do an chi tiet may thiet ke he dan dong xich tai

TRƯỜNG ĐH BÁCH KHOA HÀ NỘI
VIỆN CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔBỐT
----------

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Sinh viên thực hiện:
MSSV:

Lớp:

Giảng viên hướng dẫn: TS Phạm Minh Hải

Hà Nội, tháng 12 năm 2015


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Mục lục:
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.
I.1
I.2
I.3
I.4
I.5
I.6
I.7

I.8
II.
II.1
II.2
II.3

Chọn động cơ
Công suất làm việc
Hiệu suất hệ dẫn động
Công suất cần thiết trên trục động cơ
Số vòng quay trên trục công tác
Chọn tỷ số truyền sơ bộ
Số vòng quay trên trục động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn động cơ
Phân phối tỷ số truyền, tính các thông số trên trục
Tỷ số truyền của hệ
Tính các thông số trên trục
Lập bảng kết quả
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

1.1 Chọn loại xích:
1.2 Chọn số răng đĩa xích:
1.3 Xác định bước xích:
1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
1.5. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
1.6.Xác định thông số đĩa xích:

1.7. Xác định lực tác dụng lên trục:
1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
1.1.

Chọn vật liệu bánh răng:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
2


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

1.2.
1.3.
1.4.
1.5.

Xác định ứng suất cho phép:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Xác định các thông số ăn khớp
Xác định các hệ số vầ một số thông số động học:

1.6

Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

1.7

Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

1.8

Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng:
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Tính toán khớp nối
4.1.1 Chọn khớp nối
4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối
4.1.3 Lực tác dụng lên trục
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trcuj vòng đàn hồi
4.2 Thiết kế trục
4.2.1 Chọn vật liệu
4.2.2 Xác định lực tác dụng
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
4.2.5 Xác định các phản lực tác dụng lên gối đỡ
4.3 Tính thiết kế trục:
4.3.1 Tính chi tiết trục II:
4.3.2Chọn then trên trục II:
4.3.3Kiểm nghiệm độ bền của then:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
3

Đồ án chi tiết máy
4.3
4.4

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Kiểm nghiệm trục
Tính sơ bộ trục I:
PHẦN V: TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

5.1 Chọn ổ lăn cho trục I:
5.1.1 Chọn loại ổ lăn:
5.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
5.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

PHẦN VI: KẾT CẤU VỎ HỘP
6.1 Vỏ hộp:
6.1.1 Tính kết cấu của vỏ hộp:
6.1.2 Kết cấu nắp hộp:
6.1.3 Kết cấu bánh răng
6.2 Kết cấu chi tiết khác trên vỏ hộp:
6.2.1 Nắp ổ:
6.2.2Cửa thăm:
6.2.3 Nút thông hơi:
6.2.4 Nút tháo dầu:
6.2.5 Kiểm tra mức dầu:
6.2.6 Chốt định vị:
6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp:
GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
4


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc:
6.3.2 Bôi trơn ngoài hộp:
6.3.3 Điều chỉnh sự ăn khớp:
6.3.4 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai:

TÀI LIỆU THAM KHẢO

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I.

CHỌN ĐỘNG CƠ

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
5

Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Số liệu cho biết:
Lực kéo xích tải:

F = 2750 (N)

Vận tốc xích tải:

v = 0,71 (m/s)

Số răng đĩa xích tải: Z = 9 (răng)
Bước xích tải:
Thời hạn phục vụ:
Số ca làm việc:

p = 85 (mm)
Lh = 11000 (giờ)
soca = 2 (ca)

Đặc tính làm việc: Va đập vừa

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: @ = 1350

I.1 Công suất làm việc:

1.2 Hiệu suất hệ dẫn động:

Trong đó :
k : số cặp bánh răng
m : số cặp ổ lăn
Tra bảng 2.3 (trang 19- tài liệu tham khảo (1)) ta được:
GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
6


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

η br
Hiệu suất bộ truyền bánh răng:

•

= 0,96

ηx
Hiệu suất bộ truyền xích để hở:

•

= 0,9

ηol
Hiệu suất ổ lăn:

•

= 0,99

η kn
Hiệu suất khớp nối:

•

η = ηbr .ηol3 .η x .η kn


= 0,99

= 0,96.0,993.0,9.0,99= 0,82995

1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

1.4 Số vòng quay trên trục công tác:

(v/ph)

1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ:

usb = ux .ubr
Theo bảng 2.4 (trang 21- tài liệu tham khảo (1)) ta có:

ux
•

Tỷ số truyền bộ truyền xích:

=2,5

ubr
•

Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng

=4

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
7


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

usb = u x .ubr


= 2,5.4 = 10

1.6 Số vòng quay trên trục động cơ:

nsb = nlv .usb

=55,686.10 = 556,86 (v/ph)

1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: = 600 (v/ph)
1.8 Chọn động cơ:
-Động cơ được chọn thỏa mãn điều kiện:

Tra bảng từ các phụ lục các động cơ, ta chọn động cơ:
3K315S10

Thông số động cơ:
Công suất (kW)

cosᴪ

55

590

Khối lượng (kg)

Đường kính trục

870

80 (mm)

0,79

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
8

η

(%)
92

/
1,8


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

II.
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN, TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC:
II.1 Tỷ số truyền của hệ

Tỷ số truyền của hệ:

Tra bảng 2.4 (trang 21- tài liệu tham khảo (1))
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr = 4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

Vậy ta có:
2.2 Tính các thông số trên trục:

Công suất trên trục công tác: Pct= Plv= 1,95 (kW)
Công suất trên trục II:

Công suất trên trục I:

Công suất trên trục động cơ:

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc= 590 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:

Số vòng quay trên trục II:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
9


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Số vòng quay trên trục công tác:

Mômen xoắn trên trục động cơ:

Mômen xoắn trên trục I:

Mômen xoắn trên trục II:

Mômen xoắn trên trục công tác:

2.2 Lập bảng kết quả:

Trục
Thông số

Động cơ

Tỷ số truyền u

I

ukn=1,00

II
ubr=4,00

Công tác
ux=2,65

P(kW)

2,35

2,3

2,19

1,95

n(v/ph)

590

590

147,5

55,6

T(N.mm)

38038

37229

141793

334937

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
10


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số yêu cầu:
P = PII = 2,19 (kW)
TI = TII = 141793 (N.mm)
nI = nII = 147,5 (v/ph)
u = ux = 2,65
@= 1350

1.1 Chọn loại xích:
Do điều kiện làm việc chịu va đập vừa và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên
chọn loại xích ống con lăn.
1.2 Chọn số răng đĩa xích:
Z1= 29 - 2.u = 29 – 2.2,65 = 23,7>19

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
11


Đồ án chi tiết máy

⇒

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Chọn: Z1=25

Z2= u.Z1 = 2,65.25 = 66,25 <

⇒

Chọn: Z2= 67

1.3 Xác định bước xích:
Bước xích p được tra bảng 5.5 (trang 81- tài liệu tham khảo (1)) với điều kiện về độ bền
mỏi Pt ≤[P] :

Pt =P.k.kz.kn

Trong đó:
Pt : công suất tính toán.
P : công suất cần truyền
[P] : công suất cho phép
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc
vòng đĩa xích nhỏ là:

Do vậy ta tính được:
kz =

kz – Hệ số số răng:

Z 01 25
= =1
Z1
25

kn – Hệ số vòng quay:

k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc , trong đó:
k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng 5.6 (trang 82- tài liệu tham khảo (1))
với @’ = 1800 - 1350 =450< 600 , ta được k0=1
GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
12


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a= (30÷50)p , tra bảng 5.6 (trang 82- tài liệu tham khảo (1)) ta được ka=1
kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:
Tra bảng 5.6 (trang 82- tài liệu tham khảo (1)) ta được k đc = 1,25 ( Vị trí trục
không điều chỉnh được)
kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn:
Tra bảng 5.6 (trang 82- tài liệu tham khảo (1)) ta được k bt = 1,3 ( Làm việc trong
môi trường có bụi, bôi trơn đạt yều cầu)
kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng 5.6 (trang 82- tài liệu tham khảo (1)), ta được k đ =
1,3(Đặc tính làm việc va đập vừa)
kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng 5.6 (trang 82- tài liệu tham
khảo (1)) với số ca làm việc là 2 ta được kc = 1,25
k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1.1,25.1,3.1,3.1,25=2,64
Công suất cần truyền P = 2,19 (kW)
Do vậy ta có:
Pt = P.k.kz.kn = 2,19.2,64.1.1,36 = 7,86 (kW)
Tra bảng 5.5 (trang 81- tài liệu tham khảo (1)) với điều kiện

ta được:
•

Bước xích:

p = 25,4 (mm)

•

Đường kính chốt:

dc = 7,95 (mm)

•

Chiều dài ống:

B = 22,61 (mm)

•

Công suất cho phép: [P] = 11,0 (kW)

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
13


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:
Chọn sơ bộ:
a = 35.p = 35.25,4 = 889 (mm)

Số mắt xích:

Chọn số mắt xích là chẵn: x = 118
Chiều dài xích:L =x.p = 118.25,4 = 2997,2 (mm).
Tính lại khoảng cách trục:

Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:

Do đó:

⇒

Khoảng cách trục chính xác là : a = 896 (mm)

Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9 (trang 85- tài liệu tham khảo (1)) với loại xích ống con lăn, bước xích
p = 25,4 (mm)

⇒

Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 30

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
14


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

1.5. Kiểm nghiệm xích về độ bền:

s=

Q
≥ [ s]
kđ .Ft + F0 + FV

, với:

Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng 5.2 (trang 78-tài liệu tham khảo (1)) với p = 25,4
(mm) ta được:
•
•

Q = 56,7 (kN)
Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg)

kđ – Hệ số tải trọng động:
Do làm việc ở chế độ trung bình

⇒

kđ = 1,3

Ft – Lực vòng:

Với:

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F0 = 9,81.k f .q.a
, trong đó:
0

kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @’ = 45 40

0

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
15

⇒

kf = 2

Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

⇒
[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng 5.10 (trang 86- tài liệu tham khảo (1)) với
p = 25,4 (mm);
n1 = 200 (v/ph) ta được [s] = 8,2
Do vậy:

1.6.Xác định thông số đĩa xích:

Đường kính vòng chia:

Đường kính đỉnh răng:

r = 0,5025.d1' + 0, 05
Bán kính đáy:

d1'
với

tra theo bảng 5.2 (trang 78- tài liệu tham khảo

d1' = 15,88 ( mm )
(1)) ta được

r = 0, 5025d1' + 0, 05 = 0,5025.15,88 + 0, 05 = 8, 03( mm)

Đường kính chân răng:

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
16


Đồ án chi tiết máy

σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F
đ v )

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

E
A.k đ

, trong đó:
Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,3
A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12 (trang 87- tài liệu tham khảo (1)) với
p = 25,4 (mm)

⇒

A = 180 (mm2)

kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu (1) theo số
răng Z1 = 25 ta được kr = 0,42

kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy

⇒

kđ = 1 (sử dụng 1 dãy xích)

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích: (m=1)

E – Môđun đàn hồi:
E=

2E1E 2
= 2,1.105 ( MPa )
E1 + E 2

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích đều làm

bằng thép.
Do vậy:
Tra bảng 5.11 (trang 86- tài liệu tham khảo (1)) ta chọn vật liệu làm đĩa xích là
thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có

1.7. Xác định lực tác dụng lên trục:
GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
17


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Fr = kx .Ft
, trong đó:
kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,05 vì @’= 450400

⇒

1368,75=1437 (N)

1.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:
Thông số

Ký hiệu

Loại xích

Giá trị
Xích ống con lăn

Bước xích

p

25,4 (mm)

Số mắt xích

x

118

Chiều dài xích

L

2997,2 (mm)

Khoảng cách trục

a

896 (mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

25

Số răng đĩa xích lớn

Z2

67

Thép 45

[ σ H ] = 600(MPa)

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

d1

203 (mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

d2

542 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

214 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da2

554 (mm)

r

8,03 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

186,94 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích lớn

df2

537,94 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr

1437 (N)

Vật liệu đĩa xích

Bán kính đáy

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
18


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
Thông số đầu vào:
GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
19


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

P= PI= 2,3(kW)
T1= TI= 37229 (N.mm)
n1= nI= 590 (v/ph)
u= ubr= 4
lh=11000 (giờ)
1.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Tra bảng 6.1 (trang 92- tài liệu tham khảo (1)), ta chọn:
-Vật liệu bánh răng nhỏ (bánh răng chủ động) :
•

Nhãn hiệu thép: C45

•

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

•

Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 245

•

Giới hạn bền σb1=850 (MPa)

•

Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)

-Vật liệu bánh răng lớn (bánh răng bị động) :
•

Nhãn hiệu thép: C45

•

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

•

Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB2=230

•

Giới hạn bền σb2=750 (MPa)

•

Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)

1.2. Xác định ứng suất cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
20


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải


σ H0 lim
[
σ
]
=
Z R Z v K xH K HL
H

SH


0

[σ ] = σ F lim Y Y K K
F
R S
xF
FL

SF


, trong đó:

Chọn sơ bộ:
 Z R Z v K xH = 1

YRYS K xF = 1

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng
6.2 (trang 94- tài liệu tham khảo (1)) với:
•

Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75

•

Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75

σ H0 lim , σ F0 lim
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
σ H0 lim = 2 HB + 70
 0

σ F lim = 1,8 HB

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560( MPa )
 0
σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441( MPa)

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( MPa)
 0
σ F lim 2 = 1,8 HB1 = 1,8.230 = 414( MPa)

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
21


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:

 K HL = mH




m
 K FL = F


NH 0
N HE
NF 0
N FE

, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
Do bánh răng có HB<350

⇒

mH = 6 và mF = 6

NH0, NF0 – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất
uốn:
2,4
 N H 0 = 30.H HB

6
 N F 0 = 4.10

do đối với tất cả các loại thép thì NF0=4.106

Do vậy:

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh

⇒

NHE= NFE= 60c.n.t∑

Trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
22


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Ta có:
NHE1> NH01
NHE2> NH02
NFE1> NF01
NFE2> NF02

⇒
⇒

⇒
⇒

lấy NHE1= NH01 => KHL1= 1
lấy NHE2= NH02 => KHL2= 1

lấy NFE1= NF01 => KFL1= 1
lấy NFE2= NF02 => KFL2= 1

Do vậy ta có ứng suất cho phép:

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

⇒ [ σ H ] = 495, 46

(MPa)

b. Ứng suất cho phép khi quá tải:

[σ H ]max = 2,8.max(σ ch1 , σ ch 2 ) = 2,8.580 = 1624( MPa)

[σ F 1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)
[σ ] = 0,8.σ = 0,8.450 = 360( MPa)
ch 2
 F 2 max

1.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
23


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

aw = K a ( u + 1) . 3

T1.K H β
[σ H ]2 .u.ψ ba
, với:

Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng:
Tra bảng 6.5 (trang 96- tài liệu tham khảo (1))

⇒

Ka= 43 MPa1/3.

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 37229 (N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495,46 (MPa)
u – Tỉ số truyền: u = 4

ψ ba ,ψ bd
– Hệ số chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.6 (trang 97- tài liệu tham khảo

ψ ba = 0,3

(1)) với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được

⇒ ψ bd = 0,5ψ ba (u + 1) = 0,5.0,3(4 + 1) = 0, 75
KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn. Tra bảng 6.7 (trang 98- tài liệu tham khảo

ψ bd = 0,75
(1)) với

và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, ta được:
 K H β = 1,0275

 K F β = 1,065

Do vậy:

GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
24


Đồ án chi tiết máy

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

aω = K a ( u + 1) . 3

Chọn

aω

T1.K H β
[σ H ] .u.ψ ba
2

= 43.(4 + 1) 3

37229.1,0275
= 108,88(mm)
495, 462.4.0,3

= 110 (mm).

1.4. Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp:

m = (0,01÷0,02).

aω

= (0,01÷0,02).110 = (1,1÷2,2) (mm)

Tra bảng 6.8 (trang 99- tài liệu tham khảo (1)) chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2
(mm)
b. Góc nghiêng :
Chọn sơ bộ =20 do đó
c. Xác định số răng:

Z1 =

2.aω .cosβ 2.110.0,9397
=
= 20,67
m(u + 1)
2(4 + 1)
⇒

Z2= u.Z1= 4.21= 84
ut =

Tỷ số truyền thực tế:

⇒

Chọn Z2= 84

Z 2 84
= =4
Z1 21

Xác định góc ăn khớp αtw
GVHD: TS Phạm Minh Hải

SVTH:
25

Chọn Z1= 21