CHƯƠNG 5 Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA.

CHƯƠNG 5

CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
5.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền :
5.1.1 Tính toán công suất trên trục thứ cấp của hộp số:
Công suất cần thiết trên trục thứ cấp của hộp số
P = P1 + P2 + P3
Trong đó P1, P2, P3 lần lượt là :
P1: công suất cung cấp cho bánh xe di chuyển
Ta có: đường kính bánh xe dbx = 680 mm = 0,68 m
Lực để kéo xe di chuyển phải thắng lực ma sát do trong lượng của xe tạo ra trên mặt
ruộng
F= Ft =.N = 0,4.4000 = 16000 (N)
Trong đó: : hệ số ma sát giữa sắt thép với đất ruộng (0,2 – 0,6)
N: trọng lượng của xe.
Công suất trên trục bánh xe
Khi xe làm việc với vận tốc 0,5 m/s: Pmin = = = 0,8 (kW)
Khi xe làm việc với vận tốc 0,7 m/s: Pmax = = = 1,12 (kW)
P1 =

= = 1,27 (kW)

Với = .= 0,9.=0,882
P2: công suất cung cấp cho cụm tay cấy
P2 =

= = 0,584 (kW)

Với = ..= 0,9. = 0,75
P3: công suất cung cấp cho bộ phận cấp mạ

P3 = = = 0,064 (kW)
Với =.= = 0,8
Công suất trên trục thứ cấp của hộp số
Ptc = 1,27 + 0,584 + 0,064 = 1,918 (kW)

Trang 1


CHƯƠNG 5

5.1.2 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền:
a. Chọn động cơ:
Sau khi tìm được công suất trên thứ cấp của hộp số ta xác định công suất động cơ cần
chọn:

Pđc = = = 2,3 (kW)
Với =.= = 0,85
Từ công suất động cơ vừa tìm được ta chọn động cơ như ở phụ lục 1 với các thông số:
Bảng 5.1
Tên động cơ

GX 120T1 QD HONDA

Trọng Lượng khô

12.9 kg

Công suất thực

2.6 kW(3.5 mã lực) / 3,600 v/p

Mô men xoắn cực đại

7.3 N.m(0.74 kgf.m, 1.2 lbf.ft)/2,500 v/p

Dung tích bình nhiên liệu

2.0 lít

Chiều quay trục PTO

Ngược chiều kim đồng hồ ( nhìn từ phía trục PTO

Kích thước phủ bì

97 x 341 x 348 mm

b. Phân phối tỷ số truyền:
Tùy thuộc vào đặc tính sử dụng của máy mà lựa chọn tỷ số truyền thích hợp
-

Sử dụng bánh lốp di chuyển trên đường trải nhựa chọn Vmax = 1,3 m/s (4,68 km/h)
Sử dụng bánh sắt để cấy trên ruộng tốc độ thấp nhất Vmin = 0,5 m/s
Số vòng quay của trục bánh xe

n=
nmin = 14 (vòng/phút)
nmax = 36,53 (vòng/phút)
Khoảng tỷ số truyền

imax = = = 71,4
imin = = = 28,1
Xét cơ cấu di chuyển

i = iđ.ihs.ix
chọn iđ = 3, ix = 2,4
Khoảng tỷ số truyền của hộp số là
Trang 2


CHƯƠNG 5

= = 3,9
= = 9,9
Quan hệ vận tốc giữa trục bánh xe và tay cấy:
Chọn tỷ số truyền của các cặp bánh răng côn và bộ truyền xích truyền xích truyền cho
tay cấy bằng 1. Xác định khoảng tỷ số truyền của hộp số cấy:
+ Xét vận tốc di chuyển của xe khi cấy ở tốc độ v = 0,5 m/s
Ta có: nbx = 14 vòng/phút
Với khoảng cách cấy là 100 mm ntc = 5 vòng/s = 300 vòng/phút

imin = =
Với khoảng cách cấy là 160 mm ntc = 3,125 vòng/s = 187,5 vòng/phút

imax = =
Vì i = ix.ih

Suy ra: ih =

Suy ra: khoảng tỷ số truyền của hộp số cấy:

= = =
= = =
Vậy hộp số cấy là hộp tăng tốc với tỷ số truyền của từng số là

i1 = 8,9
i2 = 5,6
+ Xét vận tốc di chuyển của xe khi cấy ở tốc độ v = 0,7 m/s
Ta có: nbx = 19,67 vòng/phút
Với khoảng cách cấy là 100 mm ntc = 7 vòng/s = 420 vòng/phút

imin = =
Với khoảng cách cấy là 160 mm ntc = 4,375 vòng/s = 262,6 vòng/phút

imax = =
Vì i = ix.ih

Suy ra: ih =

Suy ra: khoảng tỷ số truyền của hộp số cấy:

= =
= =
Vậy hộp số cấy là hộp tăng tốc với tỷ số truyền của từng số là
Trang 3


CHƯƠNG 5

i1 = 8,9

i2 = 5,6
Như vậy, với 2 vân tốc làm việc như trên, thì tỷ số truyền giữa các cặp bánh răng
trong hộp số cấy vẫn không thay đổi.
Và tỷ số truyền của cặp bánh răng trong hộp số cấy được chọn là:
+ Với khoảng cách cấy là 100 mm thì: i1 = 8,9
+ Với khoảng cách cấy là 100 mm thì: i2 = 5,6
5.2 Tính toán lựa chọn hộp số:
5.2.1 Tính toán và lựa chọn hộp số di chuyển:
Ta cần thực hiện các bước sau đây:
-

Chọn số cấp và tỷ số truyển các cấp số của hộp số.
Chọn sơ đồ và các thông số chính cùa hộp số như: khoảng cách trục, số răng, môđun,
góc nghiêng răng của các bánh răng.
Xác định tải trọng tính toán, chọn kích thước các chi tiết của hộp số.
Tính bền hộp số, tính chọn ổ bi đỡ trục, tính toán bộ đồng tốc.

a.Phân tích chọn phương án kết cấu hộp số:
Bước quan trọng khi thực hiện thiết kế hộp số là phân tích đặc điểm kết cấu của hộp số
thông dụng và chọn phương án hợp lý. Việc phân tích phải dựa trên các yêu cầu đảm bảo
hộp số làm tốt chức năng:
-

Thay đổi mômen xoắn truyền từ động cơ đến bánh xe chủ động
Cho phép chạy lùi
Tách động cơ khỏi hệ thồng truyền lực khi dừng xe mà động cơ vẫn làm việc

Hộp số thiết kế phải đáp ứng các yêu cầu:
-

Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết
Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao
Hiệu suất truyền lực cao
Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao

b.Trình tự tính toán thiết kế hộp số:
-

*Chọn số cấp và tỷ số truyền các cấp số:
Khoảng tỷ số truyền D

D= = = 2,61
imax: số truyền cao nhất
imin: số truyền thấp nhất
-

Chọn số cấp
Qtb = 1,4 (NG=Ne/G= 3,5/0,4 = 8,7 < 10 mã lực/tấn)
Trang 4


CHƯƠNG 5

Từ giá trị D và qtb có thể xác định số cấp m cần thiết:
D=

m = = = 3,78
qtb =
Trị số m làm tròn đến số nguyên m’ = 4.
Tính qtb điều chỉnh: = = 1,36

*Các giá trị tỷ số truyền khác:

iII = = = 7,28
iIII = = = 5,35
Chọn sơ đồ hộp số

Tra bảng 2.2, hình 5.1 Sách tham khảo “Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế và tính toán ô tô
máy kéo” chọn sơ đồ hộp số như hình sau:
Sơ đồ hình 2.1 là hộp số 3 trục, trục sơ cấp và trục thứ cấp đồng tâm, 4 cấp (4 số tiến, 1 số
lùi). Loại này thường được dùng trên các ô tô du lịch. Số I và số lùi gài bằng khớp nối răng;
số II, số III và số IV được gài nhờ bộ đồng tốc. Các bánh răng trên trục trung gian gian được
chế tạo thành 1 khối quay trơn trên trục trung gian.
5.2.2 Chọn các thông số cơ bản của hộp số:
 Chọn khoảng cách trục A theo tài liệu tham khảo Hướng dẫn đồ án môn học

thiết kế và tính toán ô tô máy kéo.
Chọn A = 80 mm
 Chọn mođun pháp tuyến:
mn = 2,25
Trang 5


CHƯƠNG 5
 Bề rộng bánh răng:

b 0,22.A = 0,22.80 = 17,6 mm
 Xác định số răng các bánh răng

Chọn số răng bánh răng chủ động của cặp bánh răng luôn ăn khớp
Za = 18

Suy ra: ia = = = 2,42
=
Suy ra: = 18.2,24 = 43,56. Chọn = 45
Tính lại ia: ia= = 2,5
Tính lại A:
A = = 81,84
Suy ra: tỷ số truyền của các cặp bánh răng ở số 1,2,3,4 và số lùi

i1 = = 3,96
i2 = = 2,96
i3 = = 2,14
i4 = = 1,56
il = = 1,42
Tính số răng các bánh răng trên trục thứ cấp:

Z1 = = 12,7. Chọn: Z1 = 14.
Tương tự: Z2 = 16,11
Chọn: Z2 = 17.
Z3 = 29,44
Chọn: Z3 = 30.
Z4 = 40,38
Chọn: Z4 = 41.
Suy ra:
= 55,44.
Chọn: = 56
= 49,47.
Chọn: = 50
= 64,2.
Chọn: = 65
= 58,22.

Chọn: = 59

Trang 6


CHƯƠNG 5

Tính lại i:
=4
i2 = 2,94
i3 = 2,17
i4 = 1,44
5.2.3 Xác định thông số trên các trục:
 Tính tốc độ quay của trục:

nđc = 1000 (v/ph)
nO = = 333,33 (vòng/phút)
nI = = 133,32(vòng/phút)
nII = = 33,67 (vòng/phút)
nIII = = 14 (vòng/phút)
nIV = nV = = 33,67 (vòng/phút)
nV = = 33,67 (vòng/phút)
nVI = = 188,55 (vòng/phút)
nVII = = 188,55 (vòng/phút)
nVIII = = 14 (vòng/phút)
nIX = = 188,55 (vòng/phút)
 Tính công suất danh nghĩa trên các trục :

Pi = Pi-1.η ∑ i
dc

PO = P lv .ηđ.ηo = 2,6.0,95 . 0,99 = 2,45(kW)
PI = PO.ηbr.ηo = 2,45 . 0,96 . 0,99 = 2,32 (kW)
PII = PI.ηbr.ηo = 2,32 . 0,96 . 0,99 = 2,21 (kW)
PII = PA + PB = 1,18+1,03
Công suất truyền cho trục bánh xe PA
PIII = PII. ηx.ηo = 1,18. 0,9 . 0,99 = 1,12 (kW)
Công suất truyền cho cụm vít xoắn và tay cấy PB
PIV = PB.ηbr.ηo = 1,03. 0,96 . 0,99 = 0,98 (kW)
PV = PIV.ηbr.ηo = 0,98. 0,96 . 0,99 = 0,93 (kW)
PVI = PV.ηbr.ηo = 0,93. 0,96 . 0,99 = 0,88 (kW)
PVII = PVI.ηbr.ηo = 0,84. 0,96 . 0,99 = 0,84 (kW)
PVII = PTV + PTC = 0,62 + 0,22
Trang 7


CHƯƠNG 5

PVIII = PIII.ηx.ηo = 0,62. 0,96 . 0,99 = 0,59 (kW)
PIX = .ηx.ηo =. 0,9 . 0,99 = 0,065 (kW)
Tính momen xoắn trên các trục :

Ti =
Áp dụng công thức :

9,55.10 6.Pi
ni

Tđc = = 24 830 (N.mm)
To = = 70 193 (N.mm)

TI = = 166 187 (N.mm)
TII = = 626 834 (N.mm)
TIII = = 764 000 (N.mm)
TIV = = 277 963 (N.mm)
TV = = 263 781 (N.mm)
TVI = = 44 572 (N.mm)
TVII = = 42 546 (N.mm)
TVIII = = 59 763 (N.mm)
TIX = = 3 292 (N.mm)
Bảng số liệu tính toán:
•

Bảng 5.2 Truyền cho bánh xe
Tốc độ quay
n (vòng/phút)

Trục ĐC

Tỷ số truyền

1000

Công Suất
P (kW)

Moment xoắn
T (N.mm)

2,6

24 830

2,45

70 193

2,32

166 187

2,21

626 834

1,12

764 000

3
Trục O

333,33
2,5

Trục I

133,32
3,96

Trục II

33,67
2,94

Trục III
•

14

Bảng 5.3 Truyền cho cụm tay cấy

Trang 8


CHƯƠNG 5

Tốc độ quay
n (vòng/phút)
Trục II

Tỷ số truyền

33,67

Công Suất
P (kW)

Moment xoắn
T (N.m)

2,21

626 834

0,98

277 963

0,93

263 781

0,88

44 572

0,84

42 546

0,59

59 763

0,065

3 292

1
Trục IV

33,67
1

Trục V

33,67
1/5,6

Trục VI

188,55
1

Trục VII

188,55
1/2

Trục VIII

94,28

Truc IX

188,55

1

Trang 9

CHƯƠNG 5

5.3 Bộ truyền đai:
5.3.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:
 Với Pct = 2,6(kW), nđc = 3600(vg/ph) và do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn

đai thang, đai thường loại A.
 Tra bảng 4.13/59 ta có diện tích tiết diện đai: A = 81 (mm2)

Hình 5.2 Tiết diện đai
5.3.2 Xác định các thông số của bộ truyền:
 Đường kính bánh đai nhỏ d1 được chọn theo tiết diện đai.









Tra bảng 4.13/59: d1 = 100-200 (mm), ta chọn d1 = 125 (mm).
⇒ vận tốc đai: v = = = 23,55 (m/s)
V=23,55 (m/s) < 25 (m/s) nên ta chọn đai thang thường là hợp lý.
Đường kính bánh lớn: d2 = = = 382,65
(Với =3, = 0,02)
⇒Ta chọn d2 = 355 (mm)
Tỷ số truyền thực: = = = 2,89

⇒ Δu = .100% = .100% = 0,089%
⇒sai lệch u nằm trong khoảng cho phép (34%)
Khoảng cách trục a
Dựa vào tỷ số truyền và đường kính bánh đai d2, tra bảng 4.14/60 ta chọn
a = 1.d2 = 1.355 = 355 (mm)
Trị số a cần thỏa mãn điều kiện: 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)
Chiều dài đai l được xác định theo a theo công thức:
L = 2a + (d1 + d2)/2 + (d1 + d2)2/(4a)
= 2. 355 + 3,14(125 +355)/2 + (125 + 355)2/4.355 = 1625,85 (mm)
⇒chọn l theo tiêu chuẩn: l = 1700 (mm)

Trang 10


CHƯƠNG 5
 Góc ôm = 180o - .570

= 1800 - .570= 143,07o
⇒ > 1200
5.3.3 Xác định số đai:
-. Số đai z được tính theo công thức:
Z = P1.Kđ/([P0]C.Cl.Cu.Cz)
Trong đó:
P1_công suất trên trục bánh đai chủ động, P1 = 2,6 kW.
[P0] _công suất cho phép, kW. Tra bảng 4.19/62⇒[P0] = 3,26
Kđ _ hệ số tải trọng động, bảng 4.7/55⇒Kđ = 1,25
C_hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1, bảng 4.15/61⇒C = 0,89
Cl_hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, bảng 4.16⇒ Cl = 1
Cz_hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng,
bảng 4.18/61⇒ Cz = 0,9

Cu_hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17/61⇒Cu= 1,14
⇒z = 2,6.1,25/(3,26.0,89.1.1,14.0,9) = 1,09
Chọn z = 1
 Chiều rộng bánh đai:

B = (z – 1)t + 2e
Tra bảng 4.21/63⇒ t= 15 (mm)
ho = 3,3 (mm)
e = 10 (mm)
⇒B = (1– 1).15 + 2.10 = 20 (mm)
 Đường kính ngoài của bánh đai:

da = d + 2.ho (lấy φ = 40o, d = 450 mm)
= 450 + 2.3,3
= 456,6 (mm)
5.3.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
 Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:

Fo = 780.P1.Kđ./(v. C.z) + Fv
Trong đó: Fv_lực căng do lực ly tâm sinh ra.
Fv = qm.v2
qm_khối lượng 1 mét chiều dài đai, bảng 4.22⇒ qm=0,105 (kg/m)
⇒ Fv = 0,105. 23,55 2 =58,23 (N)
⇒ Fo = 780.2,6.1,25/(23,55.0,89.1) + 58,23= 179,17 (N)
 Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.Fo.z.sin(1/2)
= 2. 179,17.1.sin(143,07/2)
Trang 11

CHƯƠNG 5

= 339,89 (N)
5.4 Thiết kế bộ truyền xích trước:
5.4.1 Chọn loại xích:
Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con
lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là :
- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế
- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng
- Phù hợp với vận tốc yêu cầu
- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống
Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy .
5.4.2 Xác định các thông số xích và bộ truyền:
a. Chọn số răng đĩa xích:
Từ phần I ta đã tính toán và xác định được:
Ux =Ung = 2,4
nx = nII = 33,67(v/ph);

Px = PIII = 1,27(kW)

Tra bảng 5.4 [I]/80 với Ux = 1,6. Ta chọn:
Z1 = 27 (Z1 là số răng đĩa xích nhỏ).
Do đó ta có số răng đĩa xích lớn Z2 là:
Z2 = Ux.Z1≤ Zmax.
Zmax: Được xác định từ điều kiện hạn chế độ tăng xích do bản lề bị mòn sau một thời
gian làm việc.
Zmax = 120 đối với xích ống con lăn.
Z2 = Ux.Z1 = 2,4.27 = 64,8. Chọn Z2 = 65 < Zmax= 120.
Tỉ số truyền thực: Uxt = = 2.4

b. Xác định bước xích p:
Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn.
Ptx = P.k.kZ.kn ≤[P].

(1)

Trong đó:
Ptx, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=P II), công suất cho
phép.
kZ: Hệ số số răng.
Trang 12


CHƯƠNG 5

Z 01
kZ = Z 1 ,
Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z 01= 25.

25
= 0,926
27
→ kZ =

n01
kn: Hệ số số vòng quay. kn = n1
Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=33,67(v/ph), nên ta chọn n01 = 50(v/ph).
→ kn

= = 1,485

Ta có: Hệ số sử dụng

k = k0. ka. kdc. kbt. kd. kc
Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có:
k0: Hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, lấy k0=1.
(Chọn độ nghiêng giữa bộ truyền và phương ngang < 400).
ka: Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy k a = 1( Khoảng cách trục
a=(30...50)p ).
kdc: Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, lấy k dc = 1 (ứng với vị
trí trục không điều chỉnh được).
kbt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn, lấy kbtr = 1,3 ( vì môi trường có bụi, bôi
trơn loại II).
kd: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy k d = 1,25 (vì tải trọng
động )
Kc: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy kc = 1,25(làm việc 2ca/ngày).
Vậy:
k = 1.1.1,3.1.1,25.1,25 = 2,03.
Vậy ta xác định được Ptx từ công thức trên:
Ptx = P.k.kZ.kn = 1,27.2,03.0,926.1,485 = 3,55(kW).
Ptx = 3,55(kW) ≤ [P].
Với n01 = 50(v/phút). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích:
bước xích p = 31,75(mm).
[P] = 5,83 (kw)
Trang 13


CHƯƠNG 5

dc=9,55(mm) ( Đường kính chốt xích)

B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích)
Ptx = 3,55 (KW) < [P] = 5,83 (KW).
Thoả mãn điều kiện (1)
Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 33,67 < 300(v/phút).
p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép.
 Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền
c. Khoảng cách truc và số mắt xích:
Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích
a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục
không nên quá lớn a ≤ amax = 80.p.
Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm).
Từ khoảng cách trục a = 1270.(mm). Ta xác định được số mắt xích x:
2
2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) . p 2.1170 27 + 45 ( 45 − 27 ) .50,8
x=
+
+
=
+
+
= 116 ,01
p
2
31,75
2
4Π 2 a
4.3,14 2.1270
2

Lấy số mắt xích: x = 116.
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích x = 116.
*

a = 0,25.p {x- 0,5.(z2 + z1) +

[ x − 0,5( z 2 + z1 ) ] 2 − 2[ ( z 2 − z1 ) / π ] 2 }
[116 − 0,5( 45 + 27 ) ] 2 − 2[( 45 − 27 ) / 3,14] 2 }

= 0,25.31,75. {116- 0,5.(45+27) +
= 1266 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a.
∆a = (0,002..0,004)a.
Chọn ∆a = 0,004.a = 0,004.1266 ≈ 5.
Do đó: a = 1266 – 5 = 1261 (mm).
Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần
va đập i của bản lề xích trong một giây:

Trang 14


CHƯƠNG 5

i=

z1 .n1 27.106,86
=
= 1,65
15.x
15.116

.(lần/s)

Điều kiện : i ≤ [i].
[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây.
Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 31,75mm. ta có: [i] = 25.
Vậy i = 1,65 < [i] = 25.

=> thoả mãn

d. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với cả 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:

s=
Theo công thức :

Q
≥ [S]
k d .Ft + F0 + FV
.

Trong đó:
Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=31,75mm)
Q = 88,5kN = 88,5.103(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8
Kd : hệ số tải trọng động

Kd = 1,7( Chế độ tải trọng trung bình)

Px
Ft: Lực vòng, Ft = 1000. V .

Trong đó: v =

(m/s)

→ Ft =
FV: Lực căng do lực li tâm sinh ra.
FV = q.V2 = 3,8.(0,48)2 = 0,88 (N).
F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.kf.q.a(N).
Trong đó:
a: khoảng cách trục; a=1261 mm =1261.10-3 m
kf: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền, f = (0,01÷0,02)a
Lấy kf = 6 ( Bộ truyền nghiêng một góc < 400).
→ F0 = 9,81.6.3,8.1261.10-3 = 282,04(N).
Vậy ta tính được s
s=
Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =31,75 mm và n1=nx= 33,67 ta tìm được
Trang 15


CHƯƠNG 5

[S] = 7
Vậy S = 25,6 > [S] = 8,5 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
e. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:
 Xác định thông số của đĩa xích:

- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

d1 =

P
π 
Sin  
 z1 

và d2 =

P
π 
Sin  
 z2 

31,75
= 273,48( mm)
 180 
Sin 

27


→ d1 =

→ d2 = = 657,17 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:


 π 


 180 
 = 287,51( mm)
0,5 + cotg   = 31,75.0,5 + cotg 
z
27



 1 
da1 = p. 
da2 = p. = = 672,28(mm)
- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1,2:
df1 = d1 - 2r. Tra bảng 5.2[I]/78 với p=31,75=> d1 = 19,05 (mm)
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62(mm).
→ df1 = d1 - 2r = 273,48 - 2.9,62 = 254,24(mm).
df2 = d2 - 2r = 672,28 - 2.9,62 = 662,66(mm)

Trang 16


CHƯƠNG 5
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Đĩa xích 1
ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:

σ H 1 = 0,47.

k r1 ( Ft .k d + Fvd ).E
≤ [σ H 1 ]

A.k kd

Trong đó: [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86
=>[σH] =500…600 MPa
Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →[σH] = 600MPa.
kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z.
Với Z1 = 27

=> kr1 = 0,42

FVd1: Lực va đập trên m dây xích
FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m
Với

n1 = 106,86(v/phut)
P = 31,75 mm
m:số dãy xích m = 1

→ FVd1 = 13.10-7. 106,86. 31,753.1 = 4,45 (N)
Ft: Lực vòng = 3267,97 (N).
kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2.
A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được
A = 262 (mm2).
Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy.

2 E1 E 2
E + E 2 , Môđun đàn hồi MPa.
E= 1
E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.

E = 2,1.105 MPa.
Vậy ứng suất tiếp xúc σH:
δ H1

0,42.( 3267,97.1,2 + 4,45).2,1.10 5
= 0,47.
= 540,32( MPa )
262.1
Trang 17


CHƯƠNG 5

σH1 = 540,32 Mpa.
Mà theo trên ta tra bảng được [σH1] = 500…600 MPa.
Thoả mãn điều kiện σH1<[σH1].
Đĩa xích 2:
Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện:

δ H 2 = 0,47.

k r 2 ( Ft 2 .k d + Fvd ).E
≤ [δ H 2 ]
k kd . A

Với z2 =45 => kr 2 = 0,26 và FVd2 = FVd1 = 4,45(N), Kkd= 1,2, Ft= 3267,97 (N)
A =262(mm2). E = 2,1.105 MPa

δH2

0,26.( 3267,97.1,2 + 4,45).2,1.10 5
= 0,47.
= 425,12( MPa)
262.1

Ta thấy δH2=425,12< [δH2]=500MPa => Thoả mãn điều kiện.
f. Xác định lực tác dụng lên trục:
Xác định theo công thức 5.20[I]/92:
6.10 7.k x .P
Fr = kx.Ft = Z . p.n

Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,15. Vì đây là bộ truyền nghiêng một
góc < 400.
→ Fr = 1,15.3267,97 = 3758,16 (N).
g. Thông số kích thước bộ truyền xích:
- Số răng đĩa xích 1 và 2: Z1 = 27, Z2 = 65 (răng).
- Tỉ số truyền thực: Ux = 2,4.
- Bước răng: p=31,75(mm).
- Khoảng cách hai trục a = 1261 (mm).
- Số mắt xích x = 116 (mắt).
- Đường kính vòng chia của đĩa xích 1 và 2: d1 = 273,48(mm),
d 2 = 657,17(mm).
- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1 và 2: da1 = 287,51(mm),
da2 = 672,28(mm).
Trang 18


CHƯƠNG 5

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1 và 2: df1 = 254,24(mm),

df2 = 662,66(mm).
5.5 Bộ truyền xích tay cấy:
5.5.1 Chọn loại xích: Ta chọn loại xích ống con lăn.
5.5.2 Xác định các thông số xích và bộ truyền:
a.Các thông số hình học:
-Bước xích p là thông số chính và được tiêu chuẩn hóa
-Đường kính vòng chia

dc=
Với Z là số răng đĩa xích
Z1 số răng trên đĩa xích dẫn
Z2 số răng trên đĩa xích bị dẫn
-Quan hệ giữa số răng đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn

= u (u là tỉ số truyền)
-Khoảng cách trục a

a=.[x- + với x là số mắt xích


X=

b.Xác định số răng đĩa xích :
Với chọn Ux= 1 (nhằm đạt kích thước phù hợp)
Chọn Z1=13 (vì vận tốc và tải trọng nhỏ)
 Z2=13.1=13 (răng)

c.Tính bước xích :
Yêu cầu khoảng cách trục a≈400 mm cho nên để bộ truyền xích làm việc được tốt ta chọn
bước xích :

p=

= = 13,33 ÷ 8 (mm)

Tra theo bảng 5.2 (sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí –Tập một)
Có thể chọn các giá trị của bước xích : p = 8 ;p=9,525 hoặc p = 12,7 (mm)
Ta chọn bước xích p = 12,7 mm
Định hệ số điều kiện sử dụng.

K=kđ.kA.k0.kđc.kb.kc
Trang 19


CHƯƠNG 5

Với kđ=1,2 :hệ số xét đến tính chất tải trọng,ở đây là tải trọng va đập nhẹ.
kA=1 :hệ số chiều dài xích. a=(30-50)p
k0=1:hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.giả sử đường nối 2 tâm đĩa xích làm với đường
nằm nganh góc nhỏ hơn 60 độ
kđc=1,25 :hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích,ở đây lực căng xích không thể
điều chỉnh.
kb=1,5:hệ số xét đến điều kiện bôi trơn,ở đây chọn điều kiênh bôi trơn định kì.
kc= 1:hệ số xét đến chế độ làm việc (1ca /ngày)
 K=2,25

Hệ số răng đĩa xích dẫn:kz= = = 1,92
(Trong đó Z01 là số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở-chọn bằng 25)
-Hệ số vòng quay đĩa dẫn
Kn= = = 1,3
(n01 là số vòng quay của đĩa dẫn của bộ truyền xích cơ sở,chọn n01= 400 v/ph)

-Công suất tính toán
Pt = P.k.kz.kn =0,073 . 2,25 . 1,92. 1,3 = 0,41 KW
Tra bảng 5.5 sách thiết kế hệ dẫn động cơ khí-tập 1:Với xích ống con lăn có bước xích
p=12,7,Đường kính chốt do=3.66 mm,chiều dài ống B = 5,8mm,số vòng quay n 01=400 (v/p)
có
Công suất cho phép [P] = 1,23 kW > Pt.
(Vậy điều kiện về bước xích được đảm bảo)
Tra bảng :5.2 (sách TKHDĐCK-tập 1) Ta chọn xích có các thông số sau;
Bảng 5.4
p

B(≥)

d0

d1

l

h(≤)

b(≤)

Q

q1

(mm)

(mm)

(mm)

(mm)

(mm)

(mm)

(mm)

(kN)

(kg)

12,7

3,3

3,66

7,75

-

10

12

9

0,35

Trang 20


CHƯƠNG 5

d.Xác định chính xác khoảng cách trục a và số mắt xích:
 Tính số mắt xích:

Với khoảng cách trục sơ bộ
a= 400 mm
 Số mắt xích: x =

=
= 75,9 Ta quy tròn về số nguyên chẵn gần nhất.
Chọn x=76 mắt xích
-Kiểm nghiệm số lần va đập cho phép trong 1 giây.
Tra bản 5.9 (sách TKHDĐCK-tập 1) ta có số lần va đập cho phép trong 1 giây đối với xích
đã chọn là [i]= 60 (lần/giây)
i== = 3,4 ≤ [i]
Vậy điều kiện về số lần va đập trong 1 giây được đảm bảo
 Tính chính xác khoảng cách trục:

a = .[x- + ]= 400,05 (mm)
Để đảm bảo độ vòng bình thường,tránh cho xích căng quá,ta giảm khoảng cách trục 1 lượng
=0,003.a = 1,2 mm
Ta lấy a=398 mm
e. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích:

dc1 = dc2= = 53 mm
f. Các lực tác dụng lên trục:
R= = 101.69N
Với kt = 1,15 là hệ số xét đến tác dụng cả trọng lượng xích lên trục.Ở đây bộ truyền nằm
ngang.

Trang 21


CHƯƠNG 5

g. Kiểm nghiệm xích theo độ bền:
-Ta xét hệ số an toàn;

S= [S]
Q=9 k N = 9000N
Kt = 1,05

Ft= = 90N
 S=

= 95 N > [S]=8,5

Vậy điều kiện an toàn được đảm bảo .
5.6 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
5.6.1 Chọn vật liệu :
-Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế.Ở đây ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng,
dựa vào bảng (6.1) ta được :
-Bánh nhỏ :Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241..285,бb1 = 850Mpa , бch1=580 Mpa.

⇒

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=250

-Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192..240,бb2 = 750 Mpa, бch2 = 450 Mpa.
⇒

Chọn độ rắn bánh lớn HB2=240

5.6.2 Xác định ứng suất cho phép :

,
Với:_ và lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu
kỳ cơ sở, trị số tra theo bảng 6.2.
_ và :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
⇒Mpa

Ta có : [ (công thức 6.1a )
[

Trang 22


CHƯƠNG 5

Với mH , mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. m H=6 , mF = 6 khi độ
rắn HB < 350
là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

=30 ( công thức 6.5 )

=30
=30
là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

= 4.106
, là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

= = 60.c.n1.t = 60.1.300.26280 = 47304.104
= =60.c.n2.t = 60.1.150.26280 = 23652.104
Với c=1 là số làn ăn khớp trong 1 vòng quay
tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét
moment

xoắn bánh răng đang xét

Bộ truyền quay 1 chiều nên
[

=

[

=

Ứng suất cho phép khi quá tải :

Trang 23


CHƯƠNG 5

5.6.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
-Trong đó , hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ,tra bảng 6.6 chọn
= 0,3
-Theo bảng 6.5 chọn
-Theo bảng 6.16 :
-Theo bảng 6.7 : :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng.
Chọn 174 mm
•

Xác định đường kính vòng chia bánh nhỏ :

=
: tra bảng 6.5
5.6.4 Xác định các thông số ăn khớp:
-Theo 6.17 : m1=(0,01 0,02) =(0,01 0,02).174=(1,743,48) mm.
-Theo 6.8 chọn modun pháp m1= 2,5 mm
-Với bộ truyền bánh răng trụ_răng thẳng
-Số bánh răng nhỏ:
chọn
-Số bánh răng lớn:
.= 2.46 = 92
-Tổng số răng Zt = += 46+92 =138
- Tính lại khoảng cách trục :
Zt/2=2,5.138/2=172,5
Theo tiêu chuẩn SEV229-75, chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn
Vì >30 nên không dung dịch chỉnh.
Trang 24

CHƯƠNG 5
-

Góc ăn khớp : cos Zt..m.cos20/(2.) =138.2,5.cos20/(2.170)=0,9535

= 17,5
5.6.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thõa mãn điều kiện sau:
-Theo 6.33
Trong đó : là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp ,tra bảng 6.5 ta được
hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc:
là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở
là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng xác định như sau :

Nên với là hệ số trùng khớp ngang có thể tính gần đúng theo công thức sau :

0,863
KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

=1_ là hệ số kể đến sự phân bố đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (với bánh
răng thẳng).

Tra bảng 6.13 ta suy ra cấp chính xác của răng là 9 .
hệ số kể đến tải trọng động xuất trong vùng ăn khớp :

Với

Trang 25