THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

MỤC LỤC

MỤC LỤC.....................................................................................................................................................1
LỜI NÓI ĐẦU................................................................................................................................................4
ĐỀ TÀI..........................................................................................................................................................5
CHƯƠNG ITÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI...............................................................................6
CHƯƠNG IIXÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN
ĐỘNG..........................................................................................................................................................7

2.1 Xác định công suất động cơ, chọn động cơ ..........................................................................7
2.2 Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền......................................................................................8
CHƯƠNG IIITÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH...................................................................................................9

3.1 Thông số ban đầu:..................................................................................................................9
3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích.................................................................9
a.Chọn số răng của đĩa xích.................................................................................................................9
b.Xác định bước xích p.........................................................................................................................9
c.Chiều rộng xích răng........................................................................................................................10
d.Khoảng cách trục và số mắc xích....................................................................................................10

3.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền...............................................................................................10
3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và các lực tác dụng lên trục.........................................11
CHƯƠNG IVTÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH.....................................................................13

4.1Thông số ban đầu..................................................................................................................13
4.2Chọn vật liệu.........................................................................................................................13
4.4Xác định thông số cơ bản của bộ truyền...............................................................................13

4.5Xác định các thông số ăn khớp:............................................................................................14
4.6Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:.................................................................................15
4.7Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:........................................................................................16
4.8Kiểm nghiệm răng về quá tải:...............................................................................................16
SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

1


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

CHƯƠNG VTÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM........................................................................18

5.1Thông số ban đầu..................................................................................................................18
5.2Xác định thông số cơ bản của bộ truyền...............................................................................18
5.3 Xác định các thông số ăn khớp:...........................................................................................18
5.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:................................................................................19
5.5Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:........................................................................................19
5.6Kiểm nghiệm răng về quá tải:...............................................................................................21
5.7Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu..................................................................................22
CHƯƠNG VITÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN......................................................................................23

6.1Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền....................................................................................23
6.2Tính toán thiết kế trục:..........................................................................................................24
a.Chọn vật liệu:..................................................................................................................................24
b.Tính sơ bộ trục................................................................................................................................24
c.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục I.............................................................25
d.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục II............................................................28

e.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục III...........................................................31

6.3Tính mối ghép then:..............................................................................................................33
6.4Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi..................................................................................34
6.5Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh..........................................................................................36
CHƯƠNG VIICHỌN Ổ LĂN..........................................................................................................................37

7.1Chọn loại ổ lăn:.....................................................................................................................37
7.2Chọn cấp chính xác ổ lăn:.....................................................................................................37
7.3Kiểm nghiệm khả năng tải động:..........................................................................................37
7.4Kiểm nghiệp khả năng tải tĩnh..............................................................................................39
II.6 CHỌN NỐI TRỤC..................................................................................................................................40

6. 1Tính momen tính toán..........................................................................................................40
6. 2Chọn nối trục:.......................................................................................................................40

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

2


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

6. 3Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi và chốt...........................................................40
CHƯƠNG VIIICHỌN THÂN MÁY – BULÔNG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC...................................................41

9. 1Chọn thân máy.....................................................................................................................41
9. 2Lựa chọn kích thước phấn tử bánh răng và trục:.................................................................42

9. 3Bán kính góc lượn và phần vát của trục...............................................................................42
9. 4Chọn vòng móc....................................................................................................................43
9. 5Chốt định vị..........................................................................................................................43
9. 6Cửa thăm..............................................................................................................................43
9. 7Nút thông hơi.......................................................................................................................44
9. 8Nút tháo dầu.........................................................................................................................44
9. 9Que thăm dầu.......................................................................................................................45
9. 10Rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt......................................................................................45
9. 11Vòng chắn dầu...................................................................................................................46
9. 12Vòng hãm lò xo và rãnh trên trục......................................................................................46
CHƯƠNG IXBẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP.....................................................................................................48

10.1Chọn kiểu lắp......................................................................................................................48
10.2Bảng dung sai lắp ghép.......................................................................................................48

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

3


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

LỜI NÓI ĐẦU

Hầu hết các động cơ hiện nay điều có số vòng quay rất lớn. Tuy nhiên, số vòng quay yêu
cầu của tải là nhỏ. Do đó, hộp giảm tốc có vai trò cực kỳ quan trọng trong vấn đề dẫn động cho
máy.
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí là môn học nhằm mục đích giúp sinh viên làm

quen với công việc thiết kế máy nói chung và thiết kế hộp giảm tốc nói riêng. Đồng thời giúp
sinh viên ôn lại kiến thức của các môn học trước, nắm vững và hiểu được cách áp dụng chúng
ngoài thực tế. Thêm nữa, còn rèn luyện cho sinh viên kỹ năng vẽ một bản vẽ kỹ thuật, đọc bản
vẽ,..
Em xin chân thành cảm ơn thầy Trần Quốc Hùng đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

Tp Hồ Chí Minh, ngày 18 tháng 05 năm 2010
Sinh viên thực hiện
NGUYỄN VĂN TÂY

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

4


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

ĐỀ TÀI
Đề số 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số 39

Hình 0.1 Hệ thống dẫn động băng tải
 Số liệu thiết kế:
- Công suất trên trục băng tải P = 9,65 KW
- Số vòng quay trên trục tang dẫn n = 46 vòng/ph
- Thời gian phục vụ L = 5 năm
- Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ ( một năm làm việc 300 ngày, một ca
làm việc 8 giờ ).

- Chế độ tải: T1 = T T2 = 0,53T
t1 = 65s
t2 = 13s

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

5


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

CHƯƠNG I

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Hệ thống gồm một bộ truyền kín và một bộ truyền hở.
+
Bộ truyền hở: bộ truyền xích với ưu điểm truyền được công suất lớn và chính xác
nhưng gây ồn và quay với tốc độ thấp ( được đặt ở cấp độ chậm ).
+
Bộ phận truyền kín gồm hai cấp: Cấp nhanh gồm hai cặp bánh răng trụ răng
nghiêng giống nhau. Như vậy sẽ khử được lực dọc trục tạo điều kiện giảm bớt gánh nặng cho
hai ổ trên trục này. Cấp chậm gồm một cặp bánh răng trụ răng thẳng.
+
Để tải trọng phân bố đều trên các cặp bánh răng phân đôi, người ta dùng cặp bánh
0
0
răng nghiêng có góc nghiêng lớn ( β = 30 ......40 ) và hướng răng ngược nhau

+
+

Theo kinh nghiệm thì trục nhanh của cấp phân đôi sẽ được đặt một ổ tùy động.
So với hộp giảm tốc khai triên, hộp giảm tốc phân đôi có ưu điểm:
 Tải trọng phân bố đều cho các ổ.
 Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ
các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.
 Tại tiết diện nguy hiểm của trục trung gian, mô men xoắn chỉ tương ứng
với một nửa công suất được truyền tới trục.
 Nhờ vậy, hộp giảm tốc phân đôi có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc
khai triển.
+
Tuy nhiên, hộp giảm tốc phân đôi có nhược điểm chiều rộng hộp tăng, cấu tạo bộ
phận ổ phức tạp hơn, số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng.

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

6


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

CHƯƠNG II

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

2.1 Xác định công suất động cơ, chọn động cơ
- Công suất cần thiết trên trục động cơ được tính theo công thức:
P
Pct = t = 10, 23 KW [1, trang 19, công thức 2.8]
η

 Trong đó:
Ti

+

Pt = Ptd = T1

∑ (T ) t
∑t
2

1

i

= 9, 65

i

65 + 0,532.13
công suất tính toán trên trục
≈ 9 KW
65 + 13

công tác. [1,trang 20, công thức 2.12; 2.14]
o Với Ptd là công suất tương đương khi tải trọng thay đổi.
o T1 = T= 9.65 KW công suất lớn nhất bằng công suất làm việc.
o ti thời gian công suất thứ i tác dụng.
2
3
+ η = ηbr .η x .ηol = 0.88 hiệu suất truyền động [1, trang 19, công thức 2.9]

o ηbr = 0.98 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
o η x = 0.93 hiệu suất bộ truyền xích.
o ηol = 0,995 hiệu suất một cặp ổ lăn.
-

o [1, trang 19, bảng 2.3]
Chọn sơ bộ tỉ số truyền cho các bộ truyền
o Bộ truyền xích ux = 2
o Hộp giảm tốc uh = 8
o [1, trang 21, bảng 2.4]
Tỉ số truyền toàn bộ ut = u x .uh = 16

- Số vòng quay sơ bộ động cơ
nsb = nlv .ut = 736 (v/ph)

 Trong đó:
•
-

nlv = 46 (v/ph)

 Pdc ≥ Pct
Chọn động cơ theo tiêu chuẩn 
[1, trang 22, công thức 2.19]
ndb ≈ nsb
Dựa và [1, trang 237, bảng P1.3] chọn động cơ có thông số:
o Kiểu động cơ 4A160S6Y3
o Công suất Pdc = 11 (KW)
o Vận tốc quay ndc = 970 (v/ph)
o

cosϕ = 0,86

o Mômen khởi động trên mô men danh nghĩa

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

Tk
= 1, 2
Tdn
7


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

o Mômen cực đại trên mômen danh nghĩa

Tmax
=2

Tdn

o η = 86%
2.2 Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền
- Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động
n
ut = dc ≈ 21,3
nlv

 Trong đó: nlv = 46 (v/ph)
-

Tỉ số truyền của bộ truyền xích
u
21,3
ux = t =
= 2, 67
uh
8

-

Dựa vào [1, trang 43, bảng 3.1] ta phân phối tỉ số truyền như sau:
+ Cấp nhanh u1 = 3,08
+ Cấp chậm u2 = 2,6
+ Xích u x = 2, 67

Gọi P1 , P2 , P3 , P4 , n1 , n2 , n3 , n4 , T1 , T2 , T3 , T4 lần lượt là công suất và số vòng quay trên các trục
I, II, III trên hộp giảm tốc.
Bảng 2.1 Tính các thông số động học

-

o

P3 =

P4 = Pt = 9 KW

n4 =

n3
= 45,83 (v/ph)
ux

T4 = 9,55.106

P4
= 1875409 Nmm
n4

Plv
= 9, 726 KW
η xηol

n3 =

n2
= 122.38 (v/ph)
u2

T3 = 9,55.106

P3
= 758975 Nmm
n3

n1
= 318 (v/ph)
u1

T2 = 9,55.106

P3
= 9,974 KW
ηbrηol
P
P1 = 2 = 10, 229 KW
ηbrηol
P2 =

n2 =

n1 = ndc = 980 (v/ph)

Bảng 2.2 tổng hợp các thông số trên các trục
Trục
Động cơ, I
II
Công suất P,
10,229

9,974
KW
Tỉ số truyền u
3,08
Số vòng quay n
980
318
(v/ph)
Mô men xoắn T,
99680
299534
Nmm

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

P2
= 299534 Nmm
n2
P
T1 = 9,55.106 1 = 99680 Nmm
n1

III

IV (tải)

9,726

9

2,6

2,67
122.38

45,83

758975

1875409

8


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

CHƯƠNG III TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
3.1 Thông số ban đầu:
+ Công suất P= 9,726 KW ( chủ động); 9 (bị động)
+ Số vòng quay bánh dẫn n=122,38 v/ph
+ Mômen xoắn T=758975 (chủ động) 1875409 (bị động)
+ Tỉ số truyền u= 2,67
+ Điều kiện làm việc quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
- Chọn loại xích: xích ống con lăn.
a. Chọn số răng của đĩa xích
- Dựa vào [1, trang 80, bảng 5.4] chọn số răng của đĩa nhỏ (chủ động) là z1 = 25 răng.
-

Số răng của đĩa lớn (bị động) z2 = u.z1 = 2, 67.25 = 66, 75 (răng) chọn z2 = 67 (răng)

-

Tỉ số truyền tính lại u =

z2 53
=
= 2, 68
z1 27

b. Xác định bước xích p
- Bộ truyền đặt nằm ngang, có khoảng cách trục a = (30 – 50)p, có thể điều chỉnh được lực
căng xích, chịu tải trọng tĩnh làm việc 1 ca va bôi trơn bằng phương pháp nhỏ giọt.
- Dựa vào [1, trang 81, bảng 5.5] ta chọn bước xích với số vòng quay đĩa nhỏ là n= 122,38
v/ph (n01= 50 v/ph) công suất truyền là 10,43 KW ( [P] = 10,5 KW) ta chọn xích như
sau:
o Bước xích : p = 38,1 mm ≤ pmax = 50,58mm [1, trang 83, bảng 5.8]

-

-

o Đường kính chốt dc = 11,12 mm
o Chiều dài ống B = 35,46 mm
z pn
Vận tốc xích v = 1 1 = 2,1 m/s
60000
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:

Pt = P.k .k z .kn = 6, 63 ≤ [ P ] = 10,5 KW [1, trang 81, công thức 5.3]

 Trong đó:
•
•

Pt,P,[P] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho
phép KW
z
25
k z = 01 =
= 1 hệ số răng
z1 25
n01
50
=
; 0,55 hệ số vòng quay
n1 91,16

•

kn =

•

k = k0 ka kdc kbt k d kc = 1,3
o Trong đó:
• k0 = 1 hệ số ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền.
•

ka = 1 hệ số ảnh hưởng đến khoảng cách trục và chiều dài xích

•

k

dc

= 1 hệ số ảnh hưởng đến việc điều chỉnh lực căng xích

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

9


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

•

kc = 1 hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

•

kbt = 1,3 hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôi trơn

•

kd = 1 hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.

• Tham khảo [1, trang 82, bảng 5.6 và 5.7]
c. Chiều rộng xích răng
- Chiều rộng xích cần thiết
250 Pkkv
Bt =
= 50,59mm
2
3
pv

 Trong đó kv = 1 ( v ≤ 10 m/s)
d. Khoảng cách trục và số mắc xích
- Chọn sơ bộ khoảng cách trục là a = 30p = 1143 mm [1, trang 84, công thức 5.11]
- Số mắc xích x

( z − z ) p = 108,98 mắc xích
2a z1 + z2
x=
+
+ 2 2 21
p
2
4π a
Chọn x = 108 mắc xích
- Khoảng cách trục a tính lại
2




a = 0, 25 p  xc − 0, 25( z2 + z1 ) +

*

2 

2
 z2 − z1   
[ xc − 0, 25( z2 + z1 ) ] − 2 
  = 1599mm
 π   



- Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính được giảm một lượng:
a = a* − 0, 002a* = 1595,8mm

- Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây:
z1n1
= 1,89 ≤ [ i ] = 20(1/ s) [1, trang 85, công thức 5.14 và bảng 5.9]
15 x
3.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền
- Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn
Q
s=
= 20,82 ≥ [ s ] = 7
kd Ft + F0 + Fv
i=

 Trong đó:

•
•

Q = 127000 N tải trọng phá hỏng [1, trang 78, bảng 5.2]
kd = 1, 2 hệ số tải trọng động

•

Ft =

•

1000 P
= 4631, 43N
v
Fv = qv 2 = 24, 255 N

•

o Trong đó: q = 5,5 kg khối lượng một mét xích. [1, trang 78 bảng 5.2]
F0 = 9,81k f qa = 516, 6 N
o Trong đó:
• a = 1,5958 m
• k f = 6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

10

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

• [s] = 7 hệ số an toàn cho phép [1, trang 86, bảng 5.10]
3.4 Xác định các thông số của đĩa xích và các lực tác dụng lên trục
a. Xác định các thông số của đĩa xích
- Đường kính vòng chia của đĩa xích
p

d
=
= 304mm
1

π
sin

z1

[1, trang 86, công thức 5.17]

 d = p = 813mm
π
 1
sin

z2


- Các thông số còn lại của xích con lăn:
o
o
o
o
o
o
o

Xích một dãy
Bề rộng B = 25,4 mm
d0=11,1 mm
d1 = 22,23 mm
h = 30 mm
b = 50 mm
[1, trang 78, bảng 5.2]

- Vật liệu chế tạo đĩa xích [1, trang 86, bảng 5.11]
Bảng 3.1 Vật liệu đĩa xích
Ứng suất tiếp xúc
Vật liệu

Nhiệt luyện

Độ rắn bề mặt

cho phép [ σ H ]
MPa

Gang xám

CЧ 24-44

Tôi, ram

HB 321…429

550…650

Điều kiện làm
việc của đĩa xích
Đĩa bị động có số
răng lớn z > 50
với vận tốc xích
v < 3m/s

- Ứng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
σ H = 0, 47

kr ( Ft K d + Fvd ) E
= 311, 45 ≤ [ σ H ] = 650 MPa
Akd

 Trong đó:
•

[ σ H ] = 650MPa

•

Fvd = 13.10−7 n1 p 3m = 8,8

o

[1, trang 86, bảng 5.11]

m=1 xích một dãy.

•

kd =1 hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy

•

K d = 1,2 hệ số tải trọng động

•

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

•
•

E = 2.1× 105 MPa
A =395 mm2 diện tích chiếu của bản lề. [1, trang 87 bangr 5.12]

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

11


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

• Ft = 1631,43 N
b. Xác định lực tác dụng lên trục
- Lực căng trên nhánh chủ động và bị động:
F1 = Ft + F2
F2 = F0 + Fv

- Lực tác dụng lên trục:
Fr = k x Ft = 1876,15 N

 Trong đó
•

k x = 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích

•

Ft = 1631,43 N

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

12


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP NHANH
4.1 Thông số ban đầu
10, 229
= 5,11 KW
+ Công suất P =
2
+ Số vòng quay bánh dẫn n=980 v/ph
99680
= 49840 Nmm
+ Mômen xoắn T =
2
+ Tỉ số truyền u= 3,08
+ Điều kiện làm việc quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
4.2 Chọn vật liệu
- Hộp giảm tốc chịu công suất trung bình và nhỏ ta chọn vật liệu thép nhóm I với độ rắn
HB ≤ 350 . Bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Có thể cắt chính xác sau nhiệt
luyện, có khả năng chạy mòn.
- Nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 HB
4.3 Ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức:

[σH ] =

σ H0 lim
K HL = 518MPa [1, trang 93, công thức 6.1a]
SH

[σF ] =

σ F0 lim

K FC K FL = 325, 7 MPa [1, trang 93, công thức 6.2a]
SF

 Trong đó:
•

σ H0 lim = 2 HB + 70 = 570 MPa σ F0 lim = 1,8 HB = 450 MPa
S H = 1.1

•

S F = 1.75

•

[1, trang 94, bảng 6.2]
K FC = 1 hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

•

K HL = mH

N HO
=1
N HE

K FL = mF

N HO
=1

N FE

[1, trang 93, công thức 6.3 và 6.4]

4.4 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục aw
aw = K a (u + 1) 3

T1 K H β

[σH ]

2

uϕba

= 147 mm [1, trang 96, công thức 6.15a]

Chọn aw= 150 mm
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d w1 = K d 3

T1 K H β (u + 1)

[σH ]

2

uϕbd

≈ 27mm [1, trang 96, công thức 6.15b]

 Trong đó:
SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

13


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

•

K a = 49,5MPa1/3

•

răng và loại răng
T1 = 49840 Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động

•

[ σ H ] = 518 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép

•

ϕba = 0, 24 (cấp nhanh lấy nhỏ hơn 20% so với cấp chậm)
ϕbd =

•

K d = 77 MPa1/3 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh

bw
= 1, 4 [1, trang 97, bảng 6.6]
d w1

K H β = 1, 28 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc [1, trang 98, bảng 6.7]
4.5 Xác định các thông số ăn khớp:
- Chọn β = 300
2a cosβ

w
- Số răng bánh nhỏ : z1 = m(u + 1) = 25, 47

- Số răng bánh lớn : z2 = uz1 = 77

Chọn z1=25 răng

chọn z2=77 răng

z

2
- Tính lại tỉ số truyền u = z ≈ 3, 08 (lệch 1,2 % < 4% so với tỉ số truyền tiêu chuẩn 3,15)

- Tính lại góc β cosβ =

m( z1 + z2 )
= 0,85 ⇒ β = 31,80 = 310 47 ''
2 aw

- Mô đun: m= (0,01÷0,02)aw= 2,5 mm (2 – 4 mm)
- 10 < z1 < 30 dùng dịch chỉnh để cải thiện chất lượng ăn khớp.

 1
1 
o Với hệ số trùng khớp ngang ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cosβ = 1.45 [1, trang
 Z1 Z 2  

105, công thức 6.38b]
o Dùng dịch chỉnh góc x1 = 0.5 x2 = 0.5
o xt = x1 + x2 = 1
1000 xt
= 9,8 [1, trang 102, công thức 6.28]
o kx =
Zt
o k y = 0, 622 [1, trang 102, bảng 6.10b]
o Hệ số giảm đỉnh răng: ∆y =

k y Zt

= 0, 063
1000
 0,5Z t

+ xt − ∆y ÷m = 152,36mm

o Khoảng cách trục aw = 
 cosβ

Z t m cos α
= 0, 79
α tw = 38,15o
o Góc ăn khớp: cosα tw =
2aw

- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
o Khoảng cách trục chia: a = 0,5m( z2 + z1 ) / cosβ = 150mm
o Khoảng cách trục: aw = a = 152,36mm
o Đường kính chia: d1 = mz1 / cosβ = 74mm d 2 = mz2 / cosβ = 227 mm
SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

14


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

d w 2 = d w1u = 230mm
o Đường kính lăn: d w1 = 2aw / (u + 1) = 74, 7 mm
o Đường kính đỉnh răng: d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )m = 77 mm
d a 2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆y ) m = 230mm
o Đường kính đáy răng: d f 1 = d1 − (2,5 − 2 x1 )m = 71mm
d f 2 = d 2 − (2,5 − 2 x2 )m = 224mm
db 2 = d 2cosα = 213,31mm
o Đường kính cơ sở db1 = d1cosα = 70mm

o Góc profin gốc α = 200
o Góc profin răng α t = arctan(tan α / cosβ ) = 30, 40
o Góc ăn khớp: atw = arccos(a cos α t / aw ) = 31,580
o Tổng hệ số dịch chỉnh xh =

( Z1 + Z 2 ) ( invα tw − invα t )
2tgα

= 1, 03

+ invα tw = 0, 063570
+ invα t = 0, 056217
+ [1, trang 247, bảng P2.1]
o Chiều rộng vành răng bánh bị động: bw = ϕba aw = 30mm
o Chiều rộng vành răng bánh chủ động: 35 mm
4.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

δ H = Z M .Z H .Zε

2.T1 K H (u + 1)
= 380, 25MPa < [δ H ] = 518MPa
bwud12

[1, trang 105, công thức 6.33]
 Trong đó:
•

Z M = 274( MPa )1/3 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp [1,

•

trang 96, bảng 6.5]
Z H = 1,52 hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc [1, trang 106, bảng 6.12]

•

Zε = 1/ ε α = 0,83 ( ε β =

•

K H = K H β K Hα K Hv = 1,51

bw sin β
= 2 ) hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
mπ

o Trong đó: K H β = 1, 24 hệ số kể đến sự không điều tải trọng trên chiều
rọng vành răng [1, trang 98, bảng 6.7]
o Trị số cấp chính xác bằng 9 [1, trang 106, bảng 6.13] với

π .d w1.n1
= 3,8m / s
60000
K H α = 1,16 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng

v=
o

đồng thời ăn khớp.
 K Hv = 1, 05 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp



[1, trang 250, bảng P2.3]
bw = ϕba aw = 30mm chiều rộng vành răng.

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

15


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

4.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt
quá một giá trị cho phép:
2T K Y Y Y
σ F 1 = 1 F ε β F 1 = 84 < [σ F 1 ]=325,7MPa [1, trang 108, công thức 6.43]
bw d w1m

σF2 =

σ F 1YF 2
= 86 < [σ F 2 ]=325, 7 MPa
YF 1

[1, trang 108, công thức 6.44]

 Trong đó:

•
•
•
•
•

T1 = 49840 Nmm mômen xoắn trên bánh chủ động
m =2,5 mm môdun pháp
bw= 30 mm chiều rộng vành răng.
dw1= 74,7 mm đường kính bánh răng bánh chủ động
Yε = 1/ ε = 0, 67 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

•

Yβ = 1 −

•

β0
9
=
= 0.77 hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140 10
YF 1 = 3, 42; YF 2 = 3,52 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 với
zv1 = z1 / cos3 β = 41 ; zv 2 = z2 / cos3 β = 125 [1, trang 109, bảng 6.18]

•

K F = K F β K Fα K Fv = 2, 646
o Trong đó:

• K F β = 1, 5 hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
•
•

rộng vành răng khi tính về uốn [1, trang 98, bảng 6.7]
K Fα = 1, 4 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng [1, trang 107, bảng 6.14]
v b d
K Fv = 1 + F w w1 = 1, 26 hệ số kể đến tải trọng không xuất hiện
2T1 K F β K Fα
trong khớp khi tính về uốn. [1, trang 109, công thức 6.46]

•

vF = σ F g 0 v aw / u = 23,95 [1, trang 109, công thức 6.47]
o σ F = 0, 016 [1, trang 107, bảng 6.15]
o

g 0 = 56 [1, trang 107, bảng 6.16]

o

v=

π .d w1.n1
= 3,8m / s
60000

4.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Công suất và momen cực đại tại các trục:

Bảng 4.1 Công suất và momen cực đại của các trục:
P4 = P3η xηol = 12,32 KW

n4 =

n3
= 45,83 (v/ph)
ux

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

T4 = 9,55.106

P4
= 2567227 Nmm
n4

16


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

o

n3 =

P3 = P2ηbrηol = 13,31 KW

n2
= 122.38 (v/ph)

u2

T3 = 9,55.106

n1
= 318 (v/ph)
u1

T2 = 9,55.106

n2 =

P2 = P1ηbrηol = 13, 65 KW
P1 = 14 KW

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

n1 = ndc = 980 (v/ph)

P3
= 1038655 Nmm
n3

P2
= 409930 Nmm
n2
P
T1 = 9,55.106 1 = 136429 Nmm
n1

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép:

σ H max = σ H K qt = 387 < [ σ H ] max = 1120MPa [1, trang 110, công thức 6.48]

 Trong đó:
•

[ σ H ] max = 2,8σ ch = 1120MPa


σ ch = 400 MPa

[1, trang 92, bảng 6.1]

o σ H = 329,85MPa theo (*)
Tmax 409930
=
= 1,37
T
299534
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư và phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn
cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị:
o

-

K qt =

σ F max = σ F K qt = 229 < [ σ F ] max = 320MPa

[1, trang 110, công thức 6.49]

 Trong đó:
•

σ F = 122,8MPa

•

[ σ F ] max = 0,8σ ch = 0,8.400 = 320MPa

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

[1, trang 96, công thức 6.14]

17


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

CHƯƠNG V TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM
5.1
+
+
+
+
+

5.2

-

Thông số ban đầu
Công suất P= 9,974 KW ( chủ động); 9,726 (bị động)
Số vòng quay bánh dẫn n=318 v/ph
Mômen xoắn T=299534 (chủ động) 758975 (bị động)
Tỉ số truyền u= 2,6
Điều kiện làm việc quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục aw

aw = K a (u + 1) 3

T1 K H β

[σH ]

2

uϕba

= 172, 7 mm [1, trang 96, công thức 6.15a]

Chọn aw=174 mm
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d w1 = K d 3

T1 K H β (u + 1)

[σH ]

2

uϕbd

= 81mm [1, trang 96, công thức 6.15b]

 Trong đó:
•

K a = 49,5MPa1/3

K d = 77 MPa1/3 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh

•

răng và loại răng
T1 = 299534 Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động

•

[ σ H ] = 518 Ứng suất tiếp xúc cho phép

•

ϕba =

bw

= 0, 4
aw

ϕbd =

bw
= 1, 4 [1, trang 97, bảng 6.6]
d w1

K H β = 1,06 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc [1, trang 98, bảng 6.7]
5.3 Xác định các thông số ăn khớp:
- Mô đun: m= (0,01÷0,02)aw= 2,5 mm (1,86…..3.72)
2aw
- Số răng bánh nhỏ : z1 = m(u + 1) = 39 răng
•

- Số răng bánh lớn : z2 = uz1 = 101 răng
z

2
- Tỉ số truyền tính lại u = z = 2,59 (sai lệch 4% so với tiêu chuẩn u = 2,5)
1

- z1 > 30 không dùng dich chỉnh.
- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ:
o
o
o
o

Khoảng cách trục chia: a = 0,5m( z2 + z1 ) / cosβ = 185mm
Khoảng cách trục: aw = a = 185mm
d 2 = mz2 / cosϕ = 267,5mm
Đường kính chia: d1 = mz1 / cosϕ = 102,5mm
d w 2 = d w1u = 267,8mm
Đường kính lăn: d w1 = 2aw / (u + 1) = 103mm

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

18


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

o Đường kính đỉnh răng: d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )m = 107,5mm
d a 2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆y ) m = 272,5mm
o Đường kính đáy răng: d f 1 = d1 − (2,5 − 2 x1 )m = 97,5mm
d f 2 = d 2 − (2,5 − 2 x2 )m = 262,5mm
o Đường kính cơ sở db1 = d1cosα = 96,32mm db 2 = d 2cosα = 251, 4mm
o Góc profin gốc α = 200
o Góc profin răng α t = arctan(tan α / cosβ ) = 200

5.4

o Góc ăn khớp: atw = arccos(a cos α t / aw ) = 200
o Không dùng dịch chỉnh.


 1
1 
o Hệ số trùng khớp ngang ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cosβ = 1.8 [1, trang 105,
 Z1 Z 2  

công thức 6.38b]
o Chiều rộng vành răng bánh bị động: bw = ϕba aw = 74mm
o Chiều rộng vành răng bánh chủ động: 79 mm
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

δ H = Z M .Z H .Zε

2.T1 K H (u + 1)
= 459MPa < [δ H ] = 518MPa
(*)
bwud12

[1, trang 105, công thức 6.33]
 Trong đó:
•

Z M = 274( MPa )1/3 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp [1,

•

trang 96, bảng 6.5]
Z H = 1, 76 hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc [1, trang 106, bảng 6.12]

•

Zε = (4 − ε α ) / 3 = 0,856 ( ε β = 0 ) hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

•

K H = K H β K Hα K Hv = 1,155
o Trong đó: K H β = 1, 05 hệ số kể đến sự không điều tải trọng trên chiều
rọng vành răng [1, trang 98, bảng 6.7]
o K H α = 1 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
o Trị số cấp chính xác bằng 9 [1, trang 106, bảng 6.13] với

π d w1n1
= 1, 7(v / ph)
60000
 K Hv = 1,1 hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp [1,
trang 250, bảng P2.3]
o bw = ϕba aw = 74mm chiều rộng vành răng
v=

5.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt
quá một giá trị cho phép:
SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

19


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

σ F1 =

σF2 =

2T1 K F Yε Yβ YF 1
bw d w1m

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

= 113,1 < [σ F 1 ]=325, 7 MPa [1, trang 108, công thức 6.43]

σ F 1YF 2
= 111 < [σ F 2 ]=325, 7 MPa
YF 1

[1, trang 108, công thức 6.44]

 Trong đó:
•
•
•
•
•
•
•

T1 = 299534 Nmm mômen xoắn trên bánh chủ động
m =2,5 mm môdun pháp
bw= 74 mm chiều rộng vành răng.
dw1= 103 mm đường kính bánh răng bánh chủ động
5

Yε = 1/ ε α = hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
9

β0
= 1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140
YF 1 = 3, 7; YF 2 = 3, 6 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 với zv1 = z1 / cos3 β = 41 ;
Yβ = 1 −

zv 2 = z2 / cos3 β = 107 [1, trang 109, bảng 6.18]
•

K F = K F β K Fα K Fv = 1, 75
o Trong đó:
• K F β = 1,12 hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
•
•

rộng vành răng khi tính về uốn [1, trang 98, bảng 6.7]
K Fα = 1,37 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng [1, trang 107, bảng 6.14]
v b d
K Fv = 1 + F w w1 = 1,14 hệ số kể đến tải trọng không xuất hiện
2T1 K F β K Fα
trong khớp khi tính về uốn. [1, trang 109, công thức 6.46]

o

vF = δ F g 0 v aw / u = 16, 75 [1, trang 109, công thức 6.47]


δ F = 0, 016 [1, trang 107, bảng 6.15]



g 0 = 73 [1, trang 107, bảng 6.16]



v=

π .d w1.n1
= 1, 7 m / s
60000

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

20


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

5.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Công suất và momen cực đại tại các trục:
Bảng 4.1 Công suất và momen cực đại của các trục:

o

P4 = P3η xηol = 12,32 KW

n4 =

n3
= 45,83 (v/ph)
ux

T4 = 9,55.106

P4
= 2567227 Nmm
n4

P3 = P2ηbrηol = 13,31 KW

n3 =

n2
= 122.38 (v/ph)
u2

T3 = 9,55.106

P3
= 1038655 Nmm
n3

n1
= 318 (v/ph)

u1

T2 = 9,55.106

P2 = P1ηbrηol = 13, 65 KW
P1 = 14 KW

n2 =

n1 = ndc = 980 (v/ph)

P2
= 409930 Nmm
n2
P
T1 = 9,55.106 1 = 136429 Nmm
n1

- Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép:

σ H max = σ H K qt = 799 < [ σ H ] max = 1120MPa [1, trang 110, công thức 6.48]

 Trong đó:
•

[ σ H ] max = 2,8σ ch = 1120MPa

•

σ ch = 400 MPa

[1, trang 92, bảng 6.1]

σ H = 428,93MPa ( Theo mục 4.6 trang 14)
T
1038655
= 3, 47
• K qt = max =
T
299534
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư và phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn
cực đại tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị:
•

-

σ F max = σ F K qt = 229 < [ σ F ] max = 320MPa

[1, trang 110, công thức 6.49]

 Trong đó:
o σ F = 122,8MPa
o

[ σ F ] max = 0,8σ ch = 0,8.400 = 320MPa

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

[1, trang 96, công thức 6.14]

21


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

5.7 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu

-

Hình 5.1 Bánh răng thiết kế thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu
Điều kiện bôi trơn ngâm dầu bao gồm những yêu cầu sau:
o Chiều cao răng bánh răng lớn cấp nhanh
hr = 11, 05mm
o Gọi Zmin, Zmax là khoảng cách từ mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất đến
đường nối tâm của các bánh răng.
o Dầu phải ngập từ (0,75 – 2)hr nhưng không nhỏ hơn 10mm
R1 − Z min = (0, 75 − 2)hr = (8, 21 − 21,9)
Chọn R1 − Z min = 11,5mm ⇒ Z min = 102mm
o Mức dầu cao nhất không được ngập quá 3 lần bán kính bánh răng bị động của bộ
truyền cấp chậm
1
2
R2 − Z max ≤ R2 ⇒ Z max ≥ R2 = 89, 2
3
3
Chọn Z max = 90mm
o hmax – hmin =Zmin - Zmax = 12 mm nằm trong khoảng từ 10 đến 15mm.

o Vậy thỏa điều kiện bôi trơn và ngâm dầu. Mức dầu cực đại và cực tiểu cách
đường nối tâm các bánh răng lần lượt là 90mm và 102mm

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

22


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

CHƯƠNG VI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
6.1 Sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền
- Bộ truyền xích:

Hình 6.1 Lực tác dụng bộ truyền xích trên hai trục III và IV.
o Lực hướng tâm Fr1 = Fr 2 = 1877 N
o Lực tiếp tuyến Ft1 = Ft 2 = 1632 N

- Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm

o
o

Hình 6.2 Lực tác dụng lên cặp bánh răng trụ cấp chậm
2T
Ft1 = Ft 2 = 1 = 5816 N
d w1
Fr1 = Fr 2 = Ft1 tan α w = 2117 N

- Bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh:

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

23


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

o

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

Hình 6.3 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
2T
Ft1 = Ft 2 = 1 = 1334 N
d w1
2 Ft1.tan α tw
= 1930 N
cosβ

o

Fr1 = Fr 2 =

o

Fa1 = Fa 2 = Ft1 tan β = 828 N

- Nối trục đàn hồi:

o Fr4 = (0,2÷0,3)Ft14 ⇒ Fr4 = 0,3.(2T/D) = 842 N với chiều ngược chiều với lực
vòng trên bánh răng.
 T1 = 99680 N
 D = 71mm [2, trang 68, bảng 16-10a]
6.2 Tính toán thiết kế trục:
a. Chọn vật liệu:
- Hộp tốc độ chịu tải trọng trung bình dùng thép C45 tôi cải thiện.

- Cơ tính của trục:
o Giới hạn bền: σ b = 750MPa
o Giới hạn chảy: σ ch = 450 MPa
o Độ rắn: 192 – 240HB
o [1, trang 92, bảng 6.1]
b. Tính sơ bộ trục
- Đường kính trục
o Trục I: d1 ≥ 3 T / (0, 2[τ ]) = 32,14mm


[ τ ] = 15MPa

o Trục II : d 2 ≥ 3 T / (0, 2[τ ]) = 42,15mm


Chọn d2 = 45mm

[ τ ] = 20MPa

o Trục III: d3 ≥ 3 T / (0, 2[τ ]) = 50,19mm



Chọn d1 = 35mm

Chọn d3 = 55mm

[ τ ] = 30MPa

o [1, trang 188, công thức 10.9]

- Khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
o Ta chọn ổ bi đỡ một dãy [1, trang 254, bảng P2.7]
Ký hiệu ổ
d, mm
D, mm
B, mm
R, mm
1000900
10
22
6
0.5

C, kN
2.62

Co , kN
1.38

o Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay k1 = 8 (8 .. 15)
o Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 mm (5 … 15)
o Khoảng cách từ chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 10 mm (10 … 20)
o Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 15 mm (15 … 20)
o Các thông số trên tham khảo [1, trang 189, bảng 10.3]

 Qui định các ký hiệu sử dụng:
SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

24


THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

GVHD: TRẦN QUỐC HÙNG

•
•
•

Chọn gốc là tại vị trí ổ bến trái của trục, chiều dương là hướng từ trái sang phải.
k là số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc.
i là số thứ tự của tiết diện trên đó có lắp chi tiết.Với 0;1 lần lượt là vị trí của ổ
trục.
• lki là khoảng cách từ gốc đến tiết diện thứ i trên trục.
• lmki chiều dài mayơ
• lcki chiều dài khoảng côngson
• bki chiều rộng vành răng thứ i trên trục k.
o Vị trí các tiết diện trên trục II
 Chiều dài mayo lm = (1,2 … 1,5 )d = 54 – 67,5 mm [1, trang 189, công

thức 10.10]
• Chiều rộng bánh răng cấp chậm là 79 mm, cấp nhanh là 30mm nên
lm 22 = lm 24 = 54mm ; lm 23 = 79mm


l22 = 0,5(lm 22 + b0 ) + k1 + k2 = 52,5mm



l23 = l22 + 0,5(lm 22 + lm 23 ) + k1 = 127 mm



l24 = 2l23 − l22 = 201,5mm

 l21 = 2l23 = 254mm
o Vị trí các tiết diện trên trục III:
 Chiều dài mayo lm33 = (1,2 … 1,5 )d3 = 66 – 82,5mm [1, trang 189, công
thức 10.10] lm 32 = lm 33 = 74mm (bề rộng bánh răng cấp chậm là 74mm)


l32 = l23 = 127mm



l31 = l21 = 254mm

 l33 = lc 32 = 0,5(lm33 + b0 ) + k3 + hn = 74,5mm
o Vị trí các tiết diện trên trục I:
 Chiều dài mayo lm = (1,2 … 1,5 )d1 = 42 – 52,5mm [1, trang 189, công

thức 10.10] lm12 = lm13 = lm14 = 42mm (bề rộng vành răng bánh răng là 35



mm)
Tuy nhiên vì đường kính bánh răng nhỏ nên ta không làm mayo mà tăng
bề rộng vành răng lên 42mm
l12 = l22 = 52,5mm



l13 = l24 = 201,5mm



l11 = l21 = 254mm



 l14 = l11 + lc14 = l11 + 0,5(lm14 + b0 ) + k3 + hn = 312,5mm
c. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục của trục I
1) Tính phản lực tại các gối tựa
o Trong mặt phẳng yz:
M x13 = M x12 = 42642 Nmm
Fy12 = Fy13 = 1930 N

SVTH: NGUYỄN VĂN TÂY – MSSV: 20602156

25