Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải (đề số 2a)

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Đề số: 2A
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
a.Công suất cần thiết Pct:
P ct = KW
Trong đó: P lv : công suất trên trục công tác
β

: hệ số tải trọng tương đương

η

: hiệu suất truyền động

Công suất trên trục công tác :

P lv =

F .v
1000

KW

F=3250N : Lực kéo băng tải

v=1,6m/s : Vận tốc băng tải
P lv = =5,2 KW
Hệ số tải trọng tương đương : β
2

β =

 Pi  t i
12.4 + (0,6) 2 .4
∑ ÷ .
=
= 0,8246
8
 P1  t ck

Hiệu suất truyền động : η
η = ηđηbrη³olηk
ηđ = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở
( Tra bảng 2-3)
ηbr= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3)
ηol= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn
( Tra bảng 2-3)
ηx = 0,92 : Hiệu suất bộ truyền xích
( Tra bảng 2-3)
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

11

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

η = 0,96.0,96. 0,993.0.92 = 0,8227
Công suất cần thiết Pct bằng :

P ct = =

5,2.0,8246
= 5,212KW
0,8227

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht
Trong đó

nlv : là số vòng quay của trục công tác
uht : là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Số vòng quay của trục công tác : nlv
6000v
π .D

6000.1,6
= 80 ,42
π .380

nlv =
=
vòng/phút
với D=380mm : đường kính băng tải
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : uht
uht = uđubrux
Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : uđ = 4 ; ubr = 3 ; ux = 3.
Suy ra :
uht = 4.3.3=36
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nSb= nlv.uht =80,42.36 = 2895,12 vòng/phút
3. Chọn động cơ :
Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên
động cơ phải có Pđm ≥ Pct= 5,212KW
Nđc~ nsb= 2895,12
-Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu K132M2 có
thông số kỹ thuật
+ Công suất định mức: Pđc= 5,5 (KW)
+ Tốc độ quay
: nđc= 2900(v/p)
+ Khối lượng
: m = 73kg
+ Hệ số quá tải
: Tk/Tdn =2,2
+ Đường kính trục động cơ: D = 32mm.
II. Phân phối tỷ số truyền :
- Với động cơ đã chọn , ta có : Pđc = 5.5 (KW)
nđc = 2900 v/p
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có : = =
Mà ta có : uht = uđubrux

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

22


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

Trong đó :

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

uđ = 4: tỷ số truyền của bộ truyền đai thang
ubr = 3: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng

=>
ux = uht/(uđubr) =36,06/(4.3)=3,005
6. Tốc độ quay và công suất động cơ trên các trục :
- Tốc độ quay trên trục động cơ : nđc = 2900 ( v/p)
2900
=
= 725(v / ph)
4
- Tốc độ quay trên trục I là:
725
=
= 241,67 (v / ph)
3
- Tốc độ quay trên trục II là:

241,67
=
= 80 ,42 (v / ph)
3,005
- Tốc độ quay trên trục công tác là:
- Công suất trên trục động cơ là: Pđc = Pct = 5.212 KW
- Công suất trên trục I là
: PI = Pđcηđηol = 5,212.0,96.0,99=4,95 KW
- Công suất trên trục II là
: PII= PIηbrηol= 4,95.0,96.0,99 = 4,70 KW
- Công suất trên trục công tác : Plv= PIIηxηol= 4,70.0,92.0,99 = 4,28 KW
7. Xác định momen xoắn trên các trục :
Momen xoắn trên trục động cơ là:
Momen xoắn trên trục I là :
Momen xoắn trên trục II là :
Momen xoắn trên trục công tác là :

♦ Ta có bảng thông số sau :
Thông số/Trục
Động cơ

I
uđ=4

II
ubr=3

P (KW)
5,212
4,95

n (v/ph)
2900
725
T (N.mm)
17163,66
65203,45
PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN

4,70
241,67
185728,47

Công tác
ux=3,005
4,28
80,42
508256,65

I .Bộ truyền đai thang
1.Chọn loại đai :
a.Các thông số đầu vào :
Công suất trên trục chủ động ( trục bánh đai nhỏ ) : P1= Pđc =5,212 KW
Tốc độ quay của bánh đai nhỏ : n1=nđc =2900V/P
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

33


o

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

h

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊNt
KHOA: CƠ KHÍ

Momen xoắn trên trục chủ động : T1=Tđc =17163,66 Nmm
Tỷ số truyền : u1= uđ = 4
Số ca làm việc : 2 ca
Đặc tính làm việc : Va đập vừa
b.Chọn loại đat
Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước :
– Chọn loại đai.
– Xác định kích thước và thông số các bộ truyền .
– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của
đai.
– Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra :
Đai dẹt ,đai thang ,đai
nhiều chêm và đai răng.
Với :
Công suất của bộ truyền đai : P1=5,212 KW
Số vòng quay trục chủ động : n1=2900V/P
– Theo hình 4.1/T59/q1 .Ta chọn tiết diện đai hình thang loại A.

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

44


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Dựa vào bảng 4.13/T59/q1 .Ta chọn loại thang thường .Theo đó ,
thông số kích thước cơ bản của đai thang thường loại A như sau :
Loại đai

Kích thước tiết diện đai (mm)

A

bt

b

h

y0

11

13

8

2,8

2.Xác định đường kính bánh đai :
a.Xác định đường kính bánh đai nhỏ :
Theo công thức (4.1)/t53/q1,đường kính bánh đai nhỏ được xác định :
3 T
3
17163,66
1
d1= ( 5,2...6,4).
= (5,2....6,4).
= 134,13....165,09 mm
Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1=160mm
theo tiêu chuẩn .
π.d1n1 π .160.2900
=
= 24,3m / s
60000
60000
Vận tốc đai : v =
v < vmax = 25 (m/s) ( thỏa mãn )
b.Xác định đường kính bánh đai lớn d2
Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn :
ε

Trong đó :

d2=uđ.d1.(1- )
uđ = 4 : hiệu suất bộ truyền đai
ε:

Hệ số trượt bộ truyền đai

ε

= 0,02

d2= 4.160.(1- 0,02) = 627,20 mm
Chọn theo tiêu chuẩn : d2=630 mm
Tỷ số truyền bộ truyền đai trong thực tế :
d2
630
udt =
=
= 4,02
d1.(1 − ε ) 160.(1 − 0,02)
Sai số của tỷ số truyền :
u − udt 4,02 − 4
∆u = dt
=
= 0,5 0 0 < 4 0 0
ud
4

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

(thoả mãn)

55

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
–Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có
Vậy ta có : a = 0,95. =0,95.630=598,5 mm
Chiều dài đai, theo công thức (4.4)/t54/q1 :
l = 2a+0,5.(
= 2.598,5 + 0,5.(630+160) + (630-160)²/(4.598.5)
= 2345,66 mm
Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l= 2500 mm
– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức
(4.15)/t60/q1,ta có :
v 24,3.103
=
= 9,72
l
2500
i=
Vậy ta có : i = 9,72 < =10
–Tính lại khoảng cách trục a:
a=

Trong đó :

λ + λ 2 − 8∆ 2

4

(mm)
(d − d )
(630 − 160)
λ = l − π 2 1 = 2500 − π
= 1259
2
2

∆=

Vậy khoảng cách trục thực : a =

mm

d 2 − d1 630 − 160
=
= 235mm
2
2

1259 + 12592 − 8.2352
= 582
4

mm

4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn:
Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :

d −d
630 − 160 0
α1 = 1800 − 2 1 .570 = 1800 −
.57 = 1340
a
582
d −d
630 − 160 0
α 2 = 1800 + 2 1 .570 = 1800 +
.57 = 2260
a
582
Góc ôm
α1 = 1340 > α min = 1200
Kiểm tra điều kiện :
( thỏa mãn )
5.Xác định số đai cần thiết z :
Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta cã: z =

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

66


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

: hệ số tải trọng động .Tra bảng 4.7/t55/q1,ta được =1,1
]: công suất cho phép .Tra bảng 4.19/t62/q1, ta được ]=4KW (với
v=24,3m/s và .
=>=, tra bảng 4.18/t61/q1, ta được
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
Ta có :
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dài đai.
Tra bảng 4.19/t62/q1 với tiết diện đai loại A ta có
=>= ,tra bảng 4.16/t61/q1 ta được
: Hệ số kể tới ảnh hưởng của tỉ số truyền Tra bảng 4.17/t61/q1 với u=4>3
=>
Vậy ta có sồ đai cần thiết là :
5,212.1,1
=
= 1.34
4.0,885.1,08.1,14.0,98
Z
đai.
Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B ,
Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :
Chiều rộng bánh đai :
B= (z –1).t + 2.e
Đường kính ngoài của bánh đai :
Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có : =3,3 , t=15 ,e =10
Vậy :
B = (2
160 +2.3,3 =166,6 mm
7.Xác định lực tác dụng lên trục :
– Lực căng trên một đai được xác định theo công thức 4.19/t63:

+
: Lực căng do lực li tâm sinh ra
Theo công thức 4.20/t64/q1 ,ta có :
Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1 ta được :=>
Vậy ta có :
–Lực tác dụng lên trục , công thức 4.21/t64/q1. Tacó :
= 2. = 2.166.2.sin = 611,22 N
0

.cosα = 611,22.cos80 =106,14 N
0

.sinα = 611,22.sin80 = 601,93 N
với α =là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
8.Bảng kết quả tính toán :

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

77


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

Thông số

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đai thang thường

Đường kính bánh đai nhỏ :

160mm

Đường kính bánh đai nhỏ :

630mm

Chiều rộng bánh đai

35mm

:B

Chiều dài đai

:l

2500mm

Số đai

:z

2 đai

Tiết diện đai

:A

81

Khoảng cách trục

:a

Góc ôm

:

Lực căng ban đầu

:

Lực tác
dụng lên trục

582,06mm

166N
106,14N
601,93N

II.Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
1.Các thông số đầu vào :
– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập vừa
– Số ca làm việc : 2 ca
– Công suất trên trục chủ động :
– Số vòng quay trên trục chủ động : =

– Momen xoắn trên trục chủ động : =65203,45 Nmm
– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng :
2.X ác định ứng suất cho phép :
a. Chọn vật liệu:
Ta chọn vật liệu cho cặp bánh răng côn răng thẳng như sau :
+ Bánh nhỏ :
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

88


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

÷

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =241 285,
có =850(MPa); =580(MPa)
+ Bánh lớn :
÷

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB=192 240,
có =750(MPa); = 450(MPa)
b. Xác định ứng suất cho phép :
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các
công thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:

H

[σ ] =

σ H0 lim.k Hl
sH

σ F0 lim .k Fc .k Fl
sF

F

[σ ] =
Trong đó :
σ

o
F lim

;σ

0
H lim

:lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng

với số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
F

H

s ; s : Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng
6.2 /t94/q1 .Ta có:
σ
σ

0
H lim

o
F lim

= 2.HB + 70

;

=1,8.HB

;

H

s =1,1
F

s =1,75

1

2

Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB =260 ; độ rắn bánh lớn : HB =250
Khi đó :
=2.260+70=590 MPa
=1,8.260=468 MPa
=2.250+70=570 MPa
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

99


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

=1,8.250=450 MPa
Fc

Fc

k : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k =1( tải trọng đặt một phía )
Hl

Fl

k ;k : Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1
;
ở đây:

; Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :

với HB <350 lấy

m H = 6

m F = 6

;:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc
6

có =4.10 với tất cả các loại thép
=30.

;: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương .
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo
các
Công thức 6.7và 6.8/t 93/q1 ta có:
3

N

HE

=60.c.

T 
∑  Ti  .ni .t i
6

FE

N =60.c.

T 
∑  Ti  .ni .t i

Với c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c =1
i

i

n , t :Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ta có:
3

3

= 60 .1.(1 .0,5+0,6 .0,5) .725.24000=63,5>

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1010


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3

= 60 .1.(1 .0,5+0,6 .0,5)..24000=21,16.107 >

6

6

7

= 60 .1.(1 .0,5+0,6 .0,5).725.24000 = 54,64.10 >

Vậy:

H

1

[σ ] =

H

590.1
= 536,36
1,1

2

[σ ] =

MPa

570.1
= 518,18
1,1

MPa

Với bánh răng côn răng thẳng ta có:
H

H

1

H

2

[σ ]=min([σ ] ;[σ ] )=518,18 MPa

F

1

468.1
.1

1,75

2

450.1
.1 = 257,14
1,75

[σ ] =

F

[σ ] =

= 267,43MPa

MPa

- Ứng suất quá tải cho phép , theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta
có:
[σH]max=2,8. σch ⇒ [σH]max1=2,8.580 = 1624 Mpa ;
[σH]max2=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[σF]max= 0,8.σch ⇒ [σF]max1= 0,8.580 = 464 Mpa ;
[σF]max2=0,8.450 = 360

Mpa ;

3.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
a. Chiều dài côn ngoài :
Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo công thức

6.52a/t112/q1 ta có:

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1111


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

u 2 + 1.3 T1 .k Hβ [(1 − k be ).kbe .u.[σ H ]2 ]

R e = k R.
Trong đó:
Kr=0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với
truyền động bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3
→

kr=0,5.100=50(MPa)1/3
u: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc, u= 3,5
T1 – Momen xoắn trên trục dẫn T1= 652063,45 N.
kbe - Hệ số chiều rộng vành răng kbe=b/Re=0,25 mm
kHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành

răng, với:

k be .u

0,25.3
=
= 0,43
2 − k be 2 − 0,25

tra bảng 6.21/t 113/q1 và trục lắp trên ổ đũa là
Ta được kHβ= 1,09
50. 32 + 1.3 65203,45.1,09 /[(1 − 0,25).0,25.3.( 509,09 ) = 124,44

R e=

mm

b.đường kính chia ngoài :
Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo
công thức 6.52b/t 112/q1 :
k d .3 T1 .k Hβ /[(1 − k be ).k be .u.[σ H ]2 ] =

de1=

2.Re
u 2 +1

2.124,44

=

32 + 1

= 78,70

mm

4.Xác định các thông số ăn khớp :
Tra bảng 6.22/t 114/q1 ta được : z1p=19
Với HB <350

⇒

z1=1,6.z1p=1,6.19= 30,04

⇒

chọn 31 răng .

Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ :
dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5.0,25).78,70 = 68,86 mm
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1212


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

mtm= dm1/z1 = 68,86/31= 2,22 mm
Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56/t 115/q1 :

mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =

2,22
= 2,54
1 − 0,5.0,25

mm

Theo bảng 6.8/t99/q1 lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 2,5mm do đó:
mtm= mte.(1- 0,5.kbe) =

z1 = dm1/mtm =
⇒

2,5.(1 − 0,5.0,25)

68,86
= 31,3
2,20

=2,20 mm

lấy z1=31răng

z2= u1.z1 = 3.31 = 93 lấy z2 = 93 răng

Do đó tỷ số truyền thực tế : u1=z2/z1=93/31= 3
Góc côn chia :
δ1=arctg(z1/z2) =arctg(31/93) =

δ2=90-δ1=
Theo bảng 6.20/t112/q1 với z1= 31 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
x1= 0,31

;

x2= - 0,31

Chiều dài côn ngoài :
R e=

0,5.mte z12 + z 22 = 0,5.2,5. 312 + 93 2 = 122,54

mm

Chiều rộng vành răng :
b == 122,54.0,25 =30,64 mm
lấy b = 31mm
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.58/t115/q1 ta có :
σH = zM.zε.zH.

2.T1 .k H . u 2 + 1 /( 0,85 .b.d m21 .u ) ≤

[σH]

Trong đó:

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1313


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ZM:Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng, theo bảng
6.5/t96/q1 ta có zM= 274 (MPA)1/3
zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức

zε =

4 − εα
3

ở đây:
α

ε :Hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức :
α

ε =[ 1,88- 3,2.(1/z1+1/z2)].cosβm

(víi βm= 0)

=[1,88-3,2.(1/31+1/93)].cos(0) =1,74

⇒ zε=

4 − 1,74
= 0,87
3

zH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12/t106/q1ta có
zH=1,76
T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 65203,45 N.mm
kH:Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công
thức 6.61/t116 /q1 :

kH =kHα.kHβ.kHV

kHβ:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng , kHβ=1,09
kHα:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa
các răng kHα=1
kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức
6.63/t116/q1
kHV = 1 + νH.b.dm1/(2.T1.kHβ.kHα)
Trong đó:
νH = δH.g0.v.

d m1 .( u + 1) / u

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1414

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

Với

v=

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

π .d m1 .n π .68,20.725
=
= 2,60
60000
60000

m/s

δH: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng
6.15/t107/q1 với dạng răng thẳng thì δH=0,006
g0 :Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo
bảng 6.16/t107/q1với cấp chính xác mức làm việc êm là 8 thì g0 = 56

νH= 0,006.56.2,60.

68,2.( 3 + 1)
3

= 8,33<230 thoả mãn

Vậy kHV = 1+8,33.31.68,2/(2.65203,45.1.1,09) = 1,12
Do đó

kH = 1.1,09.1,12 = 1,22

Với các trị số vừa tìm được , ta có :
274.1,76.0,87 .

σH =

2.65203,45.1,22. 3 2 + 1
= 490,77
0,85 .31.68,2 2.3

MPa

Theo CT 6.1[1] th×

[σH] = [σH]sb.zR.zv.kxH

Trong đó:
zv: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng ,
với v = 2,60 m/s

⇒ zv=1
÷

zR: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt ,với Ra=2,5 1,25

µm

⇒ zR= 0,95
kxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ,
với da <7000(mm)

⇒ kxH = 1

⇒[σH] = 518,18.0,95.1.1=492,27MPa
Ta thấy σH <[σH]
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Theo công thức 6.65/t116/q1 ta có :
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1515


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

σF1= 2.T1.kF.Yε.Yβ.YF/(0,85.b.mtm.dm1)
Trong đó :
kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/q1
kF=kFβ.kFα.kFv
Với kFβ: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng
Vành răng ,theo bảng 6.21[1] ta được kFβ=1,17

kFα: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸
kFα=1
kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo
công thức :
kFv=1+νF.b.dm1/(2.T1.kFβ.kFα)
với νF=δF.g0.v.

d m1 .( u + 1) / u

theo bảng 6.15và 6.16/t 107/q1 ta có:
δF = 0.016

; g0 = 56
68,2.( 3 + 1)
3

⇒ νF = 0.016.56.2,60.
= 22,21
⇒ kFv=1+22,21.31.68,2/(2.65203,45.1,17) = 1,31
Vậy kF = 1,17.1.1,31=1,53
Yε =1/εα=1/1,74=0,57
0
n

Yβ=1-β /140 = 1
ο

Với zv1=z1/cos(δ1) = 31/ cos(18,43 ) =32,68
ο

zv2=z2/cos(δ2) = 74/cos(71,57 ) = 294,17
x1= 0,31

;

x2=-0,31

Tra bảng 6.18/t109/q1ta có :
YF1 = 3,78 ;

YF2 = 3,60

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1616


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

Vậy σF1 =

2.65203,45.1,73.0,59.1.3,39
= 108,74
0,85 .54.108,49.5,71

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

MPa

σF2 = σF1.(YF2/YF1) = 108,74.(3,60/3,78) = 103,56 MPa

Ta thấy

σ F 1 < [σ F 1 ]

σ F 2 < [σ F 2 ]

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo .
7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
Theo công thức 6.48/t 110/q1ta có :
σHmax= σH.

k qt

≤

[σH]max

Với σH = 490,77 MPa

kqt =

Tmax
= 1,5
T

⇒ σHmax = 490,77.

1,5

= 601,07 MPa <[σH]max= 1264 MPa

Theo công thức 6.49/t 110/q1 ta có:
σFmax= σF .kqt ≤ [σF]max
⇒ σFmax1=σF1.kqt= 108,74.1,5 = 163,11 MPa < [σF1]max
σFmax2=σF2.kqt= 103,56.1,5= 155,34 MPa < [σF2]maxs
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn .
8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :
Theo các công thức trong bảng 6.19/t 111/q1ta có :
Đường kính chia ngoài : de
de1= mte.z1 = 2,5.31 = 77,5 mm
de2= mte.z2 = 2,5.93 = 232,50 mm
Đường kính trung bình của bánh :

dm1=

 0.5.b 
0.5.31 

1 −
.d e1 = 1 −
.77,5 = 67,70mm
Re 
 122,54 


Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1717


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 0.5.b 
0.5.31 

1 −
.d e 2 = 1 −
.232,5 = 203,09mm
Re 
 122,54 


dm2=
Chiều cao răng ngoài : he
he = 2.hte.mte + c
với mm
= 2.1.2,5 + 0,5 = 5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài : hae
hae1= (hte + xn1.cosβ).mte
= (1+0,3.1).2,5 = 3,25 mm
hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.2,5- 3,25 = 1,75 mm
Chiều cao chân răng ngoài : hfe
hfe1=he- hae1=5,5- 3,25 = 2,25 mm

hfe2= he- hae2 = 5,5 -1,75 = 3,75 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài : dae
dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1= 77,5 + 2.3,25.cos() = 83,67 mm
dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2= 232,50 + 2.1,75.cos() = 233,61mm
9. Xác định lực ăn khớp :
Lực vòng :

==1912,12 N

Lực hướng tâm : 1912,12. N
1912,12. N
Lực dọc trục : = 220,02 N ;

= 660,26 N

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1818


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn
Thông số
Số răng bánh răng côn nhỏ
Số răng bánh răng côn lớn

Tỷ số truyền
Đường kính trung bình của bánh răng
Đường kính chia ngoài của bánh răng
Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh
răng
Góc côn chia của bánh răng
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng
Chiều cao chân răng ngoài của bánh
răng
Mô đun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng của răng
Hệ số dịch chỉnh

Trị số
z1 = 31
z2 = 93
ubr = 3
Chủ động: dm1 = 67,70 mm
Bị động: dm2 = 203,09 mm
Chủ động: de1 = 77,50 mm
Bị động: de2 = 232,50 mm
Chủ động: dae1 = 83,67 mm
Bị động: dae2 = 233,61 mm
Chủ động: δ 1 = 18,43o
Bị động: δ 2 = 71,57o
he = 5,5 mm
Chủ động: hae1 = 3,25 mm
Bị động: hae2 = 1,75 mm

Chủ động: hfe1 = 2,25 mm
Bị động: hfe2 = 3,75 mm
mte = 2,5 mm
b = 31 mm
β = 0o
x1 = 0,31 mm
x2 = -0,31 mm

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

1919


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Lực tác dụng
=
=

III.Bộ truyền xích :
1.Số liệu ban đầu :
Công suất P = PII = 4,7 KW
n1 = nII = 241,67vg/ph
u = ux = 3,005
T ==185728,47 Nmm
Tải trọng va đập vừa

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α=8
Chọn loại xích :
Ta chọn loại xích ống con lăn . Do vận tốc và công suất bộ truyền
không lớn , giá thành rẻ và có độ bền mòn cao.
2.Xác định các thông số của bộ truyền :
a. Tính số răng đĩa xích :
-Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u = 3,005, ta chọn số răng của đĩa
xích nhỏ

Z1 = 29 – 2.u = 29 – 2.3,005 = 22,99 răng. Theo bảng

5.4/t80/q1.Lấy tròn theo số lẻ =23 răng
Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn :

Z2 = u. Z1= 3,005.23 = 69,12 răng

Ta chọn

Z2 = 70 răng < Zmax = 120 (răng) , thoả mãn
z2 70
=
= 3,04
z1 23
Kiểm nghiệm lại ux:
ux =
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

2020

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

% ∆ux =

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

u x − u 3,04 − 3,005
=
= 1% < 3%
u
3,005

b. Tính bước xích :
Ta xét điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mỏi của bộ truyền xích :
Theo CT 5.3/t81/q1:

Pt = P . k . kz . kn ≤ [P]

Trong đó:
Pt ,P,[P] là công suất tính toán ,công suất cần truyền và công syất
cho phép.
Hệ số răng đĩa dẫn :

kZ = 25/ Z1 = 25/23 =1,09

Hệ số vòng quay : k n = n01 / n1 = 200/ 241,67 = 0,83 với n 01 =
200vg/ph
Theo công thức 5.4/t81/q1: Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích :

k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc
Ta có:
ko – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, α=800 => ko =1,25
ka – hệ số chiều dài xích : chọn khoảng cách trục a ≈ 40.p
=>ka = 1
Kđc – hệ số xét đến khả năng điều chỉnh: chọn kđc =1,25
kbt – hệ số xét đến điều kiện bôi trơn :Tra bảng 5.6/t82/q1, điều
kiện môi trường có bụi,chất lượng bôi trơn II chọn kbt = 1,3
kđ – hệ số tải trọng động : tải trọng va đập vừa, lấy kđ = 1,5
kc – hệ số kể đến chế độ làm việc : làm việc 2 ca ,chọn kc=1,25
Vậy

k = ko . ka . kđc . kbt . kđ. kc
= 1,25 . 1 . 1,25. 1,3. 1,5 . 1,25 = 3,81

Suy ra

Pt = 4,7.3,81.1,09.0,83 =1 6,2 KW

Theo bảng 5.5/t81/q1 với n01 =200 vg/ ph, ta chọn bộ xích con lăn :
Bước xích p = 31,75 mm
Đường kính chốt
Chiều dài ống

B =27,46mm

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

2121

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Công suất cho phép [P] = 19,3 => Pt < [P] thỏa mãn điều kiện bền
mòn ,đồng thời theo bảng 5.8/t 83/q1 thỏa mãn điều kiện p < pmax
c) Tính số mắt xích :
- Tính sơ bộ khoảng cách trục :
a = 40 . p = 40 . 31,75 =1270 mm
Theo công thức 5.12/t 85/q1 :

xc =

2a
p

z1 + z 2
2

+
2.1270
31,75

+

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

23 + 70
2

(II -21)

(70 − 23) 2 .31,75
4.π 2 .1270

⇒ xc =
+
+
= 127,9
Ta chọn số mắt xích là chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích .
Chọn xc = 128 mắt.
d. Tính chính xác khoảng cách trục a:
Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có :
2

 ( z 2 − z1 )  
2
 xc − 0,5( z 2 + z1 ) + [ xc − 0,5( z 2 + z1 )] − 2
 
 π
 


a∗ = 0,25.p
Thay số ta tính được :
a∗= 0,25.31,75

2

 (70 − 23)  
2
128 − 0,5 ( 70 + 23) + [128 − 0,5(70 + 23)] − 2 
 
π



a∗ = 1271,63 mm

Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục
vừa tính được một lượng : a = ( 0,002…0,004). a∗
Chọn a = 0,004. a∗ = 0,004 . 1271,63= 5,09 mm
a = a* - ∆a = 1271,63 – 5,09= 1266,54 mm
vậy lấy a = 1267 mm.
Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây :

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

2222


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

z1.n1
15.xc

i=
≤ [i]
23.241,67
= 2,9
15.128
⇒ i=
Tra theo bảng 5.9/t 85/q1, ta có [i] = 25  thỏa mãn.
e. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo công thức 5.15/t80/q1, ta có:

s=

Q
k d .Ft + F0 + Fv

≥ [s]

Trong đó:
• Q – tải trọng phá hỏng . Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =88,5kN
• Kđ – hệ số tải trọng động . Trương hợp tải trọng va vừa , chọn
kđ = 1,2
• Ft – lực vòng trên đĩa xích: Ft = 1000P/v
v - vận tốc trên đĩa dẫn z1:

v=

⇒

z1. p.nI
60.103
23.31,75.241,67
60000

v=
1000.4,70
2,94

= 2,94 m/s

⇒ Ft =
= 1598,64 N
• F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q. a
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ
truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,02.a = 0,02. 1267 = 25,34 mm
kf = 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên
40o so với phương nằm ngang;

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

2323


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

q: khối lượng 1 mét xích. Tra bảng 5.2 trang 78 [1], ta có q =
3,8kg
⇒
F0 = 9,81.2. 3,8. 1
267= 94,46(N)
• Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
Fv = q. v2
⇒ Fv = 3,8. (2,94)2 = 32,85 (N)

Từ đó, ta tính được: s =

88500
1,2.1598,64 + 94,46 + 32,85

= 43,26

Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,5
⇒ s = 43,26 > [s] = 8,5 . Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ
bền.
f) Tính đường kính các đĩa xích:
Theo công thức 5.17/t86/q1, ta có:
• Đường kính vòng chia d1 và d2:
31,75
p
 180o 
π 
sin 

sin 
÷
 23 
 z1 
d1 =
=
= 233,17 mm
31,75
p
 180o 
π 
sin 
sin 
÷
 70 
 z2 
d2 =
=
= 707,68 mm
• Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:

Ta lấy d1 = 234 mm

Ta lấy d2 = 708 mm

da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/23)] = 246,87
Ta lấy da1 =247 mm
da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/70)] = 722,84
Ta lấy da2 =723 mm
• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = d1 - 2r
Trong đó: r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

2424


TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

r = 0,5025.dl + 0,05
với dl = 19,05 mm , theo bảng 5. 2/t78/q1
r = 0,5025 . 19,05 + 0,05 = 9,62 mm
do đó: df1 = 234 - 2. 9,62 = 214,76 mm, ta lấy df1 = 215 mm
df2 = 708 - 2. 9,62 = 688,76 mm , ta lấy df2 = 689 mm

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
σH = 0,47.

≤ [σH]

Trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11/t 86/q1,
với vật liệu làm đĩa xích là thép 45 tôi cải thiện HB170 [σH] =600MPa
Ft - Lực vòng trên băng tải, Ft = 1598,64 N
Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
Fvd = 13. 10-7. n1. p3. m

⇒

Fvd1 = 13. 10-7. 241,67. (31,75)3. 1 = 10,05 N
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1
(xích 1 dãy)
Kđ - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,5 (tải trọng va đập vừa).
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc
vào z tra trang 87/q1, với z1 = 23 ⇒ kr1 = 0,48

E=

2 E1 .E 2
E1 + E 2

- Mô đun đàn hồi , 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;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12/t87/q1,
ta có: A = 262 mm2;
Thay các số liệu trên vào công thức σH ta tính được:
- ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:

Giáo viên hướng dẫn : Nguyễn Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Tiến _LỚP CĐTK7

2525