyết điểm: Phải căng đai trước khi làm việc, kích thước bộ truyền đai lớn. Tỉ số
truyền thay đổi được khi bị trượt đai. Tải trọng tác dụng lên các trục và ổ lớn (từ 2 đến 3
lần bánh răng). Tuổi thọ kém (từ 1000 đến 1500 giờ).
* Bộ truyền xích:
+ Ưu điểm: Không trượt, hiệu suất làm việc cao. Làm việc không phải căng xích,
kích thước nhỏ hơn bộ truyền đai. Truyền động được nhờ sự ăn khớp giữa dây xích và
bánh xích, có thể cùng lúc truyền chuyển động và công suất cho nhiều bánh xích bị dẫn.
Có thể dùng bộ truyền xích để thay đổi tốc độ (tăng hoặc giảm tốc độ). Khả năng tải và
hiệu suất làm việc cao hơn truyền động đai.
+ Khuyết điểm: Bộ truyền xích làm việc ồn và gây tải trọng phụ. Phải kiểm tra hệ
thống bôi trơn thường xiêng. Khi bôi trơn không đảm bảo và môi trường làm việc nhiều

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

2


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

bụi bẩn thì xích nhanh bị hư. Dễ bị mòn bánh xích, răng và bản lề, dễ đức xích khi làm

việc quá tải.
b. Hộp giảm tốc:
* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển:
+ Ưu điểm: Kết cấu hộp giảm tốc đơn giản.
+ Khuyết điểm: Bánh răng bố trí không đều trên các trục nên lực phân bố không
đều. Kích thước hộp giảm tốc lớn.
* Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục:
+ Ưu điểm: Kích thước hộp giảm tốc theo chiều dài nhỏ nên hộp giảm tốc này nhỏ
hơn các loại khác. Làm việc chắc chắn.
+ Khuyết điểm: Hạn chế khả năng chọn phương án vì bố trí chiều ngang rộng.
Kết cấu hộp giảm tốc phức tạp, khó bôi trơn các ổ trong vỏ hộp. Khả năng tải cấp nhanh
chưa dùng hết.
*Hộp giảm tốc cấp chậm phân đôi:
+ Ưu điểm: Tải trọng phân bố đều trên các trục. Sử dụng tối đa khả năng tải hai cặp
bánh răng. Mô men xoắn trên các trục trung gian nhỏ chỉ bằng một nửa mô men xoắn cần
truyền. Tập trung ứng suất ít hơn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp dạng khai triển do
bánh răng và ổ bố trí đối xứng.
+ Khuyết điểm: Cấu tạo hộp giảm tốc phức tạp do bánh răng cấp chậm lớn. Bề rộng
hộp giảm tốc lớn.
* Hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ:
+ Ưu điểm: Truyền động được cho hai trục chéo nhau.Bố trí gọn hơn so với các hộp
giảm tốc khác.
+ Khuyết điểm: Ap lực phân bố không đều trên các răng. Hiệu suất truyền động kém
(so với bộ truyền bánh răng trụ chỉ bằng 0,85). Kích thước bánh răng lớn. Bánh răng côn
khó chế tạo.
1.5 Chọn phương án thiết kế:
* Chọn bộ truyền ngoài: Chọn bộ truyền xích làm phương án thiết kế bộ truyền ngoài.
Vì kết cấu bộ truyền xích có kết cấu nhỏ gọn, vận tốc băng tải nhỏ nhưng lực kéo lớn
thích hợp dùng bộ truyền xích.
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

3


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

* Chọn hộp giảm tốc: Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục làm phương
án thiết kế hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc này mục đính hạn chế về chiều dài.
 Phương án thiết kế: Động cơ + Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục +
Bộ truyền xích + Băng tải.
* Sơ đồ động hệ dẫn động băng tải:

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

4


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

CHƯƠNG 2:
TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
 Các số liệu ban đầu:

- Lực kéo băng tải:

F = 4500 N

- Vận tốc:

v =1 m/s

- Đường kính tang:

D =350 mm

- Tải trọng thay đổi và rung động nhẹ.
- Thời gian phục vụ: 5 năm, mỗi ngày làm 8h, năm làm việc 300 ngày.
2.1 Chọn động cơ:
- Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi P t – công suất trên băng tải,
η

- hiệu suất truyền động, Pct – công suất tính toán cần thiết, thì:

Pct =

Pt
η

(kW)

Trong đó:

Pt =

F .v 4500.1
=

1000 1000

= 4,5 kW

η = η ol4 .η br2 .η x .η k

ηol

η br

ηx
ηk

= 0,99 - hiệu suất ổ lăn được che kín.
= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ răng nghiêng.
= 0,95 - hiệu suất bộ truyền xích được che kín.
= 1 - hiệu suất khớp nối.

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

5


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU
4
2
⇒ η = 0,99 .0,96 .0,95.1

⇒

Pct =

Pt
4,5
=
η 0,84

≈ 0,84

≈ 5,36 kW

- Tỉ số truyền chung sơ bộ isb:
isb = ih.in
ih - Tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ, ih = 8 40. Chọn ih = 9.
in - Tỉ số truyền bộ truyền ngoài, in = 2 6. Chọn in = 3
⇒

isb = 9.3 = 27

- Số vòng quay sơ bộ: nsb = nt. isb
Với nt số vòng quay của tang chủ động:

nt =
⇒

60000.v 60000.1
=
π .D

π .350

≈ 54,57 vòng/phú

nsb = 54,57.27 1473 vòng/phút

- Điều kiện chọn động cơ:

 N dc ≥ N ct

ndc ≈ nsb

Tra phụ lục bảng 2P - Trang 322 - Tài liệu Thiết kế chi tiết máy (TK-CTM) – Nguyễn
Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm - NXB Giáo Dục.
⇒

Chọn động cơ AO2-42-4 với Ndc = 5,5 kW và ndc = 1450 vòng/phút,

- Điều kiện mở máy:
Tmm M m
1, 4T
≤
T
M dm ⇒ T ≤

1,5 (Thỏa mản).

- Điều kiện quá tải:
Tqt
T

≤

M max
M dm ⇒

1,4

≤

2,0 (Thỏa mản).

2.2 Phân phối tỉ số truyền:

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

6


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

- Tỉ số truyền chung của hệ: i =

ndc
nlv

1450
≈ 26, 57

54,57

=

- Công suất làm việc trên các trục:
PIV = Nt = 4,5 kW
PIII =

kW

PIII
4,78
=
≈ 5, 08
η ol .ηbr 0,992.0,96

PII =

PI =

Pt
4,5
=
≈ 4,78
ηol .η x 0,99.0,95

2

kW

PII
5, 08
=
≈ 5,36
ηol .ηbr .η k 0,99.0,96.1

kW

- Vì hộp giảm tốc đồng trục: i1 = i2 =

ih

=

9

=3

Trong đó: i1, i2 là tỉ số truyền của 2 cặp bánh răng cấp nhanh và cấp chậm.
- Số vòng quay các trục:
nI = ndc = 1450

nII =

nIII =

nIV =

nI 1450
=

i1
3

vòng/phút

≈ 483,3 vòng/phút

nII 483,3
=
i2
3
nIII 161,1
=
ix
3

≈ 161,1 vòng/phút

≈ 53,7 vòng/phút
Ti = 9,55.106.

- Mô men xoắn động cơ và các trục:
Tdc = 9,55.106.

Pdc
5,5
= 9,55.106
= 36224
ndc
1450

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

Pi
ni

Nmm

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

7


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

TI = 9,55.106.

PI
5,36
= 9,55.106.
= 35302
nI
1450

TII = 9,55.106.

Nmm

PII
5,08

= 9,55.106.
= 100381
nII
483,3

TIII = 9,55.106.

TIV = 9,55.106.

PIII
4, 78
= 9,55.106.
= 283358
nIII
161,1
PIV
4,5
= 9,55.106.
= 800279
nIV
53, 7

Nmm

Nmm

Nmm

Bảng 2.1: Thông số động cơ và các trục.
Trục

Thông số
Công suất P (kW)
Tỉ số truyền i
Số vòng quay n (vòng/phút)
Mô men xoắn T (N.mm)

Động cơ

I

5,5

5,36
1

1450
36224

II
5,08
3

1450
35302

III
4,78
3

483,3

100381

IV
4,5
3

161,1
283358

53,7
800279

CHƯƠNG 3:
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
3.1 Thiết kế bộ truyền xích:
3.1.1 Chọn loại xích tải:
Lực kéo băng tải: F = 4500 N
Vận tốc băng tải: v = 1 m/s
=> Chọn xích ống con lăn 3 dãy. Vì tải trọng nhỏ và vận tốc băng tải bé. Độ bền mỏi
cao, chế tạo ít phức tạp hơn xích răng.
3.1.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

8


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

a. Chọn số răng đĩa xích Z1, Z2 :
Với ix = 3. Tra bảng 6-3 tài liệu TK-CTM ta chọn:
- Số răng đĩa nhỏ: Z1 = 25
- Số răng đĩa lớn: Z2 = ix.Z1 = 3.25 = 75
b. Xác định bước xích t:
- Hệ số điều kiện sử dụng: k = ko.kA.kđc.kđ.kcđ.kb
ko - Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Chọn góc giữa đường nối hai tâm đĩa xích
với phương ngang nhỏ hơn 600

⇒

k0 = 1

⇒
÷
kA - Hệ số khoảng cách trục. Chọn A= (30 50)t
kA = 1

kđc - Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích. Nếu có thể điều chỉnh bằng
một trong các đĩa xích.

⇒

kđc = 1

kđ - Hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài. Tải trọng va đập.

⇒

kđ = 1,2

kc - Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền. Nếu băng tải làm việc hai ca. k c
=1,25
kb - Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn. Môi trường có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu

⇒

kb=1,3
⇒

k = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
Ptt =

- Công suất tính toán:

P.k .kn .k z
≤ [ P]
kd

Trong đó:

kz - Hệ số răng. kz =

Z 01
Z1

=

kn - Hệ số vòng quay. kn =

25
25

=1

n01
n1

Với Z01 và n01 là số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở.
Z01 = 25 (răng) thì ta chọn n01 = 200 (vòng/phút)

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

9


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

n1 = nIII = 161,1 vòng/phút
⇒

kn =

200
161,1

= 1,24

kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng, số dãy xích là 3

⇒

kd = 2,5

P - Công suất cần truyền đi: P = PIII = 4,78 (kW)
⇒

Ptt =

Công suất tính toán:

4, 78.1,95.1, 24.1
2,5

≈ 4,62 kW.

Tra Bảng 6-4 tài liệu TK-CTM với n 01 = 200 vòng/phút chọn bộ truyền xích ống con
lăn 3 dãy mỗi dãy có bước xích t = 19,05 mm thõa điều kiện bền mòn P tt <

[ P]

= 5 kW,

diện tích bản lề S = 105,8.
Với loại xích này tra Bảng 5.2 tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có tải
trọng phá hỏng Q = 108000 N, khối lượng 1 m xích q = 5,8 kg, đường kính chốt d 0 = 5,88
mm.
Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện: với giá trị được tra trong Bảng 6-5 tài liệu

TK-CTM: 161,1 = = 1500 vg/ph (thỏa mản).
c. Chiều rộng xích răng bx:
Tra bảng 6-1 tài liệu TK-CTM với bước xích t = 19.05 mm ta có chiểu rộng xích b x =
18,08 mm.
d. Khoảng cách trục A và số mắt xích X:
÷
- Khoảng cách trục: A = (30 50)t
A thỏa mản điều kiện: Amin ≤ A ≤ Amax
Trong đó:
Amax = 80t = 1524 mm – giới hạn lớn nhất của khoảng cách trục.

Amin =

De1 + De2
2

+(30÷50)mm

Với De1 và De2 là đường kính vòng đỉnh răng của đĩa dẫn và đĩa bị dẫn.
Chọn A = 40t = 40.19,05 = 762 mm
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

10


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

X=

Số mắt xích:

Z1 + Z 2 2 A Z 2 − Z1 2 t
+
+(
)
2
t
2π
A
2

⇔X=

25 + 75 2.762  75 − 25  19, 05
+
+
÷
2
762  2π  762

=131,58

Lấy số mắt xích chẵn X = 132 (số mắt xích phải chẵn), tính khoảng cách trục A*:
Z + Z2
Z + Z2 
t

 Z − Z1 

X − 1
+ X − 1
−8 2

4
2
2 

 2π 

2

A*=

2






2
2
19, 05 
25 + 75
25 + 75 

 75 − 25  

⇔A =

131,58 −
+ 131,58 −
−8
4 
2
2 

 2π  

*

⇔ A*

= 763,02 mm

- Để xích không chịu lực căng quá lớn,cần giảm bớt khoảng cách trục A:
∆A

= 0,004.A = 0,004.763,02 = 3,05 mm

Do vậy: A = A*-

∆A

= 763,02 - 3,05 ≈ 760 mm
u=

- Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây:
Trong đó:
u=

[ u]

số lần va đập cho phép, tra bảng 6-7 ta có

25.161,1
≤ [u]
⇔ u = 2,03 ≤ [u] = 35
15.132

[ u]

4v Z1n1
=
≤ [u]
L 15 X

= 35 lần/s

(thỏa mản).

e. Các thông số về biên dạng:
- Đường kính vòng chia của đĩa xích.

+ Dĩa dẫn: dc1 =

t
180o
sin
Z1

=

19,05
180o
sin
25

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

= 152 mm

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

11


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

+ Đĩa bị dẫn: dc2 =

t
180o
sin
Z2

=

t
180o

sin
75

= 454,92 mm

- Đường kính vòng đỉnh răng:
+ Dĩa dẫn:

da1 =

1
1
180o 
180o 
t  + cot g
÷ 19,05  + cot g
÷
2
Z
25 
2

1 
=

= 160,32 mm

+ Dĩa bị dẫn:

da2 =

1
1
180o 
180o 
t  + cot g
÷ 19,05  + cot g
÷
2
Z
75 
2

2 
=

= 464,04 mm

- Bán kính đáy: r = 0,05025dI + 0,05 = 0,502.11,91 + 0,05 = 6,03 mm
Tra Bảng 5.2[1] tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có:
dI = 11,91 mm.
- Đường kính vòng đáy răng:
+ Dĩa dẫn:
df1 = dc1 – 2.r = 152 - 2.6,03 = 139,94 mm
+ Dĩa bị dẫn:
df2 = dc2 – 2.r = 454,92 - 2.6,03 = 442,86 mm
e. Lực R tác dụng lên trục:

6.107.k t .P 6.107.1,15.4,78
FR ≈ k t P =

Ztn1
25.19,05.161,1
=

≈ 4298,8 N ≈ 4,3 kN

kt =1,15 hệ số trọng lượng xích khi bộ truyền xích nằm ngang.
3.1.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:
a. Tính toán độ bền mòn.
- Để đảm bảo cho xích làm việc ổn định, không bị mòn quá 1 giá trị cho phép trước thời
hạn quy định, áp suất sinh ra trong bản lề con lăn phải thỏa mản điều kiện:

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

12


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

po =

p0 =

4298,8.1,95
≈ 26,4
3.105,8

FR .k

≤ [po ]
3S

N/mm2

26,4 = p0 < [p0] = 30
Trị số áp suất cho phép [p0] được tra trong bảng 6-6 tài liệu TK-CTM
b. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn:
s = Q/(kt .Ft + F0 +Fv)

≥ [ s]

Trong đó:
Q tải trọng phá hỏng, Q = 108000 N
Khối lượng 1 mét xích: q = 5,8 kg
kt = 1,7 hệ số tải trọng ứng chế độ làm việc nặng
+ Vận tốc trung bình của xích:
v = Z1.p.n1/60000 = Z1.t.nIII/60000 = 25.19,05.161,1/60000 ≈ 1,28 m/s
+ Lực vòng.
Ft = 1000P/(kd.v) =1000.PIII/2,5.v =1000.4,78/2,5.1,28 ≈ 1494 N
+ Lực căng ban đầu.
F0 = 9,81.kf.q.A = 9,81.6.5,8.0,762 ≈ 260,1 N
kf = 6 bộ truyền nghiêng 1 góc < 400
+ Lực căng do lực ly tâm sinh ra
Fv = q.v2 = 5,8.0,7622 = 3,4 N
Do đó: s = 108000/(1,7.1494 + 206,1 + 3,4) = 39,3
Tra bảng 7.6 tài liệu “ Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy” – Trịnh Chất với n = 200
vòng/phút thì
Vậy s >

[ s]

[ s]

= 8,2

nên bộ truyền xích bảo đảm đủ bền.

c. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

13


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

σH1 = 0,47. k r .(Ft .K d + Fvd ).E / (A.k d ) ≤ [ σH ]
Trong đó:

[σ H ]

ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11[1]

[σ H ]

= 600 Mpa

E = 2,1.105 Mpa
A = 106 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn.
kd = 2,5 dùng cho xích 3 dãy, hệ số tải trọng không đều.
Z1 = 25

⇒

kr = 0,42. Hệ số kể đến ảnh hưởng của đĩa xích

Fvd - Lực va đập trên 1 dãy xích
Fvd = 13.10-7.n1.t3.m = 13.10-7.161,1.19,053.3 = 4,34
Kd = 1,2. Hệ số tải trọng động.
⇒ σ H 1 = 0,47. 0,42.(1494.1, 2 + 4,34).2,1.10 / (106.2,5)
5

⇒ σ H1

Và

σ H1

= 363,4 Mpa
=

σ H2

Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất tiếp cho phép

[σ H ]

= 600 MPa và đạt độ rắn

HB210, bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng hai đĩa.
3.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng.
3.2.1 Chọn vật liệu.
- Từ các thông số ban đầu thống nhất hai cấp bánh răng chọn cùng vật liệu:
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 241...285 (chọn HB260), tra bảng
6.1[1] ta có

σb1

= 850MPa,

σch1

= 580MPa.

Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 241...285 (chọn HB255), tra bảng
6.1[1] ta có

σb2

= 850MPa,

σch 2

= 580MPa.

3.2.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

14


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
[σH] = (σ0Hlim/ SH).ZR.ZV.KxH.KHL

(3.1)

[σF] = (σ0Flim/ SF).YR.YS.KXF.KFC.KFL

(3.2)

Trong đó:
ZR – Hệ số xét đến độ nhám bề mặt làm việc. Chọn ZR = 1
ZV – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Chọn ZV = 1
KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn KxH = 1
YR – Hệ số xét đến độ nhám mặt lượn chân răng. Chọn YR = 1
YS – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. Chọn YS = 1
KXF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn KXF = 1
KFC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Chọn K FC = 1 (tải 1 phía, bộ truyền quay 1
chiều)
σ0Hlim – Ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kỳ cơ sở.
σ 0Flim – Ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở.

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ
Lúc này các công thức (3.1), (3.2) trở thành:
[σH] = σ0Hlim.KHL / SH

(3.3)

[σF] = σ0Flim.KFL / SF

(3.4)

- Tra bảng 6.2[1] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350
σ 0Hlim = 2HB + 70 (Mpa); SH =1,1; σ 0Flim =1,8HB (Mpa); SF =1,75
- Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
+ Bánh răng nhỏ: σ 0HLim1 = 2.260 + 70 = 590 MPa.
σ 0FLim1 = 1,8.260 = 468 MPa.
+ Bánh răng lớn: σ 0HLim2 = 2.255 + 70 = 580 MPa.
σ 0FLim2 = 1,8.255 = 459 Mpa.
- Hệ số tuổi thọ xác định theo công thức:

K HL = mH N HO / N HE

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

(3.5)
GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

15

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

K FL = mF N FO / N FE

(3.6)

Trong đó:
mH, mF - Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, mH = mF = 6 khi HB < 350
NHO - Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30.HHB2,4
NHO1 = 30.(260)2,4 = 1,875.107
NHO2 = 30.(255)2.4 = 1,790.107
NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất uốn: NFO = 4.106
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
- Với tải trọng thay đổi liên tục ta quy về 1 trong 5 chế độ chịu tải. Ta chọn chế độ chịu
tải đó là chế độ I - Chịu tải nặng. Lúc này chu kỳ tương đương xác định theo công thức:
NHE = KHENΣ

(3.7)

NFE = KFENΣ

(3.8)

Trong đó:
KHE, KFE – Hệ số quy đổi tra bảng 6.4 [1] ta được KHE = 0,5 ; KFE = 0,3
NΣ - Tổng số chu kỳ chịu tải. NΣ = 60c

∑nt

i i

Với:
ni, ti – Lần lượt là số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng
đang xét.
c – Số lần tiếp xúc trong một vòng quay, c = 1
tΣ – Tổng số thời gian làm việc, tΣ = 8.300.5 = 12000 giờ
- Tổng số chu kỳ chịu tải của cặp bánh răng:
NΣ1 = 60.1.1450.12000 = 1,044.109

(3.9)

NΣ2 = 60.1.483,3.12000 = 3,480.108

(3.10)

- Số chu kỳ thay đổi ứng suât tương đương của cặp bánh răng: Thế (3.9), (3.10) vào
(3.7), (3.8) ta được:
NHE1 = KHENΣ1 = 0,5.1,044.109 = 5,22.108
NFE1 = KFENΣ1 = 0,3.1,044.109 = 3,132.108

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

16


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

NHE2 = KHENΣ2 = 0,5.3,480.108 = 1,74.108

NFE2 = KFENΣ2 = 0,3.3,480.108 = 1,044.108
Do NHE1, NHE2 > NHO1, NHO2 nên ta lấy NHE1 = NHO1 = 1,875.107 ; NHE2 = NHO2 =1,790.107
NFE1, NFE2 > NFO nên ta lấy NFE1 = NFE2 = NFO = 4.106
- Hệ số tuổi thọ của cặp bánh răng:

K HL1 = mH N HO / N HE1
K FL1 = mF N FO / N FE1
K HL2 = mH N HO / N HE2
K FL2 = m F N FO / N FE 2

=1
=1
=1
=1

- Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép của cặp bánh răng:
[σH1]’ = σ0Hlim1.KHL1 / SH = 590.1/1,1 = 536,4 MPa
[σF1]’ = σ0Flim1.KFL1 / SF = 468.1/1,75 = 267,4 MPa
[σH2]’ = σ0Hlim2.KHL2 / SH = 580.1/1,1 = 527,3 MPa
[σF2]’ = σ0Flim2.KFL2 / SF = 459.1/1,75 = 262,3 MPa
1
2

=> Bánh răng trụ răng nghiêng: [σH]’ = .([σH1]+ [σH2] ) = 531,9 Mpa
- Ứng suất quá tải cho phép:
[σH]MAX = 2,8.σch = 2,8.580 = 1624 MPa.
[σF]MAX = 0,8. σch = 0,8.580 = 464 MPa.
3.2.3 Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
3

±

aw1 =Ka.(i1 1)

T1.K Hβ
[σH ]2 .i1.ψ ba

(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

17


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

3

- Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài: aw1 = Ka.(i1+1)
M I = 9,55.106.

+ Mômen xoắn trên trục chủ động.T1 =

T1.K Hβ
[σH ]2 .i1.ψ ba

PI

5,36
= 9,55.106.
= 35302
nI
1450

Nmm

+ Tra bảng 6.5[1] => Ka = 43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại
răng.
+ Tra bảng 6.6[1] => ψ ba = 0,15
ψ bd = 0,5ψ ba(i1+1) = 0,5.0,15.(3 + 1) = 0,3
+ Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 4 ta được K Hβ = 1,02 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
3

=> aw1 = 43.(3 + 1).

35302.1, 02
531,92.3.0,15

≈ 112,9 mm.

Chọn aw1 = 146 mm
b. Xác định thông số ăn khớp:
- Chọn m1 = (0,0 ÷ 0,02)aw2 = (0,01 ÷ 0,02).146 = 1,46 ÷ 2,92 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m1 = 2,5 mm.
- Chọn sơ bộ góc nghiêng:

β

0

= 10 , cos

β

= 0,9848

β

Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2aw2.cos /[m1.(i1+1)] = 28,8

⇒

Chọn Z1 = 29

Số răng bánh lớn: Z2 = i1.Z1 = 3.29 = 87 => Lấy Z2 = 87
- Tính góc
⇒β

β

: cos

β

= [m1.(Z1+Z2)]/ (2.aw1) = [2,5.(29+87)]/(2.146) = 0,9932

= 6,710 = 6042’35”

c. Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền. Ở đây yêu
cầu với độ ổn định và độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng
làm việc của bộ truyền. Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

18


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH = ZMZHZε

2T1.K H .(i1 + 1)
bw1.i1.d w21

Trong đó:
+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] => Z M =
274 Mpa1/3

+ ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH =

2.cos βb
sin 2α tw

βb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tgβb= cos
αt

=

αt
w

αt

.tg

β

, theo TCVN 1065-71 chọn

α

= 200

β
α
= arctg(tg /cos ) = arctg(tg200/cos6,710) = 20,130 góc ăn khớp.

=> tgβb = cos20,130.tg6,710 = 0,11 => βb = 6,30

Do đó: ZH =

2.cos 6,30
sin 2.20,130

= 1,75

+ Zε - Hệ số trùng khớp của bánh răng.

Zε =

1
εα

=

1
1, 75

= 0,76

Trong đó:
β π
εβ - Hệ số trùng khớp dọc với εβ = bw1.sin /( m1)

bw1 =

ψ ba

aw1 = 0,15.146 = 22
π
=> εβ = 22.sin6,710/(2,5. ) = 0,327

+ Hệ số ăn khớp ngang:

=>

εα

= [1,88 – 3,2.(

εα

= [1,88 – 3,2.(

1
1
+
29 87

1
Z1

+

1
Z2

)].cos

β

)].cos6,710 =1,73

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

19


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

+ Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2.aw1/(i1+1) = 2.146/(3+1) = 73 mm

+ Vận tốc vòng: v =

π .d w1.nI
60000

=

π .73.1450
60000

= 5,54 m/s

Tra bảng 6.13[1], cấp chính xác 8 vì bánh răng trụ nghiêng v <10 m/s. Tra bảng
6.14[1] chọn

ν
H

=

δ

K Hα

.g0.v.

= 1,09
aw1
i1

H

δ H - Hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp: Tra bảng 6.15[1] => δ H = 0.002
g0 - Hệ số sai lệch các bước răng bánh 1 và 2: Tra bảng 6.16[1] => g0 = 56

=>

ν
H

= 0,002.56.5,54.

146
3

= 4,33

+ Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về

tiếp xúc: Tra bảng 6.7[1] => KHβ = 1.045

+ Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: KHV = 1+

=> KHV = 1 +

4, 33.22.73
2.35302.1, 045.1, 09

= 1,086

+ Hệ số khi tính tải trọng tiếp xúc: KH =

=> Ứng suất tiếp xúc: σH = ZM.ZH. Zε.

=> σH = 274.1,75.0,76.

ν H .bw1.d w1
2.T1.K H β .K Hα

K Hβ .K HV .K Hα

2.T1.K H .(i1 + 1)
(bw1.i1.d w21 )

2.35302.1, 237.(3 + 1)
22.3.732

= 1,045.1,086.1,09 = 1,237

≤ [σH]

= 364 MPa

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = [σH]’.ZV.ZR.KxH

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

20


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

Với v = 5,54 m/s cấp chính xác động học là 8, cấp chính xác tiếp xúc là 8, chọn R a =
2.5 độ nhám của bề mặt làm việc, ta có hệ số ảnh hưởng đến bề mặt làm việc Z R = 0,95 và
da < 700 mm nên KxH = 1.
Khi HB < 350 thì Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.5,540,1 = 1,01: Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc
vòng.
=> [σH] = 531,9.1,01.0,95.1 = 510,4 MPa
Như vậy σH < [σH], cơ cấu đủ bền
Chọn bw1 = 22 mm
d. Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Để đảm bảo uốn cho răng. Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giá trị
cho phép.
=

σF1

σF2 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1.d w1.m1

σ F 1.YF 2
YF 1

≤ [σF1]

≤ [σF2]

Trong đó:
Yε - Hệ số trùng khớp của răng: Yε = 1/εα = 1/1,73 = 0,58
Yβ - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ = 1 -

β

0

/140 = 1 – 6,710/140 = 0,952

KF - Hệ số tải trọng khi tính uốn. KF = KFβ.KFα.KFv
+ KFβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra
bảng 6.7[1]: KFβ = 1,045
+ KFα - Hệ số sự phân bố không đều tải trọng bánh răng nghiêng, cấp chính xác động
học là 8. Tra bảng 6.14[1] => KFα = 1,27
+ KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1+

ν F .bw1.d w1
2.T1.K F β .K Fα

Với

νF = δF.go.v

aw1
i1

Bảng 6.15[1]: δF = 0,006và bảng 6.16[1]: go= 56

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

21


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

⇒ νF = 0,006.56.5,54.

⇒ KFv = 1 +

146
3

= 12,99

12,99.22.73
2.35302.1, 045.1, 27

= 1,22

Do đó: KF = 1,045.1,27.1,22 = 1,62
YF1,YF2 - Lần lượt hệ số dạng răng bánh 1 và 2.
Số răng tương đương: ZV1 = Z1/cos3
Zv2 = Z2 /cos3

β

β

= 29/cos36,710 = 29,6

= 87/cos36,710 = 88,81

Hệ số dịch chỉnh x = 0. Tra bảng 6.18[1]: YF1 = 3,8; YF2 = 3,6
Do đó:
σ F1 =

σ F2

=

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1.d w1.m1

σ F 1.YF 2
YF 1

= 59,8.

=
3, 6
3,8

2.35302.1, 62.0,58.0,952.3,8
22.73.2,5

= 59,8 MPa

= 56,7 MPa

- Ứng suất uốn cho phép của bánh răng 1 và 2:
[σF1] = [σF1]’.YR.YS.KxF
[σF2] = [σF2]’.YR.YS.KxF
Trong đó:
YS - Hệ số độ nhạy vật liệu đối với tập trung ứng suất. Y S=1,08 - 0,0695.lnm1 =
1,016
YR - Hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng. YR = 1
KxF - Hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn, do da < 400 mm nên KxF = 1
Do đó:
[σF1] = 267,4.1.1,016.1 = 271,7 MPa
[σF2] = 262,3.1.1,016.1 = 266,5 MPa
Ta có:
59,8 MPa = σF1 < [σF1] = 271,7 Mpa
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

22


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

56,7 MPa = σF2 < [σF2] = 266,5 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm độ bền uốn.
e. Kiểm nghiệm quá tải:
Khi mở máy hay hãm … bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm quá tải
để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt, ứng suất cực đại σMax không vượt quá
một giá trị cho phép:
- Hệ số quá tải: Kqt = Tmax/T = 2 (giả thiết)
T: momen xoắn danh nghia
Tmax: momen xoắn quá tải
- Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì: σHmax = σH
σHmax = σH

K qt

= 494.

2

K qt

< [σH]max

= 698,6 Mpa

[σH]max = 2,8.σch1 = 1624 Mpa
=> σHmax < [σH]max
- Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tỉnh bề mặt lượn chân răng.Ứng suất cực đại:
σFmax = σF.Kqt < [σF]max
σF1max = σF1.Kqt = 59,8.2 = 119,6 Mpa
σF2max = σF2.Kqt = 56,7.2 = 113,4 Mpa
[σF]MAX = 0,8. σch = 0,8.580 = 464 MPa.
=>[σF1]max > σF1max
[σF2]max > σF2max
=>Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép.
g. Các thông số của bộ truyền bộ truyền cấp chậm:
- Khoảng cách trục: aw2 = 146 mm
- Tỷ số truyền: i1 = 3
- Môđun: m1 = 2,5
- Góc nghiêng:

β

= 6,710

- Chiều rộng vành răng: bw1 = 22 mm.
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

23

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

- Số răng bánh răng: Z1 = 29 ; Z2 = 87.
- Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 mm.
- Đường kính vòng chia:

d1 = dw1 = 73 mm;

d2 = dw2 = 219 mm.

- Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 2(1 + x1 - Δy).m1
da2 = d2 + 2(1 + x2 - Δy).m1

Hệ số dịch tâm y và ky: y = aw1/m1 - 0,5(Z1 + Z2) = 146/2,5 – 0,5(29+87) = 0,4
ky = 1000y/Zt = 1000.0,4/128 = 3,125
Tra bảng 6.10a[1] ta được: kx = 0,064
Δy = kx.Zt/1000 = 0,064.(29+87)/1000 = 0,0074
=> da1 = 73 + 2.( 1+ 0 – 0,0074).2,5 = 78 mm.
da2 = 219 + 2.( 1 + 0 – 0,0074).2,5 = 224 mm
- Đường kính đáy răng: df1 = d1 – (2,5 – 2x1)m1 = 73 – (2,5 – 2.0).2,5 = 66,8 mm
df2 = d2 – (2,5 – 2x2)m1 = 219 – (2,5 – 2.0).2,5 = 212,8 mm
- Đường kính vòng cơ sở bánh: db1 = d1.cosα = 73.cos200 = 68,6 mm
db2 = d2.cosα = 219.cos200 = 205,8 mm
3.2.4 Tính toán cặp bánh răng cấp chậm:
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
3

±

aw2=Ka.(i2 1)

T2 .K H β
[σ H ]'2 .i2 .ψ ba

(+): ứng với tiếp xúc ngoài
(-): Ứng với tiếp xúc trong
3

- Bánh răng trụ răng nghiêng ăn khớp ngoài: aw2 = Ka.(i2+1)
M II = 9,55.106.

+ Mômen xoắn trên trục chủ động. T2 =

T2 .K H β
[σ H ]'2 .i2 .ψ ba

PII
5, 08
= 9,55.106.
= 100381
nII
483,3

Nmm

+ Tra bảng 6.5[1] => Ka = 43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại
răng.

SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

24


ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI CHỞ NGUYÊN LIỆU

+ Tra bảng 6.6[1] => ψ ba = 0,2
ψ bd = 0,5ψ ba(i2+1) = 0,5.0,2.(3 + 1) = 0,4
+ Tra bảng 6.7[1] theo sơ đồ 5 ta được K Hβ = 1,02 Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc.
3

=> aw2 = 43.(3 + 1).

100381.1, 02
531,9 2.3.0, 2

≈ 145,3 mm.

Chọn aw2 = 146 mm
b. Xác định thông số ăn khớp:
- Chọn m2 = (0,0 ÷ 0,02)aw2 = (0,01 ÷ 0,02).146 = 1,46 ÷ 2,92 mm
Theo bảng 6.8[1] chọn m2 = 2,25 mm.
- Chọn sơ bộ góc nghiêng:

β

= 100, cos

β

= 0,9848

β

Số răng bánh nhỏ: Z1 = 2aw2.cos /[m2.(i2+1)] = 31,95

⇒

Chọn Z1 = 32

Số răng bánh lớn: Z2 = i1.Z1 = 3.32 = 96 => Lấy Z2 = 96
- Tính góc
⇒β

β

: cos

β

= [m2.(Z1+Z2)]/ (2.aw2) = [2,25.(32+96)]/(2.200) = 0,9863

= 9,490 = 9029’40”

c. Kiểm nghiệm răng độ bền tiếp xúc:
Phép tính kiểm nghiệm nói chung khi đã biết mọi tham số của bộ truyền .Ở đây yêu

cầu với độ ổn định và độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh hưởng đến khả năng
làm việc của bộ truyền. Nhờ vây mà ta có thể thay một vài thông số nếu cần thiết.

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH = ZMZHZε

2T2 .K H .(i2 + 1)
bw 2 .i2 .d w2 2

Trong đó:
+ ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] => Z M =
274 Mpa1/3

+ ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH =
SVTH: TRẦN QUỐC SƠN - 11CDT2

2.cos βb
sin 2α tw

GVHD: TH.S ĐỖ THẾ CẦN

25