Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một
kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy, mỗi sinh viên được hệ
thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ
tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ
máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó
cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số
liệu tra cứu khác. Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức
cho sinh viên, em đã được giao đề tài:THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên Nguyễn Văn Huyến .Nhiệm vụ của
em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh
răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện
thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền
động đến băng tải.
Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm
vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán
không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của
các thầy cô giáo và bạn bè.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa Cơ Khí, đặc biệt là
thầy Nguyễn Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu
cho việc hoàn thành đồ án môn học này.
Hưng Yên, tháng 04 năm 2018
Sinh viên

GVHD : Nguyễn Văn Huyến

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phần II

: Tính toán bộ truyền ngoài
: Tính toán bộ truyền đai
: Tính toán bộ truyền bánh răng
: Tính toán bộ truyền xích

- Phần III : Tính toán và chọn ổ chục
: Tính toán và chọn then
: Tính chọn ổ trục.
: Chọn khớp nối.
: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.

- Phần IV: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phần V : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.

Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1
Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2
Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1

Chọn động cơ
- Công suất làm việc trên trục tang quay (trục máy công tác)
Theo công thức 2.11 tài liệu [I]

-

Trong đó:
F=2000N Lực kéo băng tải
V=1,2m/s Vận tốc băng tải
Công suất tương đương
β: hệ số xét đến sự thay đổi tải trọng không đều

_Do động cơ hoạt động trong trường hợp làm việc dài hạn để đảm bảo
động cơ hoạt động tốt thì:
Với β= là hệ số tương tương
Theo biểu đồ ta có : = 1,4T
= 2s

=T

= 0,8T

= 14400s = 14400s= 28800s
Do tm quá nhỏ nên chúng ta có thể bỏ qua

Thay số liệu vào biểu thức trên ta tính được hệ số tương đương:
= = 0,905
Suy ra ;
-

Công suất cần thiết trên trục động cơ
Theo công thức 2.8 tài liệu [I]
η: hiệu suất truyền động
Theo công thức 2.9 tài liệu [I]
là hiệu suất của các bộ truyền
Theo đề bài thì:
Trang bảng 2.3 tài liệu [I]

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

hiệu suất một cặp ổ lăn
hiệu suất một cặp bánh răng
hiệu suất bộ truyền xích

hiệu suất bộ truyền đai
hiệu suất của khớp
Vậy
Công suất cần thiết trên trục động cơ
-

-

Số vòng quay trên trục tang quay ( trục máy công tác )
Theo công thức 2.16 tài liệu [I]
Trong đó:
V=1,2 m/s Vận tốc băng tải
D=300 mm Đường kính trục tang quay
tỉ số truyền toàn bộ của hệ dẫn động
Theo công thức 2.15 tài liệu [I]
là tỉ số truyền của từng bộ phận
Theo đề bài thì:
Tra bảng 2.4 tài liệu [I]
tỉ số truyền động đai
số truyền động bánh răng
số truyền động xích

-

Số vòng quay sơ bộ của động cơ
Theo công thức 2.18 tài liệu [I]

-

Chọn động cơ

Bảng thông số động cơ

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

1.2

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Kiểu động cơ

Công
Vận tốc
suất p quay n
(kw)
(v/ph)

Cos

4A90L2Y3

3,0

0,88

2838

Trong đó:
số vòng quay của động cơ đã chọn v/ph
vòng quay của trục tang quay (trục máy công tác ) v/ph
Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền
Tra bảng 2.4 tài liệu [I]
Chọn ,

Tính số vòng quay trên các trục
Trục động cơ
Trục I
Trục II
Trục tang công tác

1.4

2,2

Phân phối tỷ số truyền
- Tỉ số truyền của hệ dẫn động
Theo công thức 3.23 tài liệu [I]

-

1.3

84,5

Tính công suất trên các trục

-Pđc=Pct= 2,57 kW
- PI = Pđc .ηd.ηol =2,57.0,96.0,992 = 2,45kW
- PII = PI .ηbr.ηol =2,45.0,98.0,992=2,38kW
GVHD : Nguyễn Văn Huyến

2,0


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

1.5

= 2,38.(0,992)2. 0,92 =2,15 kW

.

=

-

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Tính momen xoắn trên các trục
Theo công thức sau trang 49 tài liệu [I]
Trục động cơ :

Tđc =

Pd

n0

= 9,55.106. = 8648,17(Nmm)
Trục 1:
PI
nI

TI = 9,55.106
Trục 2:

=9,55.106 . = 26923,8(Nmm)

PII
nII

TII = 9,55.106
= 9,55.106. = 100910,14(Nmm)
Trục làm việc:
Tlv = 9,55.106.= 9,55.106 .=269844,92(Nmm)

Bảng kết quả tính toán:

Trục

Động cơ

I

II

III

Thông số
U
P (KW)

Uđ=3,15
2,57

GVHD : Nguyễn Văn Huyến

Ubr=4
2,54

Ux=2,96
2,38

2,15


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

n

(v/p)

T (Nmm)

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

2838

900,95

225,24

8648,17

26923,8

100910,14

76,09
269844,9
2

Phần II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

A–TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
-

Các thông số của động cơ tính toán:
ndc = 2922 (vòng/phút) ; Pdc =2,57 kW

;

Căn cứ vào hình 4.1 trang 59[1]- Chọn loại tiết diện đai thang thường loại A

trong bảng 4.13 trang 59[1]. Theo đó, thông số kích thước cơ bản của đai được
cho trong bảng sau:
Kích thước tiết diện
Loại đai

Ký
hiệu

bt

B

GVHD : Nguyễn Văn Huyến

h

y0

Diện tích
tiết diện A
(mm2)

Đường
kính bánh
đai nhỏ d1
(mm)

Chiều dài
giới hạn l
(mm)

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Hình
thang
thường

A

11

13

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

8

2,8

81

100 – 200

560 - 4000

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

13

8

2,8

11

400

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai thang
1.2. Xác định thông số bộ truyền đai
a. Chọn đường kính bánh đai
* Theo bảng 4.13 và đường kính được khuyên dùng chọn d1=140mm
-

Tính vận tốc đai:
v =

π .d1 .n1
60000

(c.t trang 60 [1])

Thay số ta được:
v = = 20,79 (m/s)
Như vậy vận tốc đai tính toán nhỏ hơn vận tốc đai cho phép vmax = 25 m/s (đối
với loại đai thang).
Tính đường kính bánh đai lớn:
Theo công thức:
GVHD : Nguyễn Văn Huyến

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

d2 = d1. uđ/ (1 Ta chọn

ε

ε

)

= 0,01 (

ε

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

(c.t 4.2 trang 53 [1])
- hệ số trượt đai), thay số ta có:

d2 = 140. 3,15 / (1 - 0,01) = 445,45 (mm)
Tra bảng (4-21) trang 63 chọn d2 theo tiêu chuẩn:
d2= 450 mm
Tỷ số truyền thực tế:
utt = = = 3,25

b. Chọn khoảng cách trục sơ
bộ

Theo bảng 4.14 [I]
chọn khoảng cách trục dựa
theo tỷ số truyền uđ và
đường kính bánh đai d2: uđ =
3,15
=1

Kiểm nghiệm sai lệch tỷ số truyền:
Δu = .100% = .100% = 3,17% <4%

→ a=1. d2 = 1. 450 =
450 mm
Kiểm tra điều kiện của asb :

Vậy d1, d2 đã chọn thỏa mãn.

0,55(d1 + d2) + h ≤ a≤

2(d1 + d2)
0,55(d1 + d2) + h = 0,55(140+450) + 8= 332,5
2(d1 + d2) = 2(140+ 450 ) = 1180
→

a sb

thỏa mãn điều kiện

c. Tính chiều dài đai
Theo CT 4.4 [I]
Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

= =1879,7 (mm)
Theo bảng 4.13 [I] chọn chiều dài tiêu chuẩn l =2240 mm =2,24 m
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Theo CT 4.15 [I]

( thỏa mãn điều kiện )
d. Khoảng cách trục
Tính lại khoảng cách trục aw theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm
Theo CT 4.6 [I] :
=>
Trong đó:

=>(thỏa mãn
Theo CT 4.7[I]

2=

180o +

(d 2 − d1 ).57o
a

= 1800 + =

→α1>αmin = 120o→ thoả mãn điều kiện
1.3. Xác định số đai z
Số đai z được xác định theo công thức:

P .K
1

z=

d

[ P0 ].Cα .Cl .Cu .C z

(c.t 4.16 - trang 60[1])

Trong đó:
+ P1 - Công suất trên trục bánh đai chủ động PI = Pđc = 2,57kW.
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

+ Kđ - Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải êm, làm việc 1 ca (Bảng 4. 7 trang 55 [1]), ta chọn Kđ =1,1
+ - Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62 với :

Ta có v = 25 m/s => KW
- :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm : Tra bảng 4.10- trang 57
Ta có = thì
- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 61:
Với = 1700mm ; l = 2240mm =>= 1, 32
Với thì ,04
thì
=>1,07 - hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]- trang 61 :
- hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền.
-Tra bảng 4.18 trang 61:
Với z = = = 0,68 , áp dụng công thức nội suy :


Cz= 1(Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải
trọng cho các dãy đai)

Với các thông số đã tính được ở trên, thay vào công thức 4.16 tài liệu [I]trang 60 ta được :
(đai)
Ta chọn z = 1 (đai).
* Xác định chiều rộng bánh đai:
Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e

(c.t 4.21 trang 63[1])

Tra bảng 4. 21 - trang 63[1], ta có:
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h0 = 3,3 mm
Vậy:

B = (z - 1)t +2e=(1-1)15 + 2.10 =20 mm

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

* Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức:
da = d + 2h0

(c.t 4.18 trang 63[1])

- Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:
da1 = d1 + 2h0 = 140 +2.3,3 =146,6 (mm)
⇒

⇒

- Đường kính ngoài của bánh đai lớn là:
da2 = d2 + 2h0 = 450 + 2.3,3 = 456,6 (mm)

Từ bảng 4.21 trang 63 ta được da1=140 (mm)
Da2=450 (mm)
1.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
* Xác định lực căng ban đầu:
áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:
Fo =

780 Pđc .K đ
+ Fv
v đ .Cα .z

Fv :Lực căng do lực li tâm sinh ra.
Định kì điều chỉnh lực căng nên ta có:

Fv = qm . v

2
đ

Với qm - Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - trang 64 [1], ta có:
qm = 0,105kg/m.
Vận tốc vòng: v=20,79(m/s)

(N)

* Lực tác dụng lên trục động cơ :
Fr = 2Fo.z.sin(α1/2) (công thức 4.21-T64 )

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

= 2 . 161,93 . 1. sin(/2)
= 313,04 (N)

Bảng thông số của bộ truyền đai
Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm)

140

Đường kính bánh đai lớn d2 (mm)

450

Khoảng cách trục a (mm)

638

Bề rộng của bánh đai B(mm)

20

Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1
Chiều dài đai l(mm)

2240

Số đai z
Lực căng ban đầu Fo (N)

1

Lực tác dụng lên trục Fr (N)

161,93
313,04

II. Bộ truyền xích.
1. Chọn loại xích:
- Đặc tính làm việc: êm
- Số ca : 1
- Góc nghiêng đường nối tâm: α =30o
-Tỉ số truyền: ux = 2,96
-Công suất, số vòng quay, moomen xoắn trục chuyển động:
P1 = PII = 2,38(kW); n1 = nII = 225,24(v/p)
Do bộ truyền tải không lớn nên ta chọn loại xích con lăn. Loại xích này chế tạo
đơn giản, giá thành rẻ, có độ bền mòn cao.
2. Xác định số răng đĩa xích.
z1 = 29 – 2.ux= 29 – 2. 2,96= 23,08
Dựa vào bảng 5.4 – tr.80 – TTTKHDDCK tập 1, với loại xích con lăn
→
z1 = 25 răng
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Từ số răng của đĩa nhỏ ta tính được số răng của đĩa lớn:
z2 = ux.z1

= 2,94.25 = 73,5 ≤ zmax= 120mm
Chọn z2 = 75 răng
3. Xác định bước xích p.
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề.
Nó phải thỏa mãn điều kiện:
Pt = P.k.kz.kn ≤ [ P]
Trong đó:
+ Pt – Công suất tính toán
+ P – Công suất cần truyền. P = 2,38kW
+ [P] – Công suất cho phép
+ kz – Hệ số răng. kz = 25/z1 = 25/25 = 1
+ kn – Hệ số số vòng quay
• Theo bảng 5. 5 [I], với n2= 225,24 v/p
=> chọn n01 = 400 v/p,

•

kn - Hệ số vòng quay; kn =

n01
n2

= = 1,77

+ k được tính dựa vào công thức:
k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Trong đó:
+ ko – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. ko = 1
+ka – Hệ số kể tới ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài
xích. ka = 1

+kđc – Hệ số kể tới ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.kđc
=1
+kbt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn. kbt = 1,3
+kđ – Hệ số tải trọng động, kể tới tính chất của tải trọng. kđ = 1
+kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của tải trọng. kc = 1
→ k = 1.1.1.1,3.1.1 = 1,3
→ Pt =2,38. 1,3.1. 1,72= 5,321 kW
Theo bảng 5.5 – tr.81 – TTTKHDDCK tập 1 với n01 = 400 v/p, chọn bộ truyền
xích con lăn có bước xích p = 25,4 mm
Thỏa mãn điều kiện bền mòn :
Pt< [P] = 19 kW
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

4. Xác định khoảng cách trục, số mắt xích.
- Tính sơ bộ khoảng cách trục:
a = 40.p = 40.25,4 = 1016mm
- Tính số mắt xích theo công thức 5.12-tr 85-TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
xc= 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 – z1)2.p/(4.a)
= 2.1016/25,4 + (25 + 75)/2 + (25– 75)2.25,4/(4.1016)
= 131,58
→ Lấy số mắt xích chẵn xc = 140
- Tính chính xác lại khoảng cách trục:
a∗ = 0,25p{ xc – 0,5(z2 + z1) + }
= 0,25.25,4.{ 140– 0,5(75 + 25)+}

= 1124,82 mm

Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục cần giảm
∆

÷

a = (0,002 0,004)a∗. Lấy

∆

a = 0,004.a∗= 0,004.1124,82= 4,49mm

→ a =1124,82– 4,49 = 1120,33 mm
- Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây :
i = = = 2,68
Theo bảng 5.19 i = 2,68< [i] = 30, thỏa mãn số lần va đập cho phép của xích.
5. Đường kính đĩa xích.
- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:
d1 = p/sin(/z1) = 25,4/sin(/25) = 202,65 mm
d2 = p/sin(/z2) = 25,4/sin(/75) = 606,55 mm
- Đường kính vòng đỉnh da1 và da2
da1 = p[0,5 + cotg(/z1)] = 25,4[0,5 + cotg(/25)] =213,76 mm
da2 = p[0,5 + cotg(/z2)] = 25,4[0,5 + cotg(/75)] = 618,72 mm
- Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2
Ta có : r – bán kính đáy răng
r = 0,5025.d1 +0,05 = 0,5025.15,88+0,05 = 8,03 mm (với d1 tra ở bảng 5.2tr78-TTTKHDĐCK tập1)
df1 = d1 – 2r =202,65– 2.8,03 = 186,59 mm
df2 = d2 – 2r = 606,55– 2.8,03 = 590,49 mm
6. Kiểm nghiệm xích về độ bền.

a. Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn s

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc, ta cần kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số
an toàn:
s=
Trong đó:
+ Q – Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 – tr.78 – TTTKHDDCK tập 1 ta có Q =
56,7 kN = 56700 N. Khối lượng một mét xích q12,6 kg
+ kđ – Hệ số tải trọng động. kđ = 1
Vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:
v = = = 2,38 m/s
+ Ft– Lực vòng. Ft = = 1000N
+ Fv – Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = q.v2 = 2,6. 2,382 = 14,72 N
+ Fo – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.
Fo = 9,81.kf.q.a
kf = 1, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40oso với
phương nằm ngang
→Fo = 9,81.1.2,6. 1120,33. = 28,57 N
Q
k d .Ft + F0 + Fv

[s]
Theo bảng 5.10 với n01 = 400 v/p, [s] = 9,3. Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
- Ta có:
= 0,47.≤ []
Trong đó:
+ Ft– Lực vòng. Ft =1000N
+Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích (m=1)
Fvd1 = 13.10-7n2.p3.m = 13.10-7.225,24.25,43.1 = 4,79 N
Fvd2 = 13.10-7nc/t.p3.m = 13.10-7.76,09.25,43.1 = 1,62 N
+ kd – Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy. Kd = 1
+ Kđ– Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,1 vừa
+kr – Hệ số kể tới ảnh hưởng của số răng đĩa xích
kr1 = 0,42
kr2 = 0,21
+ E – Môđun đàn hồi. E = với E1 và E2 lần lượt là môđun đàn hồi của vật liệu
con lăn và răng đĩa. Chọn E = 2,1.105 MPa
+A – Diện tích chiếu của bản lề
s=

= =54,34≥

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Dựa vào bảng 5.12 – tr.87 ta chọn được A =180 mm2(với xíchcon lăn một dãy )

= 329,78MPa
= 0,47. = 232,82 Mpa,

 = 0,47.

Theo bảng 5.11- tr86 – TTTKHDĐCK tập1ta chọn được [σH] = 550 Mpa
Như vậy:

σH1 = 329,78MPa < [σH] =550 MPa ;

σH2 = 232,82MPa < [σH] = 550 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45, phương pháp nhiệt luyện là
thấm tôi cải thiện
7. Tính lực tác dụng lên trục.
Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên bánh bị động F2:
F1 = F t + F 2 ; F 2 = F 0 + F v
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậylực tác
dụng lên trục được xác định theo công thức(5.20) -tr 88 sách TTTKHDĐCK tập
1:Fr = kx.Ft
Với kx = 1,15 do bộ truyền nằm nghiêng một góc dưới400
Ft : Là lực vòng; Ft =1000N
 Fr = 1,15.1000= 1150 N

8. Bảng thông số bộ truyền xích.
Thông số
Loại xích
Bước xích
Số mắt xích

Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích

GVHD : Nguyễn Văn Huyến

Kí hiệu
p
xc
a
z1
z2

Giá trị
Xích ống con lăn
25,4 mm
140
1120,33 mm
25
75


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Vật liệu đĩa xích
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính chân răng
đĩa xích
Bán kính đáy răng

Lực tác dụng lên trục

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

d1
d2
da1
da2
df1
df2
r
Fr

Thép 45 tôi cải thiện
202,65mm
606,55mm
213,76mm
618,72mm
186,59mm
590,49mm
8,03 mm
1150 N

III. Bộ truyền bánh răng.
* Thông số đầu vào:
- Đặc tính làm việc : vừa

- Số ca: 1 ca
- Thời gian phục vụ: Lh = 25000 giờ
- Góc nghiêng: 300

- Tỷ số truyền: ubr = 4
- Công suất P1= 5,6; momen xoắn T1= 57654,16Nmm; số vòng quay trục chủ
động n1=927,6(v/p)
1. Chọn vật liệu.
- Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng một cấp chịu công suất nhỏ,
ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn
HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp
nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả
năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng ăn mòn của răng
nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15
đơn vị.
HB1 ≥ HB2 + (10…15)HB
Theo bảng 6.1 – tr 92 – TTTKHĐCK tập 1, ta chọn :
+ Bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Thép 45 tôi cải thiện
Độ rắn: HB = (241…285)
Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa
Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh răng nhỏ : HB1 = 241
+ Bánh răng lớn (bánh răng 2):
Thép 40 tôi cải thiện
Độ rắn: HB = (192…228)

Giới hạn bền: σb2 = 700 MPa
Giới hạn chảy: σch2 = 400 MPa
Chọn độ rắn của bánh răng lớn: HB2 = 226
2. Xác định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được tính theo
công thức:
[σH] = (σoHlim/SH).ZR.Zv.KxH.KHL
[σF] = (σoFlim/SH).YR.YS.KxF.KFC.KFL
Trong đó:
+ ZR – Hệ số xét tới độ nhám của bề mặt răng làm việc.
+ ZC – Hệ số xét tới ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
+ YR – Hệ số xét tới ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ YS – Hệ số xét tới độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ KxF – Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.
Trong bước tính toán thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó
các công thức trên trở thành:
[σH] =

[σF] =
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Trong đó:
+ σoHlim, σoFlim–Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với thép 45 tôi
cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:
= 2HB + 70
→ = 2HB1 + 70 = 2.241 + 70 = 552MPa
→ = 2HB2 + 70 = 2.226+ 70 = 522 MPa
= 1,8HB
→ = 1,8.HB1 = 1,8.241 = 433,8 MPa
→ = 1,8.HB2 = 1,8.226 = 406,8 MPa
+ SH, SF – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng 6.2 - tr 94 TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
SH = 1,1

SF = 1,75

+ KFC – Hệ số xét tới ảnh hưởng đặt tải. KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền
quay một chiều)
+ KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ xét tới ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền. Chúng được xác định theo công thức:
KHL =
KFL =
Trong đó:
+ mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. mH = 6, mF = 6
khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350.
+ NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
NHO = 30.
Với HHB là độ rắn Brinen
→ NHO1 = 30. 2412,4 =15630114,41
→NHO2 = 30. 226,4 =13396196,48
+ NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, NFO = 4.106 đối với
tất cả các loại thép.
GVHD : Nguyễn Văn Huyến

Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

+ NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc:
NHE = 60.c.
NFE = 60.c.
Ở đây:
+ c – Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng ở chế độ thứ i. c =1
+ Ti, ni, ti lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét.
+ Tmax – Momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét.
NHE1= 60.1.(13.2/8+0,753.4/8+0,553.2/8)927,6.25000=0,7.109>NHO1
→ lấy NHO1=NHE1
NHE2= 60.1.(13.2/8+0,753.4/8+0,553.2/8).231,9.25000=0,175.109>NHO2
→ lấy NHO2=NHE2
⇒ và
NFE1= 60.1.(16.2/8+0,756.4/8+0,556.2/8).927,6.25000=0,48.109>NFO
→ lấy NFE1=NFO
NFE2= 60.1.(16.2/8+0,756.4/8+0,556.2/8)..25000=0,12.109 >NFO
⇒

và KFL =

Ta tính được:
[σH1] = = 501,81MPa

[σH2] = = 474.54 MPa
→ [σH] =( [σH1] + [σH2] )/2=488,17 MPa< 1,25.[σH2]=593,175 MPa
[σF1] = = 247,94MPa
[σF2] = = 232,45 MPa
- Ứng suất quá tải cho phép tính theo công thức (6.13) và (6.14) – trang 95,96 –
TTTKHDĐCK tập 1:
[σH1]max = 2,8. 552 = 1545,6 MPa
[σH2]max = 2,8. 522 = 1461,6MPa
[σF1]max = 0,8. 433,8 = 347,04 MPa
[σF2]max = 0,8. 406,8 = 325,44 MPa
GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

3. Tính toán sơ bộ khoảng cách trục.
- Khoảng cách trục được xác định theo công thức:
aw= Ka(u+1)
Trong đó:
+ Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Tra bảng 6.5- tr 96-TTTKHDĐCK tập 1 → Ka=43 MPa1/3
+ ψba – hệ số tra bảng 6.6-tr 97-TTTKHDĐCK tập 1, chọn ψba=0,4
Tỉ số truyền : u=4
+ KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng
khi tính về tiếp xúc
ψbd=0,53ψba(u+1)=0,53.0,4.(4+1)=1,06
Tra bảng 6.7-tr 98-TTTKHDĐCK tập 1, chọn KHβ=1,05

→
aw= 43(4+1) = 116,42mm
Chọn
aw=125 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp.
a. Xác dịnh môdun:
Theo công thức 6.17-tr 97-TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
m=(0,01 ÷ 0,02)aw= (0,01 ÷ 0,02).125
m=(1÷2,5)
tra bảng 6.8-tr 98-TTTKHDĐCK tập 1, chọn m= 1,5
b. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
- Chọn sơ bộ β=100
- Số răng bánh răng nhỏ:
Chọn z1= 33
- Số răng bánh răng lớn:
Chọn

z2=132

04- Tỷ số truyền thực tế:
s
- Tính lại β theo công thức 6.32-tr 103-TTTKHDĐCK tập 1, ta có:

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

8,1 ( thỏa mãn điều kiện β= 8 … 200 đối với răng nghiêng).
- Hệ số dịch chỉnh x1, x2:
Dùng bánh răng không dịch chỉnhvới

x1= x2=

*Theo các công thức trong bảng 6.11-tr 104-TTTKHDĐCK tập 1, ta tính được:
- Đường kính chia:

- Đường kính lăn:
- Đường kính đỉnh răng:

- Đường kính đáy răng:

- Đường kính cơ sở:

Theo TCVN 1065-71, α = 200
- Chiều rộng vành răng:

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng:

Trong đó:
+ ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5-tr
96-TTTKHDĐCK tập 1: ZM= 274 MPa1/3
+ ZH – Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34TTTKHDĐCK tập 1:

góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, theo công thức 6.35-TTTKHDĐCK
tập 1:
Đối với bánh răng nhiêng không dịch chỉnh theo công thức bảng 6.11

Vậy:
+ - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với là hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức 6.37-TTTKHDĐCK tập 1:

Do nên:
là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38b-TTTKHDĐCK tập 1:

+ hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc, theo công thức 6.39-TTTKHDĐCK tập
1:

GVHD : Nguyễn Văn Huyến


Trường ĐHSPKT Hưng Yên
Khoa Cơ khí

Đồ án Cơ sở thiết kế máy

Với:
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng

6.7-TTTKHDĐCK tập 1:
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
Ta có vận tốc vòng: v =π.dw1.n1/60000=π.50.927,6/60000=2,42
m/s
Theo bảng 6.13-TTTKHDĐCK tập 1 dùng cấp chính xác 9
Tra bảng 6.14-TTTKHDĐCK tập 1,dựa vào cấp chính xác 9 và v ≤2,5 m/s chọn
được
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.14TTTKHDĐCK tập 1:

Trong đó
hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15:
hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2, tra bảng 6.16:

– chiều rộng vành răng

Vậy

GVHD : Nguyễn Văn Huyến