Thiết kế hệ đẫn động cơ khí

Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu
trong nhiều chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức
cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy.
Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm được
những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động. (tính toán thiết kế theo
các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính
xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần
thiết không thể thiếu được nhằm phục vụ cho công việc tính toán.
Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem như là đồ án
đầu tay của mình nhưng nó tổng hợp được tất cả những kiến thức cơ bản
trong những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề
thiết kế cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhưng chung quy lại nó đòi mổi
người cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết được yêu
cầu đặt ra. Đồng thời qua đồ án môn học này đưa sinh viên tiếp xúc dần với
thực tế hơn và từ đó xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề
trong nay mai để từ đó xác định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:1
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
MỤC LỤC
Trang
Phần I : Chọn động cơ
I . Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí.3
Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền
I . Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ
truyền.7
Phần III : Thiết kế các bộ truyền
I . Bộ truyền bánh răng nghiêng.10
II . Bộ truyền trục vít – bánh vít.20
III . Bộ truyền xích.26

Phần IV : Tính thiết kế trục
I . Chọn vật liệu.30
II . Thiết kế trục30 Phần V : Thiết kế gối đỡ trục
I . Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn52
II . Chọn cấp chính xác của ổ53
III . Chọn kích thước ổ theo tải trọng53
Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
I . Tính chọn khớp nối.62
II . Thiết kế vỏ hộp giam tốc.64
Phần VII : Dung sai lắp ghép
I . Chọn cấp chính xác74
II . Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép.75
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN CHO HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:2
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
1. Xác định công suất cần thiết (Pct)

η
=
t
ct
P
P
(1-1) Trong đó: Pct : Là công suất cần thiết trên trục động
cơ
Pt : Là công suất tính toán làm việc trên trục
máy công tác.
η : Hiệu suất của toàn bộ hệ thống.
* Xác định hiệu suất η
η = η

1
. η
2
. η
3
. η
4
. (η
5
)
4
Trong đó:
η
1
= 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động

η
2
= 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng
η
3
= 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít
η
4
= 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích
η
5
= 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục
Các trị số η
1

, η
2
, η
3
, η
4
, η
5
được chọn ở bảng 2.3 trang 19
Vậy : η = η
1
. η
2
. η
3
. η
4
. (η
5
)
4
= 0,99.0,96. 0,8. 0,9. 0,99
4
= 0,657
(1-2)
* Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) :
Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi
- Xác định độ dài làm việc tương đối ts%

100.

ttt
t
100.
t
t
%ts
021
lv
ck
lv
++
==

Trong đó : t
lv
= t
1
+ t
2
: Thời gian làm việc
t
ck
= t
1
+ t
2
+ t
0
: Chu kì làm việc
t

0
: Thời gian nghỉ
- Theo đề bài: t
1
= 5(giờ) ; t
2
= 2(giờ) ; t
0
= 1(giờ)


Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:3
%60%5,87100.
8
7
100.
125
25
%ts
≥==
++
+
=
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Vậy :
Động cơ được coi như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay
đổi
Do đó công suất được xác định theo công thức sau:

21

2
2
1
2
1
2
1
1
1tdt
tt
t.
P
P
t.
P
P
.PPP
+








+









==

Trong đó : P
1
là công suất ứng với tải trọng 1
P
2
là công suất ứng với tải trọng 2
- Tải trọng P
1
được xác định theo công thức sau:

1000
v.F
P
1
=

Trong đó: F: Là lực kéo lớn nhất trên băng tải
v: Vận tốc băng tải
Theo đề bài : F = 8200 (N)
v = 0,15 (m/s)
⇒
23,1
1000

15,0.8200
1
==
P
(KW)
Ta có : P và T tỷ lệ thuận theo công thức :
9550
n.T
P
=

Theo đề bài: T
2
= 0,8 T
1
⇒
8,0
T
T
1
2
=
⇒
8,0
P
P
1
2
=

⇒
( ) ( )
165,1
25
2.8,05.1
.23,1
22
=
+
+
==
tdt
PP
(KW) (1-3)
Từ 1-2 và 1-3 thay vào 1-1 :
⇒
773,1
657,0
165,1
==
ct
P
(KW)
2. Xác định số vòng quay sơ bộ : (n
sb
)
Số vòng quay sơ bộ được xác định theo công thức sau:
n
sb
= u

t
. n
lv
(1-4)
Trong đó : n
lv
:Là số vòng quay của trục máy công tác
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:4
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
u
t
: Là tỉ số truyền
- Xác định tỉ số truyền : u
t
= u
1
.u
2
(1-5)
Trong đó: u
1
: Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít
u
2
: Là tỉ số truyền của bộ truyền xích
Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u
1
= 85 ; u
2
= 2

⇒ u
t
= 170
- Xác định số vòng quay của trục máy công tác (n
lv
)
Số vòng quay của trục máy công tác được xác định bằng công thức
sau:

D.
v.1000.60
n
lv
π
=
(1-6)
Trong đó : v: Là vận tốc của tang
D : Đường kính tang
Theo đề bài có : v = 0,15 (m/s)
D = 350 (mm)
Thay vào công thức 1-6 :
185,8
350.14,3
15,0.1000.60
==
lv
n
(vòng/phút)
⇒ Thay 1-5 và 1-6 vào 1-4 ta được: n
sb

= 170.8,185 = 1391,45(vòng/
phút)
3. Chọn động cơ :
Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,773 KW
Kết hợp với điều kiện n
đb
≈ n
sb

Pđc > Pct
Do đó ta chọn n
đb
= 1500 (vòng /phút)
Pđc = 2,2 KW
Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4AX90L4Y3 có:
Pđc = 2,2 KW
n
đc
= 1420 (vòng/phút)

2,2
T
T
dn
max
=
;
2
T
T

dn
k
=

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:5
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
* Kiểm tra điều kiện mở máy

3,1
T
T
dn
mm
=
<
2
T
T
dn
k
=
Điều kiện mở máy được thoả mãn
Kiểm tra điều kiện quá tải : Đã được thoả mãn
PHẦN II: XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN CHO TOÀN BỘ HỆ THỐNG VÀ
CHO TỪNG BỘ TRUYỀN.
I. Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.
1. Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (u
t
).

488,173
185,8
1420
===
lv
dc
t
n
n
u
(2-1)
2. Phân phối tỉ số truyền cho HGT (u
h
) và bộ truyền ngoài (u
n
)
u
t
= u
h
. u
n
(2-2)
Xác định u
h
và u
n

Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ
truyền ngoài (Bộ truyền xích) có : n

x
= 2
⇒
744,86
2
488,173
===
x
t
h
u
u
u
3. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT.
Ta có : u
h
= u
1
. u
2

Trong đó : u
h
:Là tỉ số truyền của HGT
u
1
: Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng
u
2
: Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:6
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn được tỉ số truyền u
1
của bộ truyền bánh
răng như sau:
Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng)
u
h
= 86,744 Ta tra đồ thị nhận được u
1
= 3,614 ⇒ u
2
=
61,3
744,86
=
24
* Tính lại u
n
:
2
614,3.24
488,173
.
21
===
uu
u
u

t
n

4. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục
Trên trục I (trục nối với trục động cơ):
P
I
= P
ct
.η
ol
= 1,773.0,99 = 1,738 (KW)
n
I
= n
đc
= 1420 (vòng/phút)
T
I
=
11689
1420
738,1
10.55,9.10.55,9
66
==
I
I
n
P

(N.mm)
Trên trục II:
P
II
= P
I
.η
br
. η
ol
= 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW)
n
II
=
916,392
614,3
1420
==
I
I
u
n
(vòng/phút)
T
II
=
( )
mmN
n
P

II
II
.40153
916,392
652,1
10.55,9.10.55,9
66
==

Trên trục III:
P
III
= P
II
. η
Bv
.η
ol
= 1,652 . 0,8 . 0,99 = 1,308 (KW)
n
III
=
372,16
24
916,392
==
II
II
u
n

(vòng/phút)
T
III
=
762973
372,16
308,1
10.55,9.10.55,9
66
==
III
III
n
P
(N.mm)
Trên trục IV:
P
IV
= P
III
. η
xích
.η
ol
= 1,308 .0,9 . 0,99 = 1,165 (KW)
n
IV
=
186,8
2

372,16
==
III
III
u
n
(vòng/phút) với u
3
= u
n
= 2
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:7
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
T
IV
=
1359119
186,8
165,1
10.55,9.10.55,9
66
==
IV
IV
n
P
(N.mm)

LẬP BẢNG PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Trục

Thông số
(Động
cơ)
1 2 3
Công suất P, kW 1,773 1,738 1,652 1,308
Tỉ số truyền u
1

3,614
24
2
Số vòng quay n 1420 1420 392,916 16,372
Mômen xoắn T,
N.mm
11924 11689 40153 762973
PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. Thiết kế bộ truyền trong HGT .
I. Bộ truyền bánh răng nghiêng.
1.Chọn vật liệu
Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất
trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lượng thường :
Thép CT45 tôi cải thiện.
Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có:
- Bánh răng nhỏ
Kích thước S (mm) không lớn hơn : 60
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:8
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Độ rắn: HB
1
=240 MPa

Giới hạn bền σ
b1
(MPa) : 850
Giới hạn chảy σ
ch1
(MPa) : 580
- Bánh răng lớn
Kích thước S (mm) không lớn hơn : 100
Độ rắn: HB
2
= 230 MPa
Giới hạn bền σ
b2
(MPa) : 750
Giới hạn chảy σ
ch2
(MPa) : 450
• Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ
truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng
nhỏ : HB
1
= HB
2
+ (10 đến 15)
2. Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất cho phép tiếp xúc [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép được xác định
theo công thức sau:

[ ]
HLXHVR
H
0
limH
H
K.K.Z.Z
S






σ
=σ

[ ]
FLFCXFSR
F
0
limF
F
K.K.K.Y.Y
S







σ
=σ

Trong đó : Z
R
:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
V
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
XH
:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
Y
R
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hệ số tập chung ứng suất.
K
XF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền
uốn
Khi tính sơ bộ ta lấy: Z
R
. Z
V
. K
XH
= 1

Y
X
.Y
S
.K
XF
=1
Vậy :
[ ]
HL
H
0
limH
H
K.
S






σ
=σ
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:9
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

[ ]
FLFC
F

0
limF
F
K.K.
S






σ
=σ

Trong đó : σ
0
Hlim
; σ
0
Flim
Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở tra bảng 6.2 : S
H
= 1,1 ; S
F
= 1,75
Vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: HB
2
= 240 đối với bánh răng lớn
HB

1
= 230 đối với bánh răng nhỏ
Do đó : - Bánh răng nhỏ : σ
0
Hlim
= 2HB
1
+70 = 550(MPa)
σ
0
Flim
= 1,8 HB
1
= 432(MPa)
- Bánh răng lớn: σ
0
Hlim
= 2HB
2
+70 = 530(MPa)
σ
0
Flim
= 1,8 HB
2
= 414(MPa)
K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều)
Làm việc 1 chiều lấy : K

FC
= 1
K
HL
; K
FL
: Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn.

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
;
F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
Với m
H
và m

F
: Là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn : Vì vật liệu có HB < 350 nên chọn m
H
= 6 và m
F
= 6
- Xác định N
HO
; N
FO
:
N
FO
= 4.10
6

N
HO
= 30.H
2,4
HB

+ Đối với bánh răng nhỏ : N
HO
= 30.240
2,4
=1,5.10
6
+ Đối với bánh răng lớn: N

HO
= 30.230
2,4
= 1,4.10
6
- Xác định N
HE
và N
FE
(Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng
suất tiếp xúc và ứng suất uốn)
Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có:

ii
3
HE
t.n.
maxT
Ti
.c.60N






∑=
;
ii
m

FE
t.n.
maxT
Ti
.c.60N
F






∑=
Trong đó : Ti , n
i
, t
i
là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:10
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
+ Đối với bánh răng nhỏ: N
HE1
= 60.1420.[1
6
.12000 + 0,8
3
.4800] = 123.10
7
N

FE1
= 60.1420[1
6
.12000 + 0,8
6
.4800] = 113.10
7
+ Đối với bánh răng lớn :
7
7
1
1
2
10.34
614,3
10.123
===
u
N
N
HE
HE


7
7
1
1
2
10.31

614,3
10.113
===
u
N
N
FE
FE
So sánh các giá trị N
HE
và N
FE
đều lớn hơn giá trị N
HO
và N
FO
nên ta lấy
K
HL
= 1; K
FL
=1
Thay vào công thức tính ứng suất cho phép ta được :
Giá
trị
BR
Độ
cứng
(HB)
σ

0
Hlim
(MPa)
σ
0
Flim
(MPa)
[σ
H
]
(MPa)
[σ
F
]
(MPa)
BR 1 240 550 432 500 246,857
BR 2
230 530 414
481,81
8
236,571
* Kiểm tra điều kiện : Đối với bánh răng nghiêng
[ ]
[ ] [ ]
909,490
2
818,481500
2
21
=

+
=
+
=
HH
H
σσ
σ
< 1,25.[σ
Hmin
] = 1,25.481,818=
602 (MPa)
- ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
=2,8.σ
ch
=2,8.450 =1260 MPa
[σ
F1
]
max
=0,8.σ
ch1
=0,8.580 = 464 MPa
[σ
F2
]

max
=0,8.σ
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng.
a. Xác định khoảng cách trục a
w
:

( )
[ ]
3
ba
2
H
H1
aw
.u.
K.T
.1u.Ka
ψσ
+=
β

Trong đó : K
a
- Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:11
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
K

a
= 4
u
1
- Tỉ số truyền
T
1
- Mômen xoắn trên bánh chủ động
[σ
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép
ψ
ba
- Hệ số bề rộng vành răng.Theo bảng 6.6 ta lấy ψ
ba
= 0,3


từ đó ta có :ψ
bd
= 0,53. ψ
ba
(u+1) = 0,53.0,3.(3,614+1) =
0,734
K
H
β
: 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 ta được: K
H

β
= 1,043
Vậy :
( ) ( )
mma
w
427,71
3,0.614,3.909,490
043,1.11689
.1614,3.43
3
2
=+=
Lấy a
w
= 75 (mm)
b.Xác định các thông số ăn khớp:
+ Xác định mô đun : m = (0,01 ÷ 0,02).a
w
= (0,01 ÷ 0,02).75 = 0,75 ÷ 1,5
Theo bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn đối với bộ truyền bánh răng nghiêng
là: m
n
= 1,5
+ Xác định số răng và góc nghiêng β
Chọn sơ bộ β = 10
0
do đó cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ là:

( )
344,21
)1614,3.(5,1
9848,0.75.2
1.
cos..2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
β
Lấy z
1
= 21
Số răng bánh lớn là: z
2
= u.z
1
= 3,614.21 = 75,894 Lấy z
2
= 76
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : u
m
= 76/21 = 3,619

So với ban đầu (u
m
- u)/u
m
=
138,0%100.
619,3
614,3619,3
=
−
< 4%

( )
97,0
75.2
)7621.(5,1
.2
.
cos
21
=
+
=
+
=
w
a
zzm
β
Suy ra: β = 14,07

0

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:12
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện sau:

( )
[ ]
H
2
1ww
H1
HMH
d.u.b
1u.K.T.2
.ZZZ
σ≤
+
=σ
ε
Trong đó :- Z
M
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , trị số
của Z
M
tra trong bảng 6.5 : Z
M
= 274 MPa

1/3

- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bè mặt tiép xúc
Theo (6.35)
tgβ
b
= cosα
t
. tgβ = cos(20,567
0
).tg(14,07
0
) = 0,234 nên β
b
= 13,206
0
Với α
t
= α
tw
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20
0
/cos14,07
0
) = 20,567
0

Do đó theo (6.34) :

72,1
)567,20.2sin(
206,13cos.2
2sin
cos.2
0
0
===
tw
b
H
Z
α
β
-Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo (6.37) : ε
β
= b
w
sinβ/(πm) = 0,3.75.sin(14,07
0
)/(π.1,5) = 1,16 >1
ε
α
= [1,88 - 3,2(1/z
1
+ 1/z
2

)]/cosβ = [1,88 - 3,2(1/21 + 1/76)]/cos(14,07
0
)
=1,635
Z
ε
=
635,1
11
=
α
ε
= 0,782
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2a
w
/(u
m
+ 1) = 2.75/(3,619 + 1) = 32,47 (mm)
- T
1
:Mômen xoắn trục chủ động
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K

H
β
.K
H
α
.K
H
β
.K
Hv
- K
H
β
: Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng. K
H
β
=1,043
- K
H
α
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp


Theo (6.40) : v = π.d
w1
.n
1
/60000 = π.3,47.1420/60000 = 2,414 (m/s)

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:13
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Với v = 2,414 < 4 Theo bảng 6.13 cấp chính xác là 9 . Theo bảng 6.14 với cấp
chính xác 9 và v<5 nên K
H
α
= 1,13
- K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo (6.42) ν
H
= δ
H
.g
0
.v
u
a
w
= 0,002.73.2,414.
619,3
75
= 1,604
Trong đó: δ
H
= 0,002 theo bảng 6.15 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số
ăn khớp
Theo bảng 6.16 : g
0

= 73 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng
ăn khớp
Do đó theo (6.41) :
043,1
13,1.043,1.11689.2
47,32.5,22.604,1
1
...2
..
1
1
1
=+=+=
βα
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
Theo (6.39) K
H
= K
H
α
.K
H
β
.K

Hv
= 1,043.1,13.1,043 = 1,229
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được:
( )
217,458
47,32.619,3.5,22
1619,3229,1.11689.2
782,0.72,1.274
2
=
+
=
H
σ
MPa
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (6.1) với v<5(m/s) , Z
v
= 1 ; với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 .
1,25µm , do đó Z
R
= 0,95 với d
a
< 700mm , K
xH
= 1 , do đó theo (6.1) và (6.1a)
[σ

H
] = [σ
H
] Z
v
Z
R
K
xH
= 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa)
Như vậy: σ
H
< [σ
H
]

[ ]
[ ]
747,1
364,466
217,458364,466
=
−
=
−
H
HH
σ
σσ
< 4%

d. Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
vượt quá trị số cho phép :

[ ]
1F
1ww
1FF1
1F
m.d.b
Y.Y.Y.K.T.2
σ≤=σ
εβ
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:14
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

[ ]
2F
1F
2F1F
2F
Y
Y.
σ≤
σ
=σ
Trong đó: T
1
- là mômen xoắn trên bánh chủ động
m - là mô đun

b
w
- là bề rộng răng
d
w1
- là đường kính vòng lăn của bánh chủ động
K
F
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F
α
. K
F
β
. K
Fv
K
F
β
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều
rộng vành răng tra bảng (6.7) K
F
β
= 1,107
K
F
α

- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
tra bảng 6.14 ta được K
F
α
= 1,37

K
Fv
- Hệ số kể đến tải trọng động
Tra bảng 6.15 ; 6.16 ta được : δ
F
= 0,006 , g
0
= 73
Do đó : ν
F
= δ
F
. g
0
.v.
u
a
w
= 0,006.73.2,548 .
619,3
75
= 4,813
K
Fv

= 1 +
099,1
37,1.107,1.11689.2
47,32.5,22.813,4
1
...2
..
1
1
=+=
αβ
ν
FF
wwF
KKT
db
=> K
F
= K
F
α
. K
F
β
. K
Fv
= 1,107.1,37.1,099 = 1,667
Y
F1
, Y

F2
- Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương
Z
v1
= z
1
/cos
3
β = 21/(14,07
0
)
3
= 23
Z
v2
= z
2
/cos
3
β = 76/(14,07
0
)
3
= 83,272
Tra bảng 6.18 ta được : Y
F1
= 3,967 , Y
F2
= 3,608
Y

ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
ε
= 1/ε
α
= 1/1,635 = 0,571
Y
β
- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
β
= 1 - β/140= 1-14,07
0
/140 =0,9
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:15
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Vậy:
[ ]
)(857,246)(704,77
5,1.47,32.5,22
967,3.9,0.612,0.667,1.11689.2
11
MPaMPa
FF
=≤==
σσ

[ ]
)(571,236)(672,70

967,3
608,3.704,77
22
MPaMPa
FF
=≤==
σσ
e. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
K
qt
= T
max
/T = 1,3
T: Mômen xoắn danh nghĩa
T
max
: Mômen xoắn quá tải
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 458,217.
3,1
=522,448 < [σ
H
]
max

=1260 (MPa)
Ta có : σ
Fmax1
= σ
F1
.K
qt
= 77,704.1,3 = 101,015 < [σ
F
]
max1
=464 (MPa)
σ
Fmax2
= σ
F2
.K
qt
= 70,672.1,3 = 91,874 < [σ
F
]
max2
=360 (MPa)
Vậy điều kiện quá tải được thoả mãn
f. Các thông số và kích thước của bộ truyền.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:16
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:17
STT Các thông số kích thước Giá trị Đơn vị

1 Khoảng cách trục (a
w
) 75 mm
2 Môđun pháp (m
n
) 1,5
3 Chiều rộng vành răng (b
w
) 22,5 mm
4 Tỉ số truyền (u
m
) 3,619
5 Góc nghiêng của răng (β) 14,07 độ
6 Số răng bánh răng (z
1
,z
2
) z
1
= 21 , z
2
= 76
7 Hệ số dịch chỉnh (x
1
, x
2
) x
1
=0, x
2

=0 mm
8 Đường kính vòng chia (d
1
,d
2
)
d
1
=32,47 ;
d
2
=117,53
mm
9 Đường kính đỉnh răng(d
a1
,d
a2
)
d
a1
= 35,5 ;
d
a2
= 120,5
mm
1
0
Đường kính đáy răng (d
f1
, d

f2
)
d
f1
= 28,72 ;
d
f2
= 113,78
mm
1
1
Góc prôfin gốc (α) 20 độ
1
2
Góc prôfin răng (α
t
) 20,58 độ
1
3
Góc ăn khớp (α
tw
) 20,58 độ
1
4
Đường kính cơ sở (d
b1
,d
b2
)
d

b1
= 30,51 ;
d
b2
=110,44
mm
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
II. Bộ truyền trục vít - Bánh vít
1. Chọn vật liệu
Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và điều kiện hình thành
màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu
trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và
giảm bớt về dính . Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít
lớn hơn nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so
với vật liệu bánh vít .
- Tính vận tốc trượt (v
t
),vận tốc trượt tính theo công thức kinh nghiệm.

3
2
222
3
t
n.u.P10.8,8v
−
=

Trong đó : v
t

: Vận tốc trượt
P
2
: Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít
u
2
: Tỉ số truyền của bộ truyền.
n
2
: Số vòng quay của trục vít.
Dựa vào phần trên thay vào:
( )
smv
t
/61,1916,392.24.652,110.8,8
3
23
==
−
- v
t
= 1,61 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang CΨ 18-36 ,được
đúc bằng khuôn cá, có σ
b
= 180(MPa) , σ
ch
= 360(MPa)
- Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trượt (Tải trọng trung bình) Ta chọn
vật liệu của trục vít là thép hợp kim 20X tôi đạt độ rắn HRC >=45
2. Tính ứng suất cho phép

* Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trượt v
s
= 1,61(m/s) tra theo bảng 7.2 :
[σ
H
] = 141,7 (MPa)
* Ứng suất uốn cho phép:
Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều được xác định
theo công thức sau:
[σ
F
] = 0,12 .σ
bu
= 0,12.360 = 43,2 (MPa)
* Ứng suất cho phép khi quá tải.
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:18
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc
cho phép khi quá tải [σ
H
]
max
và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σ
F
]
max
.
Bánh vít làm bằng gang: [σ
H

]
max
= 1,5.[σ
H
]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa)
[σ
F
]
max
= 0,6.σ
b
= 0,6.180 = 108 (MPa)
3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít bánh vít:
a. Xác định các thông số:
- Xác định khoảng cách trục :
( )
[ ]
3
H2
2
H4
4w
q
K.T
.
.z
170
.qza









σ
+=

Trong đó: K
H
- Hệ số tải trọng ,chọn sơ bộ K
H
= 1,2
z
3
, z
4
- Số răng trục vít ,bánh vít
Với u = 26,2 chọn z
3
= 2 , do đó z
4
= u.z
3
= 24 .2 = 48 Chọn z
4
= 48
Tỉ số truyền tính lại là : u = z
4

/z
3
= 48/2=24
Sai số tỉ số truyền là : 0% < 4%
T
3
- Mômen xoắn trên tục bánh vít
Chọn sơ bộ : η = 0,8 do đó
T
3
= 9,55.10
6
.P
2
. u
2
.η/n
2
= 9,55.10
6
.1,652.24.0,8/392,916 = 763228
(N.mm)
q- Hệ số đường kính trục vít
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3.z
4
= 0,3 .48 = 12
Dựa theo bảng 7.3 ta chọn q theo tiêu chuẩn : q = 12,5
Vậy :
( )
416,216

5,12
2,1.763228
.
7,141.48
170
.5,1248
3
2
=






+=
w
a
(mm)
- Xác định môđun m : m = 2.a
w
/(q + z
4
) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm
Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7
- Tính lại khoảng cách trục :
75,211
2
)5,1248.(7
2

).(
4
=
+
=
+
=
qzm
a
w
mm
chọn a
w
= 210 mm
-Tính hệ số dịch chỉnh: x = (a
w
/m) - 0,5(q + z
4
) = (210/7)- 0,5.(12,5+48)=- 0,25
Thoả mãn - 0,7<x<0,7
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:19
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
b. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã được thiết
kế phải thoả mãn điều kiện sau:

( )
[ ]
H
H3

3
w
4
4
H
q
K.T
.
a
qz
.
z
170
σ≤






+








=σ

Trong đó a
w
, z
4
, q đã biết
- Xác định vận tốc trượt v
s
:
+ Đường kính trục vít : d
w3
= (q + 2x)m = (12,5 + 2.(- 0,25))7 = 84 (mm)
+ Góc vít : γ
w
= arctg(z
3
/(q + 2x)) = arctg[2/(12,5 + 2.(- 0,25))] = 9,462
0
Vậy vận tốc trượt là:
( )
sm
nd
v
w
w
s
/752,1
462,9cos.60000
916,392.84.14,3
cos.60000
..

0
23
===
γ
π
Theo bảng 7.2 ta có : [σ
H
] = 137,44 (MPa)
- Hiệu suất của bộ truyền tính theo công thức:

( )
( )
ϕ+γ
γ
=η
w
w
tg
tg.95,0
Trong đó : ϕ - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trượt và bảng 7.4 ta có : ϕ =
3,433
0
Do đó : η = 0,8
Và T
3
= 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm)
K
H
- hệ số tải trọng
K

H
= K
H
β
. K
Hv
K
H
β
- Hệ số phân bó không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
- Gọi kt = T
2m
/T
2max
, từ (7.25) với n
3i
= n
3
ta có :

943,07/2.8,07/5.1.
max3
3
=+=
∑
∑=
i
im
t
t

T
T
kt
Do đó : K
H
β
= 1 + (z
4
/θ)
3
(1- kt) = 1+ (48/125)
3
(1 - 0,943) = 1,003
Trong đó : Với z
3
= 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta được : θ = 125
-Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trượt
v
s
= 1,75 (m/s) nên : K
Hv
= 1,117
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:20
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
=> K
H
=1,003.1,117 =1,12
- Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc
( )
)(967,133

5,12
12,1.667825
.
170
5,1248
.
48
170
3
MPa
H
=






+






=
σ
- Xác định sai số : ([σ
H
] - σ

H
)/[ σ
H
] = 2,527% <4%
Như vậy : σ
H
< [σ
H
] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại
c.Kiểm nghiệm độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
bánh vít không được vượt quá trị số cho phép

n
FF
F
mdb
KYT
..
...4,1
44
3
=
σ
<= [σ
F
]
b
4
- Chiều rộng bánh vít (tra bảng 7.9) : Khi z

3
= 2 , b
4
< 0,75.d
a3

d
a3
= m(q +2) = 7(12,5 +2) = 101,5 mm
Do đó : b
4
< 0,75.101,5 = 76,125 Chọn b
4
= 75 mm
Y
F
- Hệ số dạng răng
z
v
= z
4
/cos
3
γ = 48/cos
3
9,462
0
= 50 Tra bảng 7.8 Y
F
= 1,45

Trong đó : K
F
- Hệ số tải trọng
K
F
= K
F
β
.K
Fv
= 1,003.1,117 = 1,12 ( Với K
F
β
= K
H
β
, K
Fv
= K
Hv
)
d
4
- Đườg kính vòng chia bánh vít
d
4
= m.z
4
=7 .48 = 336 (mm)
m

n
- Môdun pháp của răng bánh vít
m
n
= m.cosγ = 7.cos9,462
0
= 6,905
Theo công thức (7.26) :
( )
MPa
mdb
KYT
n
FF
F
726,8
905,6.336.75
12,1.45,1.667825.4,1
..
...4,1
44
3
===
σ
< 43,2 (MPa)
Vậy thoả mãn về bền uốn
d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:
Với hệ số quá tải k
qt
=1,3

Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:21
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 133,967.
3,1
=152,746 < [σ
H
]
max
=212,55 (MPa)
σ
Fmax
= σ
F
.K
qt
=8,726.1,3 = 11,34 < [σ
F
]
max
=108 (MPa)
Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải
d.Các thông số cơ bản của bộ truyền:
STT Các thông số cơ bản Giá trị

Đơn
vị tính
1 Khoảng cách trục a
w
= 210 mm
2 Môđun M = 7 mm
3 Hệ số đường kính q = 12,5
4 Tỉ số truyền U = 24
5
Số ren trục vít và số răng bánh
vít
z
3
= 2; z
4
= 48 Răng
6 Hệ số dịch chỉnh bánh vít x
2
= -0,25
7 Góc vít
γ = 9,462
độ
8
Chiều dài phần cắt ren của trục
vít
b
3
= 90,16 mm
9 Chiều rộng bánh vít b
4

= 75 mm
10 Đường kính chia
d
3
= 87,5 ;d
4
=336
mm
11 Đường kính đỉnh
d
a3
=101,5 ;
d
a4
=346,5
mm
12 Đường kính đáy
d
f1
= 70,7
d
f2
= 315,7
mm
13 Đường kính ngoài bánh vít d
aM2
= 355 mm
f. Tính nhiệt truyền động trục vít.
Bộ truyền trục vít đã được thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định ,
thậm chí bị hư hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt

lượng không được toả đi kịp thời . Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về
nhiệt , xuất phát từ điều kiện : nhiệt lượng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít
phải cân bằng với nhiệt lượng thoát đi
- Trường hợp không làm nguội bằng nhân tạo :
t
d
= t
0
+ 1000(1 - η)P
2
/[K
t
.A(1 + ψ).β] ≤ [t
d
] = 90
0
C
Trong đó : t
0
Nhiệt độ môi trường xung quanh lấy = 20
0
c
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:22
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
η : Hiệu suất của bộ truyền : (= 0,7)
P
2
: Công suât trên trục vít (=1,652 KW)
K
t

= 8 17,5 : Hệ số toả nhiệt
A : Diện tích mặt thoáng của hộp giảm tốc
A = A
1
+ A
2

Với A
1
= 20.a
w
2
= 20.0,21
2
= 0,882 (m
2
)-Diện tích bề mặt hộp giảm tốc không
có gân
A
2
= (0,10,2)A
1
Diện tích tính toán của bề mặt gân : A
2
= 0,1.A
1
= 0,0882
A = A
1
+ A

2
=0,9702 (m
2
)
ψ : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt của hộp giảm tốc chọn= 0,3
β = t
ck
/(ΣP
i
.t
i
/P
1
) = 7/(1.5 + 0,8.2) = 1,06 Hệ số kể đến sự giảm
nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải
trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P
1

[t
đ
] Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu chọn = 90
0
Vậy t
đ
= 20
0
+ 1000(1- 0,7).1,652/[8.0,9702.(1 + 0,3).1,06] = 66,337
0
< 90
0

Do đó thoả mãn điều kiện làm nguội.
II. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: (Bộ truyền xích)
1. Chọn loại xích :
Theo đầu bài ra ta dựa vào vận tốc làm việc thấp tải trọng nhỏ nên ta dùng xích
ống con lăn một dãy
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.
- Dựa vào bảng 5.4 và tỉ số truyền u = 2 số răng của đĩa nhỏ z
1
= 27
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:23
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
- Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn :
z
2
= u.z
1
= 2.27 = 54 < z
max
=120
a> Xác định bước xích p:
- Bước xích P xác định từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề . Điều kiện đảm bảo
chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng :
P
t
= P.k.k
z
.k
n
≤ [P]
Trong đó:

+ P
t
; P ; [P] Lần lượt là công suất tính toán công suất cần truyền và
công suất cho phép , kW ;
+ Với z
1
= 27 , k
z
= z
01
/z
1
= 25/27 = 0,926 Gọi là hệ số răng
+ k
n
= n
01
/n
1
= 50/16,372 = 3,054
+ k Được tính từ các hệ số thành phần trong bảng 5.6 với
+ k
o
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (k
0
= 1)
+ k
a
- Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (k
a

=1,25)
+ k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (k
đc
=
1)
+ k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (k
bt
= 1,3)
+ k
đ
- Hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng (k
đ
= 1,35)
+ k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (k
c
= 1)
Như vậy : k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt

.k
đ
.k
c
= 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194
Vậy : P
t
= 1,308 . 2,194 . 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW
Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1 mm
Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < p
max
= 50,8 (mm)
- Khoảng cách trục chọn sơ bộ : a = 25.p = 25.38,1 = 952,5 mm
- Từ khoảng cách trục xác định được số mắt xích x :
( )
( )
82,92
5,952..4
1,38.2754
)5427(5,0
1,38
5,952.2
..4
.
)(5,0
2
2
2
2
2

12
12
=
−
+++=
−
+++=
ππ
a
pzz
zz
p
a
x
Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:24
Đồ án Chi tiết máy Giáo viên hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
a = 0,25.p{x - 0,5.(z
1
+ z
2
) +
2
12
2
21
]
zz
.[2)]zz(5,0x[
π

−
−+−
}
a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) +
22
]
2754
.[2)]5427(5,092[
π
−
−+−
}= 967
Chọn a = 967 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a
cần giảm một lượng ∆a = 0,002.a = 0,002.967 ≈ 2 (mm) Do đó a = 965 (mm)
- Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm
nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1s :
i =
92.15
372,16.27
.15
.
11
=
x
nz
= 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9
b> Kiểm nghiệm độ bền của xích:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải
theo hệ số an toàn

Theo (5.15) s = Q/(k
đ
.F
t
+ F
0
+ F
v
) ≥ [s]
Trong đó :
Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối
lượng 1m xích là q
1
= 5,5 kg
k
đ
- Hệ số tải trọng động , k
đ
= 1,2 (Tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải
trọng danh nghĩa)
v = z
1
.p.n
1
/60000 = 27.38,1.16,372/60000 = 0,281 (m/s)
F
t
- Lực vòng (N) ; F
t
= 1000.P/v = 1000.1,308/0,281 = 4655 (N)

F
v
- Lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức :
F
v
= q.v
2
= 5,5.0,281
2
= 0,434 N
F
0
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra tính theo công
thức
F
0
= 9,81.k
f
.q.a
Với a - Khoảng cách trục (m)
k
f
- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền
k
f
= 6 (Bộ truyền nghiêng 1 góc < 40
0
)
Sinh viên thực hiện: Lê Nho Phả Trang:25