Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với
một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu
máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các
kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về
khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp
chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số
liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác.
Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết
máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy
...từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau
này của mình.
Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên,
em đó được giao đề tài : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng
dẫn tận tình của giảng viên Nguyễn Đặng Bình Thành .Nhiệm vụ của em là thiết
kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng
nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp
nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng
tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức
tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu
song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.
Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy
Nguyễn Đặng Bình Thành đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu
cho việc hoàn thành đồ án môn học này....

Hưng Yên, ngày 01/11/2011

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 1


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
ĐỀ SÔ 1A
(Thiết kế hệ dẫn động băng tải)

Số liệu cho trước:
1
2
3
4
5
6
7

Lực kéo băng tải
Vận tốc băng tải
Đường kính băng tải
Thời gian phục vụ
Số ca làm việc
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền

ngoài
Đặc tính làm việc

Khối lượng thiết kế:
1
2
3

Bản vẽ lắp hộp giảm tốc Ao
Bản vẽ chế tạo chi tiết (1 bản A3)
Bản thuyết minh A4

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 2

F
v
D
Lh
α

3000
1,8
500
24000
1
45
Êm

N

m/s
mm
Giờ
Ca
độ


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Mục lục
CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1.1Chọn động cơ
1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.3 Tính các thông số kỹ thuật của bộ truyền
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai
2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền xích
2.3 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
CHƯƠNG 3:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
3.1 Chọn vật liệu
3.2 Tính toán thiết kế trục
3.3 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
3.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
3.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
CHƯƠNG 4: TÍNH CHỌN THEN
4.1 Chọn then cho trục I
4.2 Chọn then cho trục II

CHƯƠNG 5:TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN
5.1 Chọn then cho trục I
5.2 Chọn then cho trục II
CHƯƠNG 6:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP
6.1 Vỏ hộp
6.2 Tính toán thiết kế các chi tiết khác
CHƯƠNG 7: BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC
7.1 Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc
7.2 Bôi trơn ổ lăn
CHƯƠNG 8: CHỌN KIỂU LẮP GHÉP VÀ XÂY DỰNG BẢN VẼ
8.1 Xây dựng bản vẽ lắp
8.2 Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếu

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 3


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

CHƯƠNG 1.TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ
Hiện nay có hai loại đông cơ là cơ điện một chiều và cơ điện xoay chiều, thuận tiện
và phù hợp với mạng lưới điện hiện nay của nước ta. Ta chọn đông cơ xoay chiều, động
cơ không đồng bộ ba pha roto ngắn mạch vì những ưu điêm sau:
Kết cấu đơn giản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào mạng
lưới điện ba pha không cần phải đồi dòng điện.
1.1.1 Tính toán công suất làm việc

1.Công suất làm việc ( ct 2.11 [I] )

lv

=

F .v
1000 (kW)

(1_1)

P
Trong đó:
-Lực kéo băng tải: F =3000 (N)
-Vận tốc băng tải : v = 1,8 (m/s)
⇒ Plv = 5,4(kW)
2. Công suất tương đương ( công thức 2.14 [I] )
Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi: Tmm=1,4T1; T2=0,8T1; T3=0,3T1; t1=2h;
t2=3h; t3=2h; tck=7h
Ptd = Plv.β
2

 Pi  t i

∑  P ÷. t
i=1

β =



1



= 1,42 .

k

2
7200
10800
7200
+12 .
+0,82
+0,32
=0,765
25200
25200
25200
25200

⇒ Ptd = 5,4 . 0,765 = 4,131 (KW)
3.Công suất cần thiết
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 4


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Công suất cần thiết trên trục động cơ là
Ptd

η ht

Pct =

Vì bộ truyền có 3 cặp ổ lăn, không có khớp nối, 1 bộ truyền đai, 1 bộ
truyền xích và 1 bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Tính hiệu suất của hệ thống ( công thức 2.8 – 2.9 [I] )
Theo bảng 2.3 tr19 [I]
Hiệu số của bộ truyền bánh răng

: �br = 0,96

Hiệu số truyền của bộ truyền xích

: �x = 0,92

Hiệu suất của bộ truyền đai

: �đ =0,95

Hiệu suất truyền của ổ lăn

:

Hiệu suất hệ thống :

�ht = �br . �x . �đ . �ol3
= 0,9923 . 0,92 . 0,95 =0,819

Ptd

η ht =

Pct =

(1_3)

4,131
0,819 = 5,043 (kW)

1.1.2 Tính toán sơ bộ số vòng quay đồng bộ
Theo công thức 2.16 [I] ta có số vòng quay trên trục công tác:
nlv =

60000.v.
π .D =

60000.1,8
π .500 = 68,75 (Vòng/phút )

Trong đó:
- v: Vận tốc băng tải (m/s)
- D: Đường kính băng tải (mm)
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut = ux.uđ.ubr

Tra bảng 2.4 tr21 [I], ta có:
- ux=4: Truyền động xích
- uđ=3,4: Truyền động đai thang

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 5

(1_4)


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

- ubr=3,15: Truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp
⇒ ut = 3,15.3,4.4 = 40,8
Vậy:nsb=nlv.usb= 68,75.40,8=2805 (Vòng/phút) ( công thức 2.18 [I] )
1.1.3 Chọn động cơ
+ Động cơ được chọn phải thỏa mãn:
- Pđc≥Pct
- nđb≈nsb
+ Mômen mở máy phải thỏa mãn điều kiện:
Tmm
T ≤

Theo bài ra ta có:

Tk
Tdn

Tmm
T =1,4

Tra bảng P 1.3:Các thông số kỹ thuật của đông cơ 4A (trang 236,237,242) ta
được kết quả
Bảng 1_1 : Thông số động cơ được chọn
Kiêu động cơ

Công
suất

4A100L2Y3

5,5

Vận
tốc
quay
2880

Tk/Tdn

Cos

Khối
lượng

2,0

0,91

56,0

Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết
1.2 Phân phối tỷ số truyền
ut =

ndc
nlv =

2880
68, 75 = 41,89 Mặt khác : utổng =uđai.ubánh răng.uxích

Chọn : ux =4 ; ubánh răng =3,15
uđai = = 3,49
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 6

ϕ


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

udchon − udtinhtoan
3, 4 − 3, 49
.100% =

.100% = 2,57% < 4%
udtinhtoan
3, 49

⇒ Thỏa mãn
1.3 Tính các thông số kỹ thuật của bộ truyền
1.3.1 Số vòng quay trên các trục
Trục động cơ : nđộng cơ = n0 = 2880 (Vòng/phút)
Trục I
Trục II

: nI =

ndc
uđ =

2880
3, 49 = 825 (Vòng/phút)

:nII =

nΙ
u br =

825
3 =275 (Vòng/phút)

Trục công tác :nIII =

nΙΙ

ux =

275
4 = 68 (Vòng/phút)

1.3.2 Công suất trên các trục
Ta có :
Công suất trục động cơ: Pdc = Pct =5,043 (KW )
Công suất trên trục I : PI = PIII .đ . ol =4,131 . 0,95 .0,992= 4,75 (kW)
Công suất trên trục II: PII = PI . . =4,75 . 0,992.0,96= 4,52 (kW)
Công suất trên trục làm việc : Plv = PII .ηx.ηol 2
= 4,52.0,92.0,9922=4,09 (kW)
1.3.3 Momen xoắn trên các trục
Trục động cơ :
Tđộng cơ =

Pct
.9,55.106
n0
= 9,55.106= 16722,44 (Nmm)

Trục I:
TI = 9,55.10

6

PI
nI =9,55.106 .

4, 75

825 = 54984,84 (Nmm)

PII
nII = 9,55.106.

4,52
275 = 156967,27(Nmm)

Trục II:
TII = 9,55.10
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 7

6


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Trục công tác:
Tct = 9,55.106

Plv
nlv

= 9,55.106

4, 09

68, 75 = 568138,18

(Nmm)
Bảng 1_2: Thông số các trục làm việc của cơ cấu
Trục

Trục động cơ

Trục I

Trục II

Trục công tác

Thông số
Tỷ số truyền

uđ = 3,4

ubr = 3,15

ux = 4

Công suất P (kW)
Số vòng quay
(vòng/phút)
Momen xoắn
(N.mm)

5,043

4,75

4,52

4,09

2880

825

275

68

16722,44

54984,84

156967,27

568138,18

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 8


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

CHƯƠNG 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Tính toán thiết kế bộ truyền đai

II.1.

2.1.1 Lựa chọn loại đai
Truyền động đai được dùng để truyền chuyển động và mômen xoắn giữa các
trục xa nhau. Đai được mắc lên hai bánh với lực căng ban đầu F o, nhờ đó có thể tạo
ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai và nhờ lực ma sát mà tải
trọng được truyền đi.
Thiết kế truyền đai gồm các bước :

- Chọn loại đai, tiết diện đai
- Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.
- Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ.
- Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai, phân ra : đai dẹt (tiết diện chữ nhật), đai hình
thang (đai hình chêm), đai nhiều chêm (đai hình lược) và đai răng
2.1.2 Xác định kiểu đai
Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai:
ndc = 2880 (vòng/phút) ; Pđộng cơ =P0 =5,043 (KW)

; uđ = 3,4 ;

Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc biệt nào nên ta
chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13[I]. Theo đó, thông số
kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:
Bảng 2_1 : Các thông số của đai được chọn

Kích thước mặt cắt
Loại
đai
Thang
A

b1
11

b
13

h
8

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 9

Diện tích
tiết diện
A, (mm2)

d1
(mm)

81

140

y0

2,8

Chiều dài
giới hạn l
(mm)


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 10

Đồ án cơ sở thiết kế máy


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:

13

8

2,8

11

400

Hình 2_1 :Kich thước mặt cắt ngang của đai thang
2.1.3 Tính chọn sơ bộ đai
Với Tđc=16722,44 (N.mm): Mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ
Theo bảng 4.21 tr63 [1] chọn d1 = 160mm
Tính vận tốc đai:
v=

π .d1.n1 π .140.2880
=
=
60000
60000
21,11 (m/s)

(2_1)

v < vmax = 25 (m/s)
Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 (m/s)
(đối với loại đai thường)
Ta có hệ số trượt đai : = 0,01 0,02
Suy ra đường kính đai lớn
d2 =

d1.ud
1− ε =

140.3, 4

1 − 0, 02 = 485,71 (mm)

Suy ra tỷ số truyền thực tế bằng tỷ số truyền đã chọn
Theo bảng 4.21 tr63 [I] ,chọn d2 = 500 mm
- Vậy tỉ số truyền thực tế:
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 11

(2_2)


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

ut =

d2
500
=
= 3, 6
d1 (1 − ε ) 140(1 − 0, 02)

Sai số tỉ số truyền là:
∆u =

ut − u
u

.100% =

3, 6 − 3, 49
3, 49

.100%

=3,15%<4%

(2_3)

⇒ Thỏa mãn phạm vi cho phép
- Tính khoảng cách trục:
Theo công thức (4.3) tr53 [I], ta có:
a≥(1,5…2)(d1+d2)=(1,5…2)(140+500)=(960…1280)mm
Chọn asb = 1200 mm
Chiều dài sơ bộ của đai là :
π ( d1 + d 2 )
2
+

lsb = 2.asb +

(d 2 − d1 ) 2
4.a sb = 2 . 1200 +

π (140 + 500)
2
+

(500 − 140) 2
4.1200

= 3405,38 (mm)
Tra bảng 4.13 tr 63 [I], ta chọn chiều dài đai tiêu chuẩn là ld=3550 mm
Số vòng chạy của đai:
i=

v
l=

21100
3550 = 5,94 < imax = 10

(2_4)

chiều dài của đai đảm bảo độ bền
Khoảng cách trục tính toán là :
λ+

a=(
với

λ =

và:

∆

l−

λ 2 − 8∆ 2 )/4
π (d1 + d 2 )
2
=

(2_5)
3550 −

π (140 + 500)
2
= 2544,69 (mm)

= (d2 -d1)/2 = (500 - 140) / 2 = 180 (mm)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 12


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

⇒

Đồ án cơ sở thiết kế máy

2544, 69 + 2544, 692 − 8.1802
4
=1259(mm)

a=

Vậy khoảng cách thực tế là 1259 mm
Điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)
Ta có:

0,55(d1 + d2) +h = 0,55.(140 + 500) + 8 = 360 (mm)
2(d1 + d2) = 2.(140 + 450) = 1280 (mm)

Vậy trị số a thỏa mãn điều kiện cho phép về khoảng cách trục.
Tính góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ( theo công thức 4.7 tr 54 [I] ):
α1 = 180o -

= 1800 Vậy α1 = 163,70O >120O

( d 2 − d1 ).57 o
a

(2_6)
(500 − 140).57 o
1259
= 163,70

góc ôm thỏa mãn điều kiện.

2.1.4 Xác định số đai
Số đai được tính theo công thức 4.16 tr60[I] )
z=

Pcd .K d
[ P0 ].Cα Cl Cu C z

(2_7)

Trong đó:
+

Công suất trên trục bánh đai chủ động :
Pcđ = P0 = Pđc = 5,043 ( kW )

+

Công suất cho phép :

(Tra bảng 4.19 tr62[I] )

[P0] = 5,34 ( kW)
+ Hệ số tải trọng động :

(Tra bảng 4.7 tr55 [I] )

Kd = 1,2
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 : (Tra bảng 4.10 tr 57 [I] )
Cα = 0,91
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 13


Trường ĐH SPKT Hưng Yên

Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai: (Tra bảng 4.16 và 4.19 [I] )
Cl = 1,04
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền : ( Tra bảng 4.17 tr 61 [I] )
Cu = 1,14
+ Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai :
Ta chọn :

Cz = 0,95

(Tra bảng 4.18 tr 62[I] )

Suy ra : z = 1,85
Vậy ta chọn z =2
2.1.5 Xác định chiều rộng bánh đai
- Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e

(2_8)

Tra bảng 4.21 tr63[I] :
t = 15 mm ; e = 10 mm ;
Vậy:

h0 = 3,3mm

B = (2 - 1).15 + 2.10 = 35 mm

Đường kính ngoài của bánh đai :
da = d + 2h0

(2_9)

- Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
da1 = d1 + 2h0 = 140 +2.3,3 =146,6 (mm)
- Đường kính ngoài của bánh đai lớn là:
da2 = d2 + 2h0 = 485,71 + 2.3,3 = 492,31 (mm)
Theo bảng 4.21 chọn da1 = 160(mm)
da2= 500(mm)
2.1.6.Xác định các lực trong bộ truyền
-

Xác định lực vòng theo công thức:
Fv = qm. v2

(2_10)

Với :
Khối lượng 1 mét chiều dài đai qm = 0,105 (kg/m).
( Tra bảng 4.22 tr64 [I] )
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 14


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

⇒ Fv = 0,105.21,112 = 46,791 (N)
- Xác định lực căng ban đầu (theo công thức 4.19 [I] )
F0 =

780.Po .K d
v.Cα .z

780.5, 043.1, 2
21,11.0,91.2

+ Fv =

+ 46,791 = 168,31 (N)

(2_11)
Lực tác dụng lên trục :

Fr = 2F0.z.sin

 α1 
 
 2  = 2.168,31.2.sin

 163, 70 

÷
 2  = 666,44 (N)

d2
n2
25°

1

d1
F1
O1

F2

25°

n1

O2

Fr

2

1
F2

2

Hình 2_2: Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH

Page 15


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

B
t

d

da

h

h0

e

Hình 2_3 :Mặt cắt ngang của bánh đai và dây đai

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 16


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Bảng 2_2: Thông số bộ truyền đai
Khoảng cách trục thực a thực
Góc ôm
Đường kính bánh nhỏ
Đường kính bánh lớn
Chiều dài đai
Bề rộng của bánh đai
Bề rộng của dây đai
Lực tác dụng lên trục

a = 1259 mm
o
1 = 163,70
da1 =160 mm
da2 = 500 mm
L = 3550 mm
B = 35 mm
b = 13 mm
Fr = 666,44 N

2.2.Tính toán thiết kề bộ truyền xích
2.2.1 Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt
là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ
bền mòn cao.
2.2.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
1. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ : Với uxích = 4

⇒ z1 = 29 - 2.4=21>19

( Tra bảng 5.4 tr80 [I] )

Chọn z1 = 23
Số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1 = 23.4,43 = 101,89 ≤ zmax =120
Chọn z2 = 101
2.Xác định bước xích
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện
đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng:
Pt = P. k. kz. kn ≤ [P]
Trong đó:
Pt - Công suất tính toán
P = 5,043 (kW) - Công suất cần truyền;

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 17

(2_12)


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với z 01=25, n01 = 200 vòng/phút,
bước xích p=25,4 theo bảng 5.5 tr80 [I]
Ta có P=11(KW)

Hệ số răng : kz =

(Tra bảng 5.5 tr 81[I] )
z 01
z1 =

kn - Hệ số vòng quay; kn =

25
23 = 1,08
n01
nII =

200
275 = 0,727

Hệ số k được xác định theo công thức:
k = ko. ka. kđc. kbt. kđ. kc
Trong đó :

(2_13)

(Tra bảng 5.6 tr82 [I] )

Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền :
ko = 1 ( Do góc nghiêng nối tâm 45O <60o)
Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
ka = 1

(Do chọn a = 30…50p )

Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng :
kđc = 1,25 (Điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích);
Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn:
kbt = 1,3

(Tra bảng 5.6[I] và 5.7 tr 82[I] )

Hệ số tải trọng động :
kđ = 1,2 ( Do trường hợp tải trọng vừa )
Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền :
kc = 1

(Làm việc 1 ca )

⇒ k = 1,95
Từ (2_12) ta tính được: Pt = 5,043.1,95.1,08.0,727 =7,72 (kW) < [P] = 11(kW)
Vậy Pt = 7,72 ( kW ) (thỏa mãn điều kiện)
Vậy tra bảng 5.8 trang 83 [I] ta chọn bước xích :
p = 25,4(mm) < pmax = 50,8 (mm)
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 18

⇒ Thỏa mãn điều kiện


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

3.Khoảng cách trục và số mắt xích
Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:
asb = 40p = 40.25,4 = 1016 (mm)
Ta xác định số mắt xích theo công thức 5.12 trang 85 [I]
x =

2a
p

+

z1 + z 2
2

+

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

(2_14)
⇒

2.1016
25, 4 +

x=

23 + 101

2
+

(101 − 23) 2 .25, 4
4.π 2 .1016
= 145,85

Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 146 , tính lại khoảng cách trục theo công thức
5.13 trang 85 [I]:

a∗ = 0,25.p

2

 ( z 2 − z1 )  

2
 xc − 0,5( z 2 + z1 ) + [ x c − 0,5( z 2 + z1 )] − 2
 
 π
 


(2_15)

Theo đó, ta tính được: Theo đó, ta tính được:

a∗ = 0,25.25,4

2


 (101 − 23)  
2
146 − 0,5 ( 23 + 101) + [146 − 0,5(23 + 101)] − 2 
 
π




⇒ a∗ = 1017,96 (mm)
Lấy a* = 1018
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
∆a = 0,003.a = 0,003.1009 = 3,027 (mm)
⇒ a = a∗ - ∆a = 1018 – 3,027 1014(mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây (theo công thức 5.14 trang 85 [I])
i=
Ta có : i =

z1.nII
15.xc ≤ [i]
23.275
15.146 = 2,89

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 19

(2_16)

Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

⇒

Đồ án cơ sở thiết kế máy

i = 2,89 < [i] = 30 (Tra bảng 5.9 tr85[I] )

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện
tượng gẫy các răng và đứt mắt xích
4. Kiểm nghiệm xích về độ bền
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 công thức 5.15 tr85 [I] )
Q
k d .Ft + F0 + Fv ≥ [s]

s=

Trong đó: - Tải trọng phá hỏng : Q = 56,7 kN

(2_17)
(Tra bảng 5.2 tr 78[I] )

- Khối lượng của 1 mét xích : q = 2,6 kg
- Hệ số tải trọng động : kđ = 1 (Chế độ làm việc êm );
- Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
v=

23.25, 4.68
60000 = 0,662 (m/s)

z1. p.nlv
60.103 =

- Lực vòng trên đĩa xích:
1000.P II

Ft =

v

=

1000.4,52
0, 662 = 6827,79 (N)

- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2 = 2,6. 0,6622 = 1,139 (N)
-Lực căng do nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a
Trong đó :
- Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40o so với
phương nằm ngang (tra bảng 5.10 tr86[I])
Với: f = (0,01…0,02)a, ta lấy: f = 0,015.a =0,015. 1,014 = 0,01521 (m);
F0 = 9,81. 2. 2,6.1,01521 = 51,78 (N)
GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 20

Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

56700
1.6827, 79 + 51, 78 + 1,139 = 8,240

Từ đó, ta tính được: s =

[s] = 8,2

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.2.3 Xác định đường kính đĩa xích và lực tác dụng lên trục
1. Xác định đường kính đĩa xích
• Đường kính vòng chia d1 và d2:
p
π 
sin 
 z1 

d1 =

=

25, 4
π 
sin  ÷

 23  = 186,5(mm)

=

25, 4
 π 
sin 
÷
 101  = 816,72 (mm)

chọn d1 = 187 (mm)
p
π 
sin 
 z2 

d2 =

chọn d2 = 817 (mm)
• Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
da1 = p[0,5 + cotg(

π
z1 ) = 25,4. [0,5 + cotg

π
23 ] = 197,5 (mm)

Chọn da1 = 198 (mm)
π

z1 )] =25,4 [0,5 + cotg(

da2 = p[0,5 + cotg (

π
101 )] = 829,02 (mm)

Chọn da2 = 829 mm
• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
df1 = d1 - 2r
Trong đó :
Bán kính đáy răng
với
⇒

:

r = 0,5025.dl + 0,05
: dl = 15,88 (mm)

r = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 (mm)

Do đó:

df1 = 187-2.8,03 = 171(mm)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 21

( tra bảng 5.2 tr78[I] )

Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

df2 = 817-2.8,03= 801(mm)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 22

Đồ án cơ sở thiết kế máy


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

2. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: (theo công thức
5.18 tr87 [I] )

σH = 0,47.

k r ( Ft K d + Fvd ).E
A.k d

≤ [σH]

(2_18)

Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép

: [σH] =650 (MPa )

( Tra bảng 5.11 tr86 [I])
- Lực vòng trên băng tải

: Ft = 3000(N)

- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1) :
Fvd = 13. 10-7. nII. p3. m
= 13. 10-7. 275. (25,4)3. 1 = 5,86 (N)
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy:
kd = 1 (xích 1 dãy)
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích :
với z1 = 23 ⇒ kr1 = 0,48
- Mô đun đàn hồi :

E=

2 E1 .E 2
E1 + E 2

Với : E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E =
2,1. 105 Mpa
- Diện tích chiếu của bản lề :

⇒

-

σH1 = 0,47.

A = 180 (mm2)

0, 48 ( 3000.1 + 5,86 ) .2,1.105
180.1
= 609,78 (Mpa)

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z2 = 101 ⇒ kr2 = 0,22
Fvd2 = 13. 10-7. nlv. p3. m = 13. 10-7. 68. (25,4)3. 1 = 1,45 (N)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 23


Trường ĐH SPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

⇒

σH2 = 0,47.

Đồ án cơ sở thiết kế máy

0, 22 ( 3000.1, 2 + 1, 45 ) .2,1.105
180.1
= 451,88 (Mpa)

Như vậy: σH1 = 667,93 MPa < [σH] = 900 MPa ;
σH2 = 451,88 MPa < [σH] = 650 Mpa ;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là vật liệu gang xỏm C421-44 tôi ram độ rắn
bề mặt HB 321...429 chế tạo bánh răng 1
Bánh răng 2 : sử dụng thộp 45 bằng phương pháp tôi ram HRC 45-50
3. Xác định các lực tác dụng lên trục
Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2:
F1 = Ft + F2
F2 = F0 + Fv
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F 0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng
lên trục được xác định (theo công thức 5.20 tr88 [I])
Fr = kx. Ft
Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích :
Với : kx = 1,15 (Bộ truyền nằm ngang một góc < 450 )
⇒

Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 3000 (N)

⇒

Fr = 1,15 . 3000=3450 (N)

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 24

(2_19)


Trường ĐH SPKT Hưng Yên

Khoa Cơ khí

Đồ án cơ sở thiết kế máy

d2

F1
d1

n1
O1

n2
25°
25°

Frx

1
F2
2

Hình 2_4: Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc

df
d
da

b

Hình 2_5:Hình vẽ mặt cắt bánh xích

GVHD : NGUYỄN ĐẶNG BÌNH THÀNH
Page 25