Thiết kế dẫn động băng tải(xích tải)

Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Mục lục.
trang
Lời nói đầu. 2
PhầnI.Tính động học hệ dẫn động. 3
I.Chọn động cơ. 3
II.Phân phối tỷ số truyền. 5
III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6
dẫn động.
IV.Bảng kết quả. 7
PhầnII.Thiết kế chi tiết. 7
I.Thiết kế bộ truyền. 7
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng. 7
B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 16
C.Thiết kế bộ truyền xích. 22
II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối. 26
A.Chọn khớp nối. 26
B.Thiết kế trục. 27
C.Chọn ổ lăn. 45
PhầnIII.Thiết kế kết cấu. 52
I.Kết cấu vỏ hộp. 52
II.Kết cấu một số chi tiết. 53
III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai. 56
PhầnIV.Tài liệu tham khảo. 59

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
1
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Lời nói đầu
Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh
viên khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách

nhìn tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển như vũ bão. Và là cơ
sở để học nhưng môn như dao cắt, công nghệ…
Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ
hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.
Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời
(khối hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các
máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các
thiết bị của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài,
chuyển vật liệu theo hướng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất
cao và được ứng dụng rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là
một loại máy thường được sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu như :
than đá, cát, sỏi, thóc…
Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền
lực và mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc
thường dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp,
bánh vít – trục vít, bánh răng – trục vít .
ưu nhược điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận
chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai)
với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhưng
băng tải còn có một số hạn chế như: tốc độ vận chuyển không cao, độ
nghiêng băng tải nhỏ(< 24
0
) , không vận chuyển được theo hướng đường
cong.
Để làm quen với việc đó em được giao Thiết kế dẫn động băng
tải(xích tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu
cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây
dựng của bạn bè.Em đã hoàn thành được đồ án được giao.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế
chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.

Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo
và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ em đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Lê Văn Uyển.
Hà Nội , Ngày 9 tháng 4 năm 2007
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
2
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Sinh viên
Đinh Duy Khoẻ
PhẦnI.Tính động học hệ dẫn động.
I.Chọn động cơ.
1.Chọn loại động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,
là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.
Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần được dẫn động.Hệ dẫn động
băng tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ
ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc.
Loại động cơ này có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo
quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhược điểm là hiệu suất và
cos(ϕ) thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc được.
Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

1. Động cơ điện.
. 2. Bộ truyền bánh răng.
3. Bộ truyền trục vít – bánh vít
4. Băng tải.
5. Khớp nối.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
3

Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
2.Tính công suất động cơ.
-Ta có:
.P
t
P
ct
h
β
=
(I.1).
-Mà
4
= . . . . . . . . . .
0 0 0 0
k
tv tv
X X
L L L L
br k br
η η η η η η η η η η η η η
=
(I.2).
Tra bảng 2.3 (trang 19…).ta được

0,99
k
η
=
;

0,99
k
η
=
;
0,98
br
η
=
;
0,93
X
η
=

0,82
tv
η
=
(z
1
=2).
Thay tất cả vào công thức 1.2 ta được

4
0,99.0,98.0,82.0,93.0,99 0,71.
η
= =
-Vì tải trọng là thay đổi ta có:

2
2 2
. /
0 0
1
p
i
t t
i i
p
β
 
 
 
 
 ÷
 ÷
 
 ÷
 
 
 
 
=
∑ ∑

(
)
2
2 2

0
1 2
. . . /
0 1 2 0 1 2
2 2 2
1 1 1
p
p p
t t t t t t
p p p
β
 
 
 
 ÷
 
 ÷
 ÷
 
 
 
= + + + +


( )
2
0 5 0,8 .3 / 0 5 3
β
 
 

 ÷
 
 
 
= + + + +

0,93
β
=
.
-Tính tải trọng ngoài.

. 20000.0,18
3,6
1000 1000
F V
P
t
= = =
-Thay lại công thức (1.1) ta được

3,6
0,93. 4,71( )
0,71
P kw
ct
= =
3.Chọn n
sb
của động cơ.

-Ta có:
.u u u
x
ch h
=
(1.3)
-u
h
là tỉ số truyền của hộp giả tốc bánh răng trục vít:u
h
=45460
-u
x
là tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
=245
Vậy

2.45 90..
min min min
u u u
ch h x
= ==
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
4
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

. 3.60 180.
max
max max

u u u
X
ch h
= = =
-Tốc độ quay của bánh công tác

60000. 60000.0,18
10,75( / )
. 3,14.320
V
n v ph
lv
D
π
= = =
mà
.n u n
Sb ch lv
=

n =90.10,75=967,5(v/ph)
Sbmin
n =180.10.75=1935(v/ph)
Sbmax
Vậy ta chọn n
sb
của động cơ là :n
sb
=1500(v/ph).
*Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lượng của động

cơ không phải làchỉ tiêu được quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn
là mô men mở máy phải lớn .Do đó ta chọn động cơ loại k.Cụ thể tra
bảng (P1.1).Ta chọn động cơ K132M4 có các thông số sau đây:
+Pđc=5,5(KW).
+n
đc
=1445(v/ph).
+η=0,86
+
cos 0,86
ϕ
=
+
2
T
k
T
d
=
+Khối lượng của động cơ m=72(kg).
+tra bảng 1.4 ta được đường kính của động cơ là:D=32mm.
II.Phân phối tỉ số truyền.
-Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí:

.n u n
Sb ch lv
=
(1.4)
Mà
.u u u

x
ch h
=
Chọn sơ bộ u
x
=2,5

134,42
53,77
2,5
u
h
⇒ = =
-Mà
.u u u
tv
h br
=
(1.5)
Để chọn u
br
ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta
chọn C=0,9.Dựa vào u
h
=53,77 gióng lên ta có được u
br
=2,2.Thay lại công
thức (1.5) ta được
53,77
24,44

2,2
u
tv
= =
.Ta chọn
u =25
tv
.Vậy
u =55
h
-Thay công thức(1.4) ta được tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích

134,42
2,44
55
u
x
= =
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
5
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
III.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các
trục của hệ dẫn động.
1.Tính công suất (P).

3,6( )
4
P P kw
t
= =

3,6
4
3,91( )
3
. 0,99.0,93
0
P
P kw
x
l
η η
= = =

3,91
3
4,82( )
2
. 0,99.0,82
0
P
P kw
tv
l
η η
= = =

4,82
2
4,96( )

1
. 0,99.0,98
P
P kw
ol br
η η
= = =
.
2.Tính số vòng quay n.

1445( / ).
1
n n v ph
dc
= =

1445
656,82( / ).
2
2,2
n
dc
n v ph
u
br
= = =

1445
26,27( / ).
3

55
n
dc
n v ph
u
h
= = =

1445
3
10,76( / )
4
2,44
n
n v ph
u
= = =
.
3.Tính mô men xoắn trên các trục (T).
-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n
là:
6
9,55.10 .P
T
n
=
-Trên trục động cơ:

6
9,55.10 .

6
9,55.10 .5,07
33508( . )
1445
P
dc
T N mm
dc
n
dc
= = =
-Trên trục bánh răng 1:

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .4,96
1
32781( )
1
1455
1
P
T kw
n
= = =
-Trên trục 2(bánh răng trục vít).
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
6
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .4,82
2
70082( )
2
656,82
2
P
T kw
n
= = =
-Mô men xoắ trên trục 3.

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,91
1421412( )
3
26,27
P
t
T kw
n
lv
= = =
.

-Mô men trên trục ra (trục 4).

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .3,6
3195167( )
4
10,76
P
t
T kw
n
lv
= = =

IV.Lập bảng tổng kết.
Phần II.Thiết kế chi tiết.
I.Thiết kế bộ truyền.
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1.Chọn vật liệu.
-Vì công suất trên bánh dẫn P=4,96 (KW) không quá lớn.Bộ truyền
không có yêu cầu gì đặc biệt về .vậy theo quan điểm thông nhất hoá và
dựa vào bảng 6.1/91 ta chọn.
+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=2414285,có
ú
b1
=850MPa, ú
ch1
=580MPa.

+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=1924240, ú
b2
=750MPa, ú
ch2
=450MPa.
Thoả mãn điều kiện H
1
≥ H
2
+(10415).
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
7
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
2.Tính các ứng suất cho phép.
2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [ú
H
]và ứng suất tiếp xúc cho
phép [ú
F
].
[ú
H
]= (ú
Hlim
0
/s
H
).Z

R
.Z
V
.k
xH
.K
HL
[ú
F
]=( ú
Flim
0
/s
F
).Y
R
.Y
S
.K
XF
.K
FL
-Trong bước tính thiết kế ta chọn sơ bộ.
Z
R
.Z
V
.k
xH
=1

Y
R
.Y
S
.K
XF
=1
Vậy các công thức trên trở thành.
[ú
H
]= (ú
Hlim
0
/s
H
). K
HL
(II.1)
[ú
F
]=( ú
Flim
0
/s
F
). K
FL
(II.2)
+ú
Hlim

0
, ú
Flim
0
là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ
cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có được
ú
Hlim
0
=2.HB+70 , s
H
=1,1 (II.3)
ú
Flim
0
=1,8.HB , s
F
=1,75 (II.4)
Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245
Ta chọn độ rắn bánh lớn HB
2
=230
Thay lại các công thức (I.3),(I.4) ta được.
ú
Flim1
0
=2.HB
1

+70=2.245+70=560 (MPa)
ú
Flim2
0
=2.HB
2
+70=2.230+70=530 (MPa)
ú
Flim1
0
=1,8.HB
1
=1,8.245=441 (MPa)
ú
Flim2
0
=1,8.HB
2
=1,8.230=414 (MPa)
+ K
HL
, K
FL
hệ số tuổi thọ.
*Ta có số chu kỳ cơ sở N
H0
=30.HB
2,4
→ N
H01

=30. HB
1
2,4
=30.245
2,4
=1,6.10
7
→ N
H02
=30.HB
2
2,4
=30.230
2,4
=1,39.107
Số chu kỳ ứng suất tương đương N
HE
,N
FE
.

3
2
N =60.C . .
HE
i
1
T
i
n t

i i
Tmax
 
 
 
 
∑

3
2 2
=60.C . . .
i
2
1 1
1
T t
i i
n t
i i
Tmax
t
i
 
 
 
 
∑ ∑
∑
ta có c
1

=c
2
=1,n
1
=1445(v/ph),n
2
=656,82(v/ph)
Mà ta có:
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
8
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
( ) ( )
3 3
5 3
7
60.1.656,82.10000. 1 . 0,8 32,2.10 N =1,39.107
2 H02
8 8
N
HE
 
 
 
= + = ≥
→K
HL2
=1.
Mà
7 7
. 2,2.32,2.10 70,84.10 .

1 2 1
N N u
HE HE
= = =


7
1,6.10
1 01
N N
HE H
→ ≥ =

=1.
1
K
HL
→
-Thay toàn bộ lại công thức (I.3).ta có

[ ]
560
509,1 .
1
1,1
MPa
H
σ
 
 

= =

[ ]
530
481,82 .
2
1,1
MPa
H
σ
 
 
= =
Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng
→ [ú
H
]=min[[ú
H1
], [ú
H2
]]=481,82(MPa).
*Tương tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất
uốn của thép C45 là N
F0
=4.10
6
.
N
FE
chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

2
60. . . .
1
mF
T
i
N C n t
i i i
FE
Tmax
 
 
 
 
=
∑
(II.5)
Tra bảng vật liệu 6.4/93.ta được m
F
=6 vậy (I.5)có dạng

2 2
2
1 1
1
60. . . . .
i i
EF i i i
i

T t
N C n t
Tmax
t
 
 ÷
 
 ÷
=
 
 ÷
 
 ÷
 
∑ ∑
∑
Ta có C
1
=C
2
=1,n
1
=1445(v/ph))≥n
2
→N
FE1
≥N
FE2
Mà ta có:

5 3
6 6 6
60.1.656,82.1000. 1 . 0,8 . 285.10 ( )
2
8 8
N MPa
EF
 
 
 
= + =
N
EF2
=185.10
6
≥
NEF0
=4.10
6
. →K
FL2
=1.
N
EF1
≥ N
EF2
=185.10
6
≥N
EF0

=4.10
6
. →K
FL1
=1.
-Thay lại công thức (II.4).Ta có

441
.1 252( ).
1
1,75
414
.1 236,57( )
2
1,75
MPa
F
MPa
F
σ
σ
 
 
 
 
= =
= =
2.2.ứng suất quá tải cho phép.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
9

Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

2,8. 2,8.450 1260( ).
0,8. 0,8.580 464( ).
1
0,8. 0,8.450 360( ).
2
max MPa
H
ch
max MPa
F
ch
max MPa
F
ch
σ σ
σ σ
σ σ
 
 
 
 
 
 
= = =
= = =
= = =
3.Xác định các thông số của bộ truyền.
Tính khoảng cách trục aw.

-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục
a
w
được xác
định như sau.

.
1
a = .( 1).
w
3
2
. .
T K
H
k u
a
u
H
ba
σ ψ
 
 
+
(I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.
+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh
răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94).
+T
1
mô men xoắn trên trục bánh chủ động T

1
=32781[MPa]
+ [ú
H
]=481,82[MPa]
+u=2,2.
+Tra bảng 6.6/95 ta được
0,3.
ba
ψ
=


( )
0,5. 1 0,5.0,3.(2,2 1) 0,48u
bd ba
ψ ψ
→ = + = + =
+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 →k
HB
=1,015.
Thay toàn bộ lại công thức (I.6) được

32781.1,015
a 49,5.(2,2 1). 95,21( )
3
2
481,82 .2,2.0,3
mm
w

= + =
Quy tròn ta lấy
a =100(mm).
w
= a . =100.0,3=30(mm).
ba
b
w w
ψ
→
4.Xác định các thông số ăn khớp.
4.1.xác định mô đun (m).
Ta có
m=(0,014÷0,02). a =(0,014÷0,02).100=14÷2(mm).
w
Tra theo dãy
tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,5 (mm).
4.2.Xác định số răng .
-Bánh răng thẳng β=0.
Có
.( ) .( 1).
2.a
2.100
1 2 1
a = 41,67
1
2. 2 m.(u+1) 1,5.(2,2 1)
m Z Z m u Z
w
Z

w
cos
β
+ +
= → = = =
+
Ta chọn Z
1
=41(răng).
Mà Z
2
=u.Z
1
=2,2.41=90,2.Ta chọn Z
2
=90 răng.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
10
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Khi đó
2,2 2,195
0,23%
2,2
u
u
∆ −
= =
thoả mãn.
4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).
Z

1
=41>30.Nhưng yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách
trục cho trước.
+y là hệ số dịch chỉnh tâm.

1 2
a
100
y= 0,5.( ) 0,5.(41 90) 1,17( ).
m 1,5
w
Z Z mm− + = − + =
+Hệ số
100. 100.1,17
8,93
41 90
y
k
y
Z
t
= = =
+
Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10a→kx=0,568.
Mà
. 0,568.(90 41)
0,074
1000 1000
kx Zt
y

+
∆ = = =
→tổng hệ số dịch chỉnh
x =1,17+0,07=1,24.
t
(mm).
-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.

1,17
0,5. 1,24 990 41). 0,4( )
1
41 90
1,24 0,4 0,84( )
2 1
x mm
x x x mm
t
 
 
 
= − − =
+
= − = − =
5.Kiểm nghiệm răng.
5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
-ứng suất tiếp xúc được tính theo công thức

2. . .( 1)
1
. . .

H
2
. .
w
w1
T k u
H
Z Z Z
M H
b u d
σ ε
+
=
(II.6)
+z
M
hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đươc z
M
=274(MPa)
(1/3)
+z
H
hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với

1,24
1 2
0,01
41 90
1 2
x x

z z
+
= =
+ +
→z
H
=1,68.
+
Z
ε
.Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức (6.36a/103)

( )
4
Z
3
ε
α
ε
−
=
vì
.sin
w
0
.
b
m
β
ε

α
π
 
 ÷
 
= =
Với
1 1
1,88 3,2. 0 1,77.
41 90
o
cos
ε
α
 
 
 
 ÷
 
 
= − + =
Thay lại ta có

4 1,77
0,86.
3
Z
ε
−
= =

+k
H
:Hệ số quá tải
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
11
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

. .K K K K
H H HV
H
α
β
=

Với hệ số
k
H
β
kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng.Tra
bảng 6.7/96 được
k =1,015
H
β
.

k
H
α
hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng

k 1
H
α
→ =


H
k
v
hệ số tả trọng động .

. .
w
w1
1
2,T . .
1
H
H
v b d
K
v
K K
H
H
α
β
= +
Tra bảng 6.15/105 có ọ
H

=0,006.g
0
=56

. .
.62,5.1445
w1 1
4,73( / )
60000 60000
d n
v m s
π
π
= = =
,
a =100(mm).
w
Thay lại ta được

100
0,006.56.4,73. 10,71( / ) 380( / )
2,2
V m s v m s
H
MAX
= = ≤ =

Tra bảng 6.17/106.

10,71.30.62,5

1,015 1,3.
2.32781.1,015.1
K
HV
→ = + =

1,015.1,3.1 1,32.K
H
→ = =

2.32781.1,32.(2,2 1)
274.1,68.0,86. 410,3( ).
2
30.2,2.62,5
MPa
H
σ
+
→ = =
-mặt khác ta lại có:
+Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,Ra=2,541,25(μm) →ZR=0,95.
+Z
V
=0,85.V
0,1
=0,85.4,73
0,1
=0,99.
+Đường kính vòng đỉnh răng da1<da2=m.Z2+2.(1+x2)/m
=1,5.90+2.(1+0,84)/1,5

=138(mm)<700(mm).
→K
XH
=1
→[ú
H
].Z
R
.Z
V
.K
XH
=481,82.0,95.0,99.1=453(MPa)> ú
H
=410,3(MPa).
Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.
5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.
*Bánh răng 1.
Để thoả mãn về độbền uốn thì

2. . . .
1 1
. . .
1 1
. .
w
w1
T K Y Y
F
F

Y Y Y
R XH
F F S
b d m
ε
σ σ
 
 
= ≤
(II.7)
T1=32781(MPa),b
W
=30(mm).d
W1
=62,5(mm).
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
12
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
+
1 1
Y 0,565.
1,77
ε
ε
α
= = =

+Bánh răng thẳng 0
o
β

= →
1.Y
β
=
+Y
F1
:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107→Y
F1
=3,48
+K
F
:hệ số tải trọng uốn.
KF=K
F
β
.
K
Fỏ
.K
FV
K
F
β
=1,04(tra ở bảng 6.7/96).
K
Fỏ
=1(vì bánh răng thẳng).

. .
w

w1
1
2.T . .
1
V b d
F
K
FV
K K
FV
F
β
= +
Mà
0
. . .
0
a
V g v
F F
u
δ
=
Tra bảng6.15và 6.16/105có
0,016, 56, 4,73( / ),a =100.
w
0
g v m s
F
δ

= = =

100
V 0,016.56.4,73. 28,57 380( / ).
F
2,2
V m s
FMAX
→ = = ≤ =

Tra ở 6.17/106)

28,57.30.62,5
1 1,79.
2.32781.1,04.1
K
FV
→ = + =

1,04.1.1,79 1,86.K
F
→ = =
Thay lại (II.7)
2.32781.1,86.0,565.1.3,48
85,25( ).
1
30.62,5.1,5
MPa
F
σ

 
 
→ = =
+Ta lại có [ú
F1
]=252(MPa).
Y
R
=1.
Y
S
=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,5=1,05.
Vì
d =m.Z =1,5.41=61,5(mm)<400(mm) K =1.
XF
a1 1
→
→ [ú
F1
].Y
R
.Y
S
.K
XF
=252.1,05.1.1=265(MPa)> ú
F1
=85,25(MPa).
Vậy điều liện về độ bền uốn được thoả mãn.
*Bánh răng 2.

[ú
F2
]= [ú
F1
].Y
F2
/Y
F1
. Tra bảng 6.18→Y
F2
=3,56.
→[ú
F2
]=85,25.3,56/3,48=87,21(MPa).
Có [ú
F2
]=236,57(MPa)
→ [ú
F2
].Y
R
.Y
S
.K
XF
=236,57.1,05.1.1=148,4(MPa).>ú
F2
=87,21(MPa).
Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 được thoả mãn.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

13
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.
-Đề phòng dạng dư và gẫy răng thì.

= . K .
qt
Hmax H
max
H
σ σ σ
 
 
≤
+Ta có
T
MAX
=410,3(MPa).K = =1,7.
qt
H
T
σ
+Tra ở bảng 6.13/104
=1260(MPa) .
H
MAX
σ
 
 

=410,3. 1,7=535(MPa) =1260(MPa).
max
Hmax H
σ σ
 
 
→ ≤

Thoả mãn.
-Để đề phòng dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thi cần có:

1
2
= .K
qt
Fmax F
1
max
= .K
qt
Fmax F
2
max
F
F
σ σ σ
σ σ σ
 
 
 

 
≤
≤
Ta có
T
max
=85,25(MPa), =87,21(MPa),K = =1,7
qt
F1 F2
T
σ σ
Tra bảng 6.14/105
=446(MPa), =360(MPa) .
F1 F2
max max
σ σ
   
   

85,25.1,7 145( ) =446(MPa).
Fmax
F1
max
MPa
σ σ
 
 
→ = = ≤

87,21.1,7 148,26( ) =360(MPa).

Fmax
F2
max
MPa
σ σ
 
 
= = ≤
*Vậy các điều kiện bền được thoả mãn.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
14
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.
Thông số Kích thước
1.Số răng Z
1
=41
Z
2
=90
2.Khoảng cách trục chia. a=98,5mm.
3.Khoảng cách trục. a
W
=100mm.
4.Đướng kính chia. d
1
=62mm.
d
2
=135mm.

5.Đường kính đỉnh răng d
a1
=66
d
a2
=140
6.Đường kính đáy răng d
f1
=60mm
d
f2
=133
7.Đường kính cơ sở d
b1
=58 mm
d
b2
=127 mm
8.Góc prôfin góc ỏ=20
0
.
9.Góc prôfin răng ỏ
t
=ỏ=20
0
.
10.Góc ăn khớp ỏ
Wt
=22,69
0

.
11.Hệ số trùng khớp ngang ồ
ỏ
=1,4
12.Hệ số dịch chỉnh X
1
=0,4mm
X
2
=0,84mm.
13.Chiều rộmh răng b
W1
=30mm.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
15
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
b
W2
=28mm
14.Tỉ số truyền. u=2,2
15.Góc nghiêng răng
β=0
0
.
16.Mô đun m=1,5mm.
17.
7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

2.
2.32781

1
1049( ).
1 2
62,5
w1
. a
w
0
1
1049. 22,69 382( ).
1 2
cos
. 0( ).
1 2 1
T
F F N
t t
d
F tg
t
F F tg N
r r
F F F tg N
a a t
β
β
= = = =
= = = =
= = =
B.Thiết kế bộ truyền trục vít.

1.Chọn vật liệu.
-Tính sơ bộ vận tốc trượt ntheo công thức 7.1/145

3 3
3
3
8,8.10 . . . 8,8.10 . 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).
1 1
v P u n m s m s
S
− −
= = = ≤
→Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau.
Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.úpmh 10_4_4.TảI trọng là
trung bình →chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn
HRC=45.
2.Xác định ứng suất cho phép.
Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục
vít bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và
ứng suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho
bánh vít.
2.1Ứng suất tiếp xúc cho phép [ú
H
].
-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [ú
H
] được tra theo
bảng 7.2/146.Với vận tốc trượt của trục vít được tính theo công thức
3 3
3

3
8,8.10 . . . 8,8.10 . 4,82.25.656.82 3,28( / ) 5( / ).
1 1
v P u n m s m s
S
− −
= = = ≤
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
16
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
→[ú
H
]=212(MPa).
2.2.Ứng suất uốn cho phép [ú
F
].
-[ú
F
] đươc tính theo theo công thức
[ú
F
]= [ú
F0
].K
FL
+[ú
F0
] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít được tôi,bộ
truyền quay 1 chiều
→[ú

F0
]=0,25.ú
b
+0,08.ú
ch
Vật liệu làm bánh vít là úp AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có
được ú
b
=600(MPa),ú
ch
=200(MPa).
→[ú
F0
]=0,25.600+0,08.200=166(MPa).
+K
FL
hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9/147).

6
10
9
K
FL
N
FE
=
Mà
2 2
9
2 2 2

2 2
60. . . 60. . . .
2 2
2
0 1 1
max max
1
T T
t
i i i
N n t n t
i i
FE
T T
t
i
   
   
   
   
= =
∑ ∑ ∑
∑

5 3
9 9 6
60.26,27.1000. 1 . 0,8 . 10,64.10 .
8 8
N
FE

 
 
 
→ = + =

6
10
9
0,77.
6
10,64.10
K
FL
→ = =
Thay lại công thức ban đầu có
0,77.166 128( ).MPa
F
σ
 
 
= =
-Ứng suất quá tải.
Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên
[ú
H
]
max

=2.úch=2.600=12009MPa).
[ú

F
]
max
=0,8.úch=0,8.600=480(MPa).
3.Tính toán truyền động trục vít về độ bền.
3.1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
-Khoảng cách trục a
W
.

(
)
2
.
170
2
3
a = Z . .
w
2
.
2
T K
H
q
q
Z
H
σ
 

 
 
 
 
 
 
+
(II.8)
+z
2
là số răng bánh vít.Chọn số mối răn trục vít z
1
=2→z
2
=u.z
1
=25.2=50.
Thoả mãn đìêu kiện 28<z
2
=50<80.
+q hệ số đường kính trục vít.Chọn theo điều kiện q≥0,25.z
2
=0,25.50=12,5
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
17
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5.
+T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=14214129(N.mm).
+K
H

hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ K
H
=1,15.

( )
2
170 1421412.1,15
3
a = 50 12,5 . 201,75( ).
w
50. 212 12,5
mm
 
 
 
 
 
 
→ + =
Ta chọn a
W
=200(mm).
-Tính mô đun trục vít.

2.a
2.200
w
6,4.
Z 50 12,5
2

m
q
= = =
+ +
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.Ta chọn m=6,3(mm).
-Hệ số dịch chỉnh.

(
)
a
200 1
w
0,5. . 12,5 50 0,49( ).
2
m 6,3 2
x q Z mm
 
 
= − + = − + =
Thoả mãn -0,7<x<0,7.
3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền được
thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau.

(
)
3
,
.
170

2
2
. . .
a
w
2
Z q
T K
H
H H
Z q
σ σ
 
 
 
 
 ÷
 
 
 ÷
 
 
 
+
= ≤
(II.9)
+Tính chính xác lại [ú
H
].
Ta có

2 2
2 2
. .
6,3.656,82. 2 12,5
1 1
2,74( / ).
19100 19100
m n Z q
v m s
S
+
+
= = =
→chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc có
[ú
H
]=228(MPa).
+Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền.

( )
0,95. .
tg
tg
γ
η
γ ϕ
=
+
Trong đó
2

0
1
8,44 .
2. 12,5 2.0,49
Z
arctg arctg
q x
γ
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
= = =
+ +
Tra ở bảng 7.4 ta có được ử=2,7
0
.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
18
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

0)
(8,44
0,95. 0,72.
0 0
8,44 2,7
tg

tg
η
 
 ÷
 
→ = =
+
+K
H
hệ số tải trọng.

. .K K K
H HV
H
β
=
Trong đó KHβ hệ số phân bố tảI trọng kgông đều.

2
3
2
2
1 . 1 .
max
T
Z
m
K
H
T

β
θ
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
= + −
Tra bảng 7.5 ta có Ө=190.Hệ số biến dạng của trục vít.
T
2m
mô men trung bình.

2 2
2
5 3
2 2
. 1. 0,8. 0,925.
2
8 8
1
max max
1
T T
t
m i i
T T

t
i
= = + =
∑
∑
Thay lại
( )
3
50
1 . 1 0,925 1.
190
K
H
β
 
 ÷
 
= + − =
Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn được cấp chính xác gia công là cấp 8.
Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn được K
HV
=1,2.
→K
H
=1.1,2=1,2.
+Mô men xoắn trên bánh vít là:

,
.0,99. . 70082.0,99.25.0,72 1248070( . ).
2 1

T T u N mm
η
= = =

Thay lại công thức (II.9).
( )
3
50 12,5
170 1248070.1,2
3
. 206( ) 228( ).
50 200 12,5
MPa MPa
H H
σ σ
 
 
 
 
 
 
+
= = ≤ =
Thoả mãn.
3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.
-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng
bánh vít không được vượt quá giá trị cho phép.

,
1,4. . .

2
.
. .
2 1
T Y K
F F
F F
b d m
n
σ σ
 
 
= ≤
+m
n
:mô đun pháp của răng m
n
=m/cosó=6,3/cos8,44
0
=6,379(mm).
+K
F
hệ só tải trọng.K
F
=K
F
β
.
K
FV

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
19
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Mà K
F
β
=K
H
β
=1.K
FV
=K
HV
=1,2→K
F
=1.1,2=1,2.
+d
2
=m.z
2
=6,3.50=315(mm).Đường kính vòng chia bánh vít.
+b
2
chiều rộng vành răng bánh vít.b
2
≥0,75. d
a1
=0,75.m(q+2)=0,75.(6,3.
(12,5+2)=68,5.Chọn d
2

=70(mm).
+Ta có z
V
=z
2
/cos
3
ó=50/cos8,44
0
=51,66.
Dựa vao z
V
tra bảng 7.8/152 ta được Y
F
=1,45.
Thay lại công thức (II.10).Ta được

1,4.1248070.1,45.1,2
21,54( ) 128( ).
70.315.6,37
MPa MPa
F F
σ σ
 
 
= = ≤ =
3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại
không được vượt quá giá trị cho phép.

. .
max
max
K
qt
H H H
σ σ σ
 
 
= ≤
Trong đó [ú
H
]=206(MPa).Kqt=1,7. [ú
H
]
MAX
=1200(MPa).

max
206. 1,7 269( ) 1200( ).MPa MPa
Hmax H
σ σ
 
 
→ = = ≤ =
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít,ứng suất
uốn cực đại không được vượt quá 1 giá trị cho phép.

. .
max

max
K
qt
F F F
σ σ σ
 
 
= ≤
Mà ú
F
=24,829(MPa),Kqt=1,7, [ú
FMAX
]=480(MPa).

24,82.1,7 42,2( ) 480( ).
max
MPa MPa
F
σ
→ = = ≤
3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.
Thông số Kích thước
1.Khoảng cách trục a
W
=200 mm.
2.Hệ số dịch chỉnh bánh vít x
2
=0,49 mm.
3.Đường kính vòng chia d
1

=78,75 mm.
d
2
=315 mm.
4.Đường kính vòng đáy d
f1
=63,63 mm.
d
f2
=306 mm.
5.Đường kính ngoài của bánh vít. d
aM2
=324,5 mm.
6.Chiều rộng bánh vít. b=70 mm.
8.Góc ôm ọ=67,81
0
.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
20
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
9.Tỉ số truyền. u=25
10.Hiệu suất của bộ truyền. ỗ=0,72 .
11.Góc vít. ó=8,44
0
.
12.Mô đun bánh vít m=6,3 mm.
13.Hệ số đường kính trục vít. q=12,5 mm.
14.
3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.
Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra

trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lượng nhiệt thoát đi.
-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m
2
).
Công thức thiết kế

( )
( )
1000.(1 ).
1
0,7. . 1 3,0. . .
0
p
A
K K t t
t qt
d
η
ψ β
 
 
 
 
 
 
−
≥
+ + −
+ỗ=0,72→P1=39,9/0,72=5,43(kW).
+kt=13.Hệ số toả nhiệt.

+ứ=0,28.Hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp.
+Hệ số β.

2
8
/ . / 1,08.
1
1.5 0,8.3
1
t P t p
i i
CK
β
 
 ÷
 ÷
 
= = =
∑
+
+Ktq hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt.Ta chọn được
Ktq=21.
+[t
d
] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dưới bánh vít
→[t
d
]=90
0
.

+chọn t
0
=20
0
.

( )
100.(1 0,72).5,43
2
0,92( ).
0,7.13. 1 0,28 0,3.21 .1,08. 90 20
A m
 
 
 
 
−
→ ≥ =
+ + −
3.7.Tính lực trong bộ truyền trục vít.

2.
2.1421412
2
9025( ).
1 2
315
2
T
F F MPa

a t
d
= = = =
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
21
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ

. ( ) 9025. (8,44 2,7) 1777( ).
1 2 2
F F F tg tg N
t a t
γ ϕ
= = + = + =
( )
.
9025.cos2,7. 20.cos8,44
1
. .cos 3308( ).
1 2
cos cos(2,7 8,44)
F c
tg
a
F F tg N
r r
ϕ
α γ
γ ϕ
= = = =
+ +

3.8.Bộ truyền luôn đảm bảo điều kiện bôi trơn vì trục vít nằm dưới.
C.Thiết kế bộ truyền xích.
1.Chọn vật liệu.
Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải
trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn
xích ống con lăn.
2.Xác định các thông số của bộ truyền xích.
2.1.Chọn số răng đĩa xích.
Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại
tỉ số truyền của xích u=2,44.
Tra bảng 5.4/78 ta được z
1
=25(răng) →z
2
=u.z
1
=2,44.25=61(răng).
Ta thấy z
1
≥z
1min
=15(răng).z
2
≤z
2max
2.2.Xác định bước xích (t).
-Bước xích t được chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp
suấp p
0
trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện .

[ ]
P . . . .
t
P k k k P
z
n
= ≤

Trong đó k
Z
=Z
01
/Z
1
=25/25=1.
k
n
=n
01
/n
1
=50/26,27=1,90(chọn n
01
=50v/ph gần n
1
nhất).
+Hệ số sử dụng k được tính.
K=K

0
.K
a
.K
đ/c
.K
bt
.K
đ
.K
c
Dựa vào bảng 5.6/80 ta có được β=0
0
→k
0
=1.
Chọn a=40.t →ka=1.
Chọn vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích nên k
đ/c
=1.
Tải trọng va đập nhẹ →k
đ
=1,2.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
22
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Làm việc 2 ca →k
c
=1,25.
Chọn môi trường làm việc có bụi,phương pháp bôi trơn nhỏ giọt với chất

lượng đạt yêu cầu v = 0,18 (m/s) <4(m/s). →K
bt
=1,8.
Thay lại →K=1.1.1.1,2.1,25.1,8=2,7
+P=3,91 (KW).
→P
t
=3,91.2,7.1.1,9=20,06 (KW) ≤ [P].
Vậy tra bảng 5.5/79,với n
01
=50(v/ph),chọn [P]=22,9 (KW).Từ đó có
t=50,8(mm).
Tra bảng 5.8 ta thấy t<t
MAX
.Thoả mãn.
2.3.Khoảng cách trục a và số mắt xích.
-Xác định sơ bộ a=40.t.40.50,8=2032(mm).
-Từ khoảng cách a vứa chọn sơ bộ ta sác định được số mắt xích theo công
thức .
(
)
( )
2
2
.
61 25 .50,8
2. 2.2031 25 61
1 2
1 2
123,829( ).

2 2
2 50,8 2
4. . 4. .2032
z z t
z z
a
x mm
t
a
π π
+
+
−
+
= + + = + + =
Chọn x=124(mắt xích).
-Tính khoảng cách trục a.

(
)
(
)
2
2
2 1
0,25. . 0,5. 0,5. 2. .
1 2 1 2
z z
a t x z z x z z
π

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
−
= − + + − + −
Thay số ta được.

( )
2
2
61 25
0,25.50,8. 124 0,5. 25 61 124 0,5.(25 61) 2.
3,14
a
 
 
 
 
   
 

 
 
 
−
= − + + − + −

2036,6( ).mm=
-Để xích không chịu lực căng quá lớn,khoảng cách trục a tính được cần
giảm bớt một lượng
Äa=0,003.a=0,003.2036,6=6,6(mm).
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
23
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
→Vậy khoảng cách trục a=2036,6-6,6=2030(mm).

3.Kiểm nghiệm xích.
3.1.Về số lần va đập.
Điều kiện là
[ ]
.
1 1
.
15.
z n
i i
x
= ≤
Tra bảng 5.9/83 ta được [i] =15(1/s).

[ ]

25.26,27
0,35(1/ ) 15(1/ ).
15.124
i s i s= = ≤ =
thoả mãn.
3.2.Về độ bền.
Để tránh quá tải thì.

.
.
0
Q
S S
k F F F
t
V
d
 
 
= ≥
+ +
+Q tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.2/76 ta được
Q=226,8(kN),q=9,7(kg).
+K
đ
=1,7 vì T
mm
=1,7.T
dn
.

+Tính lực vòng Ft.
Ta có
. .
25.50,8.26,27
1 1
0,56( / ).
60000 60000
z t n
v m s= = =
Mà
1000. 1000.3,91
6982,14( ).
0,56
p
F N
t
v
= = =

+F
V
lực căng do lực ly tâm sinh ra.

2 2
. 9,7.0,56 3,04( ).F q v N
V
= = =
+F
0
lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.

9,81. . .
0
F K q a
f
=
mà a=2,03(m)và k
f
=6 (do bộ truyền nằm ngang).

9,81.6.9,7.2,03 1159( ).
0
F N→ = =
+Dựa vào bảng 5.10/84 ta tra được [s]=7.
Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta được.

3
226,8.10
17,4 7.
1,7.6982,14 1159 3,04
S = = ≥
+ +
thoả mãn.
4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
4.1.Xác định các thông số của đĩa xích.
-Đường kính vóng chia của đĩa xích.

50,8
405,32( ).
1

sin( / ) sin( / 25)
1
t
d mm
Z
π π
= = =

50,8
986,81( ).
2
sin( / ) sin( / 61)
2
t
d mm
Z
π π
= = =
4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
24
Thuyết trình đồ án chi tiết máy Đinh Duy Khoẻ
Ta chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ và lớn là cùng vật liệu.Trong quá trình
làm việc bánh nhỏ dễ bị phá hỏng vì mòn hơn nên ta dựa vào ứng suất
cho Phép của đĩa nhỏ để chọn vật liệu.Để thoả mãn điều kiện bền thì

.( . )
0,47. .
.
k F k F E

r
t
d Vd
H H
A k
d
σ σ
 
 
+
= ≤
+Ft lực vòng Ft=6982,14(N).
+F
vđ
lực va đập trên m dãy xích.
F
vđ
=13.10
-7
.n
1
.t
3
.m.
xích 1 dãy nên m=1.
→F
vđ
=13.10
-7
.26,27.50,8.1=4,47(N).

+K
d
hệ số tải trọng không đều giữa các dãy xích.Vì xích 1 dãy nên k
d
=1.
+K
đ
hệ số tải trọng động k
đ
=1,2.
+kr hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích.z1=25 nên kr=0,45.
+E=2.E
1
.E
2
/(E
1
+E
2
)= 2,1.10
5
(MPa).
+A diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12/85 ta được A=645(mm
2
).
Thay lại công thức ban đầu ta được

5
0,45.(6982,14.1,2 4,47).2,1.10
0,47. 520,88( ) .

645.1
MPa
H H
σ σ
 
 
+
= = ≤
Vậy dựa vào bảng 5.11/84 ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi
cải thiện đạt độ cứng HB=210 sẽ đạt được ứng suất [ú
H
]=600(MPa). đảm
bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích 1.Thoả mãn ú
H
≤[ú
H
].
-Kiểm nghiệm cho đĩa xích 2.
Ta có z
2
=61(răng) →k
r2
=0,22≤k
r1
→ ú
H2
≤ú
H1
≤[ú
H

]=600(MPa).
Vậy bánh 2 cũng thoả mãn điều kiện về bền.
5.Xác định lực tác dụng lên trục.
-Lực tác dụng lên trục Fr được tính theo công thức sau.
Fr=Ft.k
x
Ft là lực vòng Ft=6982,14(N).
kx hệ số kể đến trọng lượng xích.Vì bộ truyền nằm ngang nên kx=1,15
→Fr=6982,14.1,15=8030(N).
6.Bảng các thông số của bộ truyền xích.
Thông số kích thước
1.Xích ống con lăn
2.Tỉ số truyền U=2,44
3.Số răng của bánh dẫn Z1=25
Thiết kế hệ dẫn động cơ khí
25