đồ án cơ sở thiết kế máy xích tải

Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.1. Chọn động cơ.
I.1.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
- công suất làm việc của động cơ xác định theo CT 2.11[I]

Plv== =2,89( KW)
Trong đó:
+ Plv
:là công suất trên trục tang quay hoặc đĩa xích, kW
+F=8250 N : là lực kéo xích tải
+v=0,35 m/s : là vận tốc xích tải,m/s
-

Công suất tương đương của động cơ theo CT 2.14[I]
Ptđ = .Plv
Trong đó:
+ là hệ số xét tới sự thay đổi tải trọng không đều.
= = = 0,78
Trong đó:
Ti: công suất thứ i, (kW)
:mômen lớn nhất,(kW)
ti: thời gian của mômen thứ i
tck :là thời gian 1 chu kỳ của động cơ .
Ptđ = 2,89.0,78= 2,2542 (kW)
-Công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Theo công thức 2.8 [I]

Trong đó :
+ Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;
+ η là hiệu suất của toàn bộ hệ thống
Theo CT 2.9 [I]
η = ηđ.ηbr.ηx
Trong đó theo bảng 2.3[I]
ηđ = 0,95 là hiệu suất bộ truyền động đai (để hở).
ηbr = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
ηol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn.
ηx = 0,93 là hiệu suất bộ truyền xích.
Vậy ta có: η = 0,95.0,97. .0,93= 0,84
Ta có công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Pct = = 2,68 (kW)
1


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

I.1.2. Xác định số vòng quay cơ bản của động cơ.
Theo CT 2.18[I] xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ là:
nsb = nlv.
Trong đó: nlv là số vòng quay của trục công tác,v/p
nlv được xác định bằng CT 2.16 tài liệu [I]:

nlv = ;
Trong đó:

v=0,35 m/s
- vận tốc của xích tải
z=19
- số răng đĩa xích tải
p=31,75 mm - bước xích tải
=>

- Số vòng quay sơ bộ : nsb=

nlv = (v/p)

nlv. usb

Trong đó :

usb = uđ.ubr.ux
uđ -Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai (đai thang).
ubr - tØ sè truyÒn sơ bộ cña bé truyÒn b¸nh r¨ng (hộp 1 cấp).
ux - tØ sè truyÒn sơ bộ cña bé truyÒn xÝch.
Tra bảng 2.4 [I] chọn :

Vậy usb = 3,15.4.3 = 37,8
=> nsb =34,81.37,8 = 1315,81(v/p)
I.1.1. Chọn động cơ.
Theo CT 2.19 và 2.6 [I] Ta phải chọn động cơ có:
Tra bảng P1.3 [I] ta chọn được động cơ có tên là: 4A100S4Y3

Bảng số liệu của động cơ:

2


ỏn c s thit k mỏy
Bng Ti

Thit K H Dn ng

Kiu ng
c

Cụng sut
(Kw)

Vn tc
quay
(v/p)

ng kớnh
trc (mm)

cos

4A100S4Y3

3,0

1420

28

0,83

%

82

2,2

2,0

I.2. Phõn phi t s truyn.
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, theo CT 3.23[I]
phải tính tỉ số truyền cho tonbộ hệ thống:
ut = = = 40,79
Mặt khác ta có:
ut = u.ubr .ux
Chn theo bng 2.4 ti liu [I], chn :

+ t s truyn ca b truyn bỏnh rng: ubr = 4
+ t s truyn ca b truyn ai l: u= 3,15
=> ux = = = 3,24
I.3. Xỏc nh thụng s trờn cỏc trc.
1. Tớnh cụng sut trờn cỏc trc.
Trc II:
PII= = 2,47(kW)
Trc I:
PI = = = 2,58(kW)
Trc ng c:
Pc = = = 2,71(kW)

2. Tớnh toỏn tc quay ca cỏc trc.
Trục động cơ:
nđc = 1420 (v/p)
Trục I:
nI = = = 450,79(v/p)
Trc II:
nII = = =112,70 (v/p)
Trc cụng tỏc :
nct = = = 34,78(v/p)
3


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

3.Tính momen xoắn trên các trục.
Ta có momen xoắn trên các trục như sau:
Trục động cơ:
T®c = . = . = 18225,70 (N.mm)
Trục I:
TI = . = . = 48301,87(N.mm)
Trục II:
TII = . = . = 209303,46(N.mm)
Trục công tác :
Tct = . = . = 793545,14(N.mm)

Bảng kết quả tính toán thông số trên các trục:
Trục

Động cơ

I

II

LV

2,71

2,58

2,47

2,89

Thông số
Công suất P
( kW)
Tỷ số truyền u
Số vòng quay n
( v/ph)
Mômen xoắn T
(N.mm)

3,15
1420
18225,70

4
450,79

48301,78

3,24
112,70

34,78

209303,76

793545,14

4


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Phần II - Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài
2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang
2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
- Các thông số của động cơ và tỉ số truyền của bộ đai
, ;
- Do không có yêu cầu nào nên ta chọn đai hình thang thường loại A
- Tra bảng 4.13 tài liệu [I] ta chọn như sau:
Loại đai

Kích thước mặt cắt (mm)

Diện tích A ()
()

Thang A

5


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải
- Hình vẽ dưới
thể hiện kích
mặt cắt ngang
dây đai

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

đây
thước
của

13

8

2,8

11

400

2.1.2 Xác định các thông số của bộ truyền đai
- Đường kính bánh đai nhỏ : theo dãy tiêu chuẩn chọn
- Tính vận tốc bánh đai:
nhỏ hơn vận tốc đai cho phép
- Chọn
- Từ tính đường kính bánh đai lớn
Theo công thức 4.2 tài liệu [I]
= 140.3,15.(1-0,01)=436,59mm
Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.21 tài liệu [I] chọn
Suy ra tỉ số truyền thực tế

6


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

< 4% là sai số tỉ số truyền
- Xác định khoảng cách trục a
Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:
Công thức 4.14 tài liệu [I]
Dựa vào tỉ số truyền và đường kính chọn chiều dài sơ bộ khoảng cách
trục a theo bảng 4.14 tài liệu [I]
- Chiều dài đai sơ bộ l

Theo công thức 4.4 tài liệu [I]

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I] chọn
- Số vòng chạy của đai
Theo công thức 4.15 tài liệu [I]
- Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo
công thức 4.6 tài liệu [I]
Trong đó:

- Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục a

7


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

thỏa mãn điều kiện
- Góc ôm xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I] với điều kiện

Góc thỏa mãn điều kiện
2.1.3 Xác định số đai
Số đai z được tính theo công thức 4.16 tài liệu [I]
Trong đó:
- công suất trên bánh đai chủ động
- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]
công suất cho phép
- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]

hệ số tải trọng tĩnh (làm việc 1ca)
- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm ,theo bảng 4.15 tài liệu [I] ,lấy
- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]
hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
- Tra bảng 4.17 tài liệu [I]
hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
- Tra bảng 4.18 tài liệu [I]
hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải
trọng cho các dây đai
Chọn số đai
- Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]
8


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Tra bảng 4.21 tài liệu [I]
,
- Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :
Đường kính ngoài của bánh đai lớn :
2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]
Trong đó:
lực căng do ly tâm sinh ra
Theo công thức 4.20 tài liệu [I]
Trong đó:

Tra bảng 4.22 tài liệu [I]
khối lượng 1m chiều dài đai
vận tốc vòng đai
công suất trên trục bánh đai chủ động
Vậy lực căng ban đầu

9


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

thông số bộ truyền đai
Đường kính bánh đai nhỏ (mm)
Đường kính bánh đai lớn (mm)
Chiều rộng của bánh đai (mm)

3

Lực căng ban đầu (N)
Lực tác dụng lên trục (N)
Chiều dài dây đai l (mm)
Số đai (z)

1800
2

Góc ôm
Khoảng cách trục a (mm)

407,36

10


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

2.2 Thiết kế bộ truyền xích
2.2.1 Chọn loại xích
- Chọn xích ống con lăn hay gọi tắt là xích con lăn có độ bền mòn cao hơn xích
ống, chế tạo đơn giản không phức tạp bằng xích răng, giá thành hạ do đó xích con
lăn được sử dụng rộng dãi.
- Do bộ truyền không lớn nên ta chọn loại xích này
2.2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích
2.2.2.1 Chọn số răng đĩa xích
Theo bảng 5.4 tài liệu [I]
chọn số răng
- Tính số răng đĩa xích
Chọn
2.2.2.2 Xác định bước xích
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích
Theo công thức 5.3 tài liệu [I]
Trog đó:

công suất tính toán kw
công suất cần thiết kw
công suất cho phép kw
hệ số răng
11


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

hệ số vòng quay
Trong đó:

Theo công thức 5.4 tài liệu [I]
Tra bảng 5.6 tài liệu [I]
hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiề dài xích
=1
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn
môi trường làm việc có bụi,bẩn
hệ số tải trọng động
=1
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
làm việc 1 ca
Vậy :

Theo bảng 5.5 tài liệu [I]

thỏa mãn điều kiện bền mỏi

chọn bộ truyền xích 1 dãy có

có p=31,75 mm

Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu [I]
12


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

2.2.2.3 Xác định khoảng cách trục a
Theo công thức 5.11 tài liệu [I]
chọn
theo công thức 5.12 tài liệu [I]
xác định số mắt xích
Lấy số mắt xích chẵn:
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [I]

=1266,26 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính cần phải giảm bớt 1
lượng

Số lần va đập của xích trong 1 giây tính theo công thức 5.14 tài liệu [I]
Trong đó : số lần va đập cho phép trong 1 giây
Tra bảng 5.9 tài liệu [I]

= 15 lần

2.2.2.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15 tài liệu [I]
Trong đó:
13


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

hệ số an toàn cho phép
Tra bảng 5.10 tài liệu [I]
= 98,5
Q tải trọng phá hỏng N
Tra bảng 5.2 tài liệu [I]
Q = 88,5 kN = 88500N
hệ số tải trọng tĩnh
Tra bảng 5.6 tài liệu [I]
lực vòng N

lực căng do lực ly tâm gây ra N
q là khối lượng một m xích (m là dãy xích ở đây m = 1)
tra bảng 5.2 tài liệu [I]
Vậy
lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra N
Theo công thức 5.16 tài liệu [I]
khoảng cách trục

hệ số phụ thuộc độ võng của xích và vị trí bộ truyền
do
Vậy
Suy ra

14


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

2.2.2.5 Đường kính đĩa xích
- Đường kính vòng chia của đĩa xích xác định theo công thức 5.17 tài liệu [I]
Chọn
Chọn
- Đường kính vòng đỉnh

- Đường kính vòng chân
Tra bảng 5.2 tài liệu [I]
Ma ta có

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức 5.18 tài liệu [I]

15


Đồ án cơ sở thiết kế máy

Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Trong đó:
ứng suất tiếp xúc cho phép MPa
lực vòng N
lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1)
Theo công thức 5.19 tài liệu [I]
hệ số tải trọng phân bố không đều
xích một dãy
hệ số tải trọng

,5

2 do
E môđun đàn hồi MPa
môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và đĩa xích

Lấy MPa
A diện tích chiếu bề mặt bản lền
Tra bảng 5.12 tài liệu [I]
- Kiểm nghiệm đĩa xích 1

16


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

2.2.2.6 Xác định lực tác dụng lên trục lực căng trên bánh xích chủ
động F1 và bị động F2

trong thực tế tính toán có thể bỏ qua nên
Vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức
Trong đó:
hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích
Khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc nhỏ hơn
lực vòng trên đĩa xích
Suy ra
N
Bảng thông số xích:
Các đại lượng

Thông số

Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích chủ đông
Số răng đĩa xích bị động
Tỷ số truyền
Số mắt xích của dây xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích
chủ động
Đường kính vòng chia của đĩa xích
bị động
Đường kính vòng đỉnh của đĩa
17

Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

xích chủ động
Đường kính vòng đỉnh của đĩa
xích bị động
Đường kính vòng chân của đĩa chủ
động
Đường kính vòng chân của đĩa bị
động
Bước xích

mm

18


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

PHẦN III
3.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số
kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) .

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số
kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy).

Tên

Vật liệu

Giới hạn
bền b, MPa

Bánh răng
1

Thép 45 tôi cải
thiện

850

Bánh răng
2

Thép 45 tôi cải
thiện

750

Giới hạn
chảy ch, MPa
580
450

Độ rắn HB
245
235

3. 2 Xác định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [H] và ứng suất uốn cho phép [F] được xác
định theo công thức sau:
[H] = . ZR .Zv .KxH .KHL
Theo (6.1) trang 91 [I]

[F] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL

Theo (6.2) trang 91 [I]

Trong đó:

19


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công
thức
(6.1) và (6.2) trở thành:
[H] =
[F] =

Theo (6.1a) [I]
Theo (6.2a) [I]

Trong đó:
 và  lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [I], với thép 45 tôi
cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:

= 2HB + 70

;

SH = 1,1 ;

 = 1,8HB

;

SF = 1,75 ;

Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;
Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
 = 2HB1 + 70 = 2.245+70 = 560 Mpa;

 = 2HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa;

20


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

 = 1,8. HB1 = 1,8 . 245= 441MPa ;
 = 1,8 . HB2 = 1,8 . 235 = 423MPa ;
KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền
quay một chiều) ;
KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức:
KHL =

Theo (6.3) [I]

KFL =

Theo (6.4) [I]

Trong đó:
mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Với:
NHO = 30.H



Theo (6.5) [I]

NHO1 = 30. 2452,4 = 1,63. 107
NHO2 = 30. 2352,4 = 1,47. 107

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép;
NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
thay đổi nhiều bậc:
NHE = 60.c.

Theo (6.7) [I]
21


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải
NFE = 60.c.

Thiết Kế Hệ Dẫn Động
Theo (6.8) [I]

Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni - Số vòng quay của bánh răng đang xét ở chế độ i;
Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét;
Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;

ti - Tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét;=20000
giờ
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; n1 =450,79vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n2 = 112,70 vòng/phút.

 NHE1 = 60.1..20000.[.0,25 + .0,5+( ] =6,79.107
NHE2 = 60.1..20000.[.0,25 + .0,5+( ] =1,69. 107
NFE1 = 60.1..20000.[.0,25 + .0,5+( ] = 4,7. 107
NFE2 = 60.1..20000.[.0,25 + .0,5+( ]=1,18. 107
Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;
NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2 .


KHL1 = 1 , KHL2 = 1;
KFL1 = 1 , KFL2 = 1.

Ta tính được:
22


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

[H]1 = = = 509,09 MPa
[H]2 = = = 490,91 MPa;
Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ

hơn trong hai giá trị tính toán của [H]1 và [H]2 .
= Min (;) = [H]2 = 490,91 MPa

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,15. = 1,15.490,91=564,55 MPa > [H] =490,91 MPa.
* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công
thức:
[H]max = 2,8ch

Theo (6.13) [I] với bánh răng tôi cải thiện.

[F]max = 0,8ch

Theo (6.14) [I] với HB ≤ 350

 [H1]max = 2,8.580= 1624 Mpa;
[H2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa;
[F1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa;
[F2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa.
III.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn
III.2.1 xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài de1
Công thức thiết kế có dạng:
K R . u 2  1. 3

Re =

T1 .K H 

 1  Kbe  Kbe .u   H 

2

23


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

Hoặc

Kd .3

del =

T1 .K H 

 1  K be  K be .u   H 

2

KR = 0,5 Kd hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Kd = 100MPa1/3 với bánh răng côn
=2 suy ra KR =50 MPa1/3
KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh
răng côn. Tra bảng 6.21 trang 113 ta có KHβ phụ thuộc vào Kbe
Kbe hệ số chiều rộng vành răng
Kbe =b/Re =0,25 …. 0,3
Chọn Kbe =0,25 vì u > 3

T1 mô men xoắn trên trục chủ động
[σH] ứng suất tiếp xúc cho phép

K be .u
2  Kbe = = 0,57
Tra bảng 6.21 chọn KHβ =1,13
Suy ra
K R . u 2  1. 3

R e=

T1 .K H 

 1  K be  Kbe .u   H 

2

Re= . =138,31 mm
2 Re

de1 =

u 2  1 == 67,09 mm
24


Đồ án cơ sở thiết kế máy
Băng Tải

Thiết Kế Hệ Dẫn Động

III.2.2 Các thông số ăn khớp
+Số răng bánh nhỏ
de1 = 67,09 mm
Tra bảng 6.22 trang 114 chọn z1p = 17răng
 Z1 = 1,6.z1p =1,6.17 = 27,2
 Chọn Z1 = 27 răng
+Đường kính trung bình của bánh nhỏ
dm1 =(1 – 0,5Kbe).de1 = (1- 0,5.0,25).67,09 = 58,70 mm
Mô đun trung bình
mtm = dm1 /z1 =58,70 /27 = 2,17
Xác định mô đun
mte =mtm /(1 – 0,5.Kbe) = 2,17/(1- 0,5.0,25) =1,89
Tra bảng 6.8 trang 99 lấy: mte = 2
Tính lại mtm và dm1
mtm =mte .(1 – 0,5.Kbe) = 2.(1 – 0,5.0,25) = 1,75
dm1 = mtm1 .z1 = 1,75 . 27 = 47,25 mm
+Số răng bánh lớn:
z2 = ubr.z1 = 4.27=108 răng
+Góc côn chia

1 = arctg (z /z ) = arctg(27/108)=
1

2

 2 = 90 - 1 = 76°57’

25