ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

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. Do
đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy,
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng
bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của
mình.
Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em
đó được giao đề tài :
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên
Hoàng Minh Thuận. 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 bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền
xích để truyền động đến xích tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng
hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu tuy
nhiên khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu
sót.Em rất 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, đặc biệt là thầy Hoàng Minh Thuận
đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án
môn học này....

Hưng Yên, ngày 18/11/2011
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

1


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

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 ==

= 3,41 kW

Trong đó:
+ Plv là công suất trên trục máy công tác, kW;
+F là lực kéo băng tải ,N
+v là vận tốc băng tải,m/s

-Công suất tương đương của động cơ theo CT 2.14[I]
Ptđ = .Plv
Trong đó:
+ là hệ số tải trọng tương đương

== = 0,76
Trong đó:
Ti : momen xoắn làm việc của máy trong thời gian ti ; T1= T; T2= 0,5T
ti : thời gian làm việc của máy với mô men Ti; t1 = 0,5tck; t2 = 0,3tck
tck thời gian 1 chu kỳ của động cơ

Ptđ = 0,76. 3,41= 2,59 kW

=>

-Theo CT 2.8 [I] ta có công suất cần thiết là:
Trong đó :

+ Pct là công suất cần thiết của 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
ηbr = 0,97 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
ηol = 0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn.
ηx = 0,92 là hiệu suất bộ truyền xích.

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

2


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

=> η = 0,95.0,97. .0,92= 0,82
- vậy công suất cần thiết của động cơ là:
Pct = = 3,16 (kW)
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.ut
Trong đó:
+ nlv là số vòng quay của trục làm việc,v/p
nlv được xác định theo CT 2.16[I]:
nlv = ;
Trong đó:
v -vận tốc của băng tải, m/s;
D -đường kính băng tải, mm.
theo đề bài ta có: v = 0,35 m/s; D = 250 mm;
=> nlv = = 26,75 (v/p)
+ ut là tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống.
Mặt khác theo CT 2.15[I] ta có:

ut = uđ.ubr.ux ;
uđ –tỉ số truyền của bộ truyền đai;
u br - tØ sè truyÒn cña bé truyÒn b¸nh r¨ng;
u x - tØ sè truyÒn cña bé truyÒn xÝch;
theo bảng 2.4[I] ta chọn : uđ = 3 ; ubr= 4; ux= 2,5
=>
ut = 3.4.2,50 = 30
Số vòng quay sơ bộ là:
nsb = 26,75. 30 = 802,50 (v/p)

I.1.3. Chọn động cơ.
Theo CT 2.19[I] Ta phải chọn động cơ có:

Tra bảng P1.3 [1], P1.7[I] ta chọn được động cơ có tên là: 4A112MB6Y3
Bảng số liệu của động cơ:

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

3


N C S THIT K MY
Kiểu
động cơ

Công
suất,
kW

4A112MB6Y
3

4,00

TNH TON H DN NG BNG TI

Vn tc Cos

quay

vòng
quay,
v/p
950
0,8
1

2,2
0

2,0
0

%

D,
(mm)

82

32

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 toàn bộ hệ thống:
ut = = = 35,51
Mặt khác theo CT 2.15[I] ta cú:

ut = u.ubr.ux
Chn theo bng 2.4[I]

+ t s truyn ca b truyn bỏnh rng: ubr = 4
+ t s truyn ca b truyn ai l: u= 3,56
=>

ux = = = 2,49

I.3. Xỏc nh thụng s trờn cỏc trc
1. Tớnh cụng sut trờn cỏc trc.
Trc II:
PII = = 2,87 (kW)
Trc I:
PI =

=

= 2,99 (kW)

Trc ng c:
Pc =

=

= 3,15 (kW)

2. Tớnh toỏn tc quay ca cỏc trc.
Trục động cơ:
nđc = 950 (v/p)
Trục I:
Sinh viờn: Nguyn Vn Nhiờn
Lp : LK7

4


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

nI = = 266,85 (v/p)
Trục II:
nII = =

= 66,71(v/p)

Trục làm việc:
nlv = = 26,79 (v/p)
3.Tính momen xoắn trên các trục.
Ta có momen xoắn trên các trục như sau:
Trục động cơ:
T®c = . = . = 31 665,79 (N.mm)
Trục I:
TI = . = . = 107 005,81 (N.mm)
Trục II:
TII = . = . = 410 860,44 (N.mm)
Bảng kết quả tính toán thông số trên các trục:
Trục

Động cơ

I

II

3,15

2,99

2,87

Làm việc

Thông số
Công suất P ( kW)
Tỷ số truyền u

3,56

4

2,49

Số vòng quay n ( v/p)

950

266,85

66,71

Mômen xoắn T(N.mm)

31 665,79

107 005,81

410 860,44

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

5

26,79


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai
-Sử dụng đai thang thường
-Chọn tiết diện đai thang:
Theo hình 4.1 [I]
Với Pđc = 3,15 kW
nđc = 950 v/p
→ chọn tiết diện đai thang là: Б
Bảng thông số:
Ký
hiệu

Б

Kích thước tiết diện, mm
bt

b

h

yo

14

17

10,5

4,0

Diện tích
tiết diện A,
mm2

138

Đường kính bánh Chiều dài giới hạn
đai nhỏ d1, mm l, mm

140 ÷ 280

2.2 Xác định thông số bộ truyền đai
a, Chọn đường kính bánh đai :
theo bảng 4.21[I] ta chọn được:
đường kính bánh đai nhỏ: d1= 200 mm
Kiểm tra vận tốc đai:
v = = = 9,94 m/s < vmax
với vmax = 25 m/s → thoả mãn điều kiện.
Chọn đường kính bánh đai lớn là:
Theo CT 4.2 [I] chọn
d2 = uđ . d1 .(1 - ε) = 3,56 .200.(1 - 0,01) = 704,88 (mm)
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

6

800 ÷ 6300


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

trong đó:
+ uđ = 3,56 tỷ số truyền trong bộ truyền đai
+ d1 đường kính bánh đai chủ động
+ ε = 0,01 hệ số trượt
Theo bảng 4.21 [I] chọn đường kính tiêu chuẩn:
d2 = 710 mm
Vậy tỷ số truyền thực tế:

u đtt =

d2
710
=
= 3,59
d1 (1 − ε ) 200.(1 − 0,01)

Sai số tỉ số truyền là:
u =.100%= .100% = 0,84 % < 4 %
Thỏa mãn điều kiện
b, Chọn khoảng cách trục sơ bộ
Theo bảng 4.14 [I] chọn khoảng cách trục dựa theo tỷ số truyền u đ và đường
kính bánh đai d2: uđ = 3,56
= 0,98
→ asb =0,98. d2 = 0,98.710= 695,80 mm
Kiểm tra điều kiện của asb :
0,55(d1 + d2) + h ≤ asb ≤ 2(d1 + d2)
0,55(d1 + d2) + h = 0,55(200+710) + 10,5= 511
2(d1 + d2) = 2(200+710) = 1820
→ thỏa mãn điều kiện
c, tính chiều dài đai
Theo CT 4.4 [I]
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

7

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Từ khoảng cách trục asb đã chọn, ta có chiều dài đai:
(d 2 − d1 ) 2
l = 2. a sb + 0,5.π .( d1 + d 2 ) +
4. a sb
(710 − 200) 2
= 2.695,80 + 0,5.π .( 200 + 710) +
= 2913,75mm
4.695,80

Theo bảng 4.13 [I] chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2800 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây:
Theo CT 4.15 [I]
i=

v 9,94
=
= 3,35 < imax
l
2,8

với imax = 10 m/s
d, khoảng cách trục :
Tính lại khoảng cách trục aw theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2800 mm
Theo CT 4.6 [I] :
λ + λ2 − 8.∆2
aw =

4

Trong đó:
λ =l −

∆=

⇒ aw =

π (d1 + d 2 )
3,14(200 + 710)
= 2800 −
= 1371,3
2
2

d 2 − d 1 710 − 200
=
= 255
2
2

1371,3 + 1371,3 2 − 8.2552
= 634,40( mm)
4

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

8

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

e , Góc ôm bánh đai nhỏ
Theo CT 4.7[I]
α 1 = 180 −
o

57o

a

0

(d 2 − d 1 ) = 180 −
o

w

57

634,40

.( 710 − 200) = 134,18 0

→ α1 > αmin = 120o → thoả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:

Theo CT 4.16 [I]

z=

P1 .K đ
[Po ] . Cα .Cl . .Cu .C z

Trong đó:
+ P1= 3,15 kW công suất trên trục bánh đai chủ động
+ Kđ : hệ số tải trọng động Tra Bảng 4.7 [I] chọn Kđ = 1,6
+ Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
Tra Bảng 4.15 [I] → Cα = 0,88 với α1 = 134,18o
+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
l
2800
=
= 1,25
lo
2240

Tra Bảng 4.16 [I] → Cl = 1,04

+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Tra Bảng 4.17 [I] → Cu = 1,14 với uđ = 3,56
+ [Po] : công suất cho phép (kW)
Theo Bảng 4.19 [I] với v = 9,94 m/s và d1 = 200 mm → [Po] = 3,66 kW
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

9

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

Theo Bảng 4.18 [I]

z=
Do đó

P1
3,15
=
= 0,86
[ Po ]
3,66

→ Cz = 1

3,15.1,6
= 1,32
3,66.0,88.1,04.1,14.1

→ lấy z = 2
2 .4.Chiều rộng của bánh đai
B = (z - 1) . t + 2e

theo CT 4.17[I]

Với đai Б Tra bảng 4.21 [I] ta có: z = 2,

t = 19 và e = 12,5

B = (2 - 1) . 19 + 2 . 12,5 = 44 (mm)
•

Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 4,2)
da1 = d1 + 2ho = 200 + 2 .4,2 = 208,4 (mm)
da2 = d2 + 2ho = 710 + 2.4,2 = 718,4 (mm)

2.5 Xét lực căng bánh đai
Xác định lực căng do li tâm sinh ra : Theo CT 4.20 [I]
Fv = qm . v2 =0,178.

9,94 2

=17,59 N

+ qm= 0,178 Kg/m khối lượng 1 m chiều dài đai; theo bảng 4.22 [I]
+ v = 9,94 m/s vận tốc vòng đai
+ P1: công suất trên bánh đai chủ động
Lực căng trên 1 đai được xác định: Theo CT 4.19[I]

Fo =

780.P1.K d
780.3,15.1,6

+ Fv =
+ 17,59 = 242,30( N )
v.Cα .z
9,94.0,88.2

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

10


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Lực tác dụng lên trục
Fr = 2Fo . z . sin(α1/2) = 2 . 242,30 . 2 . sin(134,18 /2) =892,75 N

Bảng thông số bộ truyền đai

Thông số

Ký hiệu

Đơn vị

Trị số

Loại đai

Б

Khoảng cách trục

aw

mm

634,40

d1

mm

200

d2

mm

710

Chiều rộng bánh đai

B

mm

44

Chiều dài đai

l

mm

2800

Số đai

z

Chiếc

2

Độ

134,18

Đường kính bánh đai

Góc ôm trên bánh đai dẫn
Lực căng trên 1 đai

F0

N

242,30

Lực tác dụng lên trục

Fr

N

892,75

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

11


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
3. 1. Chọn loại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là
xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền
mòn cao.
3.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích chủ động được xác định theo bảng 5.4[I]
Với ux = 2,49 ⇒ z1 = 27 (răng)
Tính số răng đĩa xích bị động theo CT 5.1[I]
z2 = ux. z1 ≤ zmax

Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được:
z2 = 2,49. 27 = 67,23
chọn số đĩa xích bị động là z2 = 67 (răng)
b. Xác định bước xích p
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm
bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết theo CT 5.3[I] :
Pt = P. k. kz. kn ≤ [P]
Trong đó:

Pt là công suất tính toán;kW
P = 2,87 kW là công suất cần truyền;

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

12


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

theo bảng 5. 5 [I], với n1= 66,71 v/p

kz - Hệ số số răng ; kz =

=>
z 01
z1

kn - Hệ số vòng quay; kn =

=
n01
n1

25
27

=

chọn n01 = 50 v/p,

= 0,93
50
66.71

= 0,75

Hệ số k được xác định theo CT 5.3[I]
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 [I],với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối
tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25o <60o);
ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (30…40)p, ta có: ka = 1;
kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường
hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25;
kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường
làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3;

chọn:

kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng va đập mạnh, ta
kđ = 1,8;

kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca
làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25;
vậy ta tính được:
k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,8. 1,25 = 3,66
công suất tính toán là
Pt = 2,87. 3,66. 0,93. 0,75 = 7,33(kW)
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

13


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Tra bảng 5.5[I] với Pt = 7,33 kW và n01= 50 v/p, ta chọn [P]= 10,5 kW
ứng với bước xích p= 38,1 (mm)
Tính khoảng cách trục sơ bộ,
ta lấy:

asb = 35p = 35. 38,1 = 1333,5 (mm);

Ta xác định số mắt xích theo CT 5.12[I]:

x=

⇒ x=

2a
p

+

z1 + z 2
2

2.1333,5
38,1

+

+

( z 2 − z1 ) 2 . p
4π 2 a

27 + 67
2

+

(67 − 27) 2 .38,1
4.3,14 2.1333,5

= 118,16

Ta lấy số mắt xích chẵn x = 118 ,
Tính lại khoảng cách trục theo CT 5.13[I]:

*
w

a = 0,25.p

2

 ( z 2 − z1 )  
2
 x c − 0,5( z 2 + z1 ) + [ xc − 0,5( z 2 + z1 )] − 2 
 
 π
 


Theo đó, ta tính được:

*
w2

a

= 0,25.38,1

2


 (67 − 27)  

2
(
)
118
−
0
,
5
67
+
27
+
[
118
−
0
,
5
(
67
+
27
)]
−
2

 3,14  


 


=1330,42 mm

*
w

vậy a = 1330,42 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:
*
w

*
w

∆a = (0,002…0,004)a , ta chọn ∆a = 0,002a = 0,002.1330,42 = 2,66 (mm)
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

14


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

*
w

⇒ aw = a - ∆a = 1330,42 – 2,66 = 1327,76 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây tính theo CT 5.14[I]:

i=

⇒

i=

z1 .n1
15.x c

≤ [i]

27.66,71
15.118

= 1,02

Theo bảng 5.9 [I], ta có: [i] = 20;
⇒

i = 1,02 < [i] = 20,

Vì vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây
ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng
va đập

trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
theo CT 5.15[I] ta có

s=
Trong đó:

Q
k d .Ft + F0 + Fv

≥ [s]

Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 [I], ta có:
Q = 127,0 kN = 127000 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5.2 [1]

, ta có:

q = 5,5 kg;

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

15


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

kđ - Hệ số tải trọng động, với tải trọng mở máy bằng 200% so với

tải trọng danh nghĩa, ta chọn kđ =1,7
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:theo CT

v=

z1 . p.n1
60.10 3

=

27.38,1.66,71
60000

= 1,14 m/s

Ft - Lực vòng trên đĩa xích:

Ft =

1000.P
v

=

1000.2,87
1,14

= 2517,54 N

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:

Fv = q. v2 = 5,5. (1,14)2 = 7,15 N
F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81. kf. q.a
Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,01.a = 0,01. 1327,76 = 13,28 (mm);
kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc < 40o so với
phương nằm ngang;
⇒

F0 = 9,81. 4. 5,5. 1327,76. = 286,56 (N)
Từ đó, ta tính được: s =

127000
1,7.2517,54 + 286,56 + 7,15

= 27,77

Theo bảng 5. 10[I], với n1 = 50 v/p, ta có: [s] = 7
⇒ s = 27,77 > [s] = 7 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

16


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

d. Xác định đường kính đĩa xích
Theo CT 5. 17 [I] và bảng 14-4b [II], ta xác định được các thông số sau:
• Đường kính vòng chia d1 và d2:

d1 =

d2 =

p
π 
sin 
 z1 
p
π
sin
 z2





=

=

38,1
 180 o
sin
 27





38,1
 180 o
sin
 67





= 328,19 (mm)

= 812,85(mm)

• Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/27)] = 345,02 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg(π/z2)] = 38,1. [0,5 + cotg(180o/67)] = 831,00 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:
df = d - 2r ,
trong đó: r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.dl + 0,05
theo bảng 5.2 [I]. với p= 38,1 mm =>
⇒

dl = 22,23 (mm),

r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)

do đó: df1 = 328,19 - 2. 11.22 = 305,75 (mm) ,
df2 = 812,85 - 2. 11,22 = 790,41(mm) ,
∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

17


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: CT 5.18[I]

σH = 0,47.

k r ( Ft K đ + Fvđ ).E
A.k d

≤ [σH]

Trong đó:
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z ,
với z1 =27 => kr1 = 0,41
z2=67 => kr2= 0,21
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 2517,54 (N)
Kđ - Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,8 (tải trọng va đập mạnh );
Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

Fvđ1 = 13. 10-7. n1. p3. m = 13. 10-7. 66,71. (38,1)3. 1 = 4,80 (N)
Fvđ2 = 13. 10-7. nlv. p3. m = 13. 10-7. 26,79. (38,1)3. 1 = 1,93 (N)
2 E1 .E 2
E1 + E 2

E=
- Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật
liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 MPa;
A = 395 Diện tích chiếu của bản lề; theo bảng 5. 12 [I],
kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1
dãy);
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11 [1];
Thay các số liệu trên vào CT 5.18[I], ta tính được:
- Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 1:

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

18


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

= 0,47.
-

k r1 ( Ft K đ + Fvđ 1 ).E
A.k d

=0,47.

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
0,41( 2517,54.1,8 + 4,80 ).2,1.10 5
395.1

= 467,36 (MPa)

Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích 2:

= 0,47.

k r 2 ( Ft K đ + Fvđ 2 ).E
A.k d

=0,47.

0,21.( 2517,54.1,8 + 1,93).2,1.10 5
395.1

= 334,38 (MPa)

Như vậy: σH1 = 467,36 MPa < [σH] = 550 MPa ; σH2 = 334,38 MPa < [σH] = 550
MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám CЧ 24 -44,
phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 67 ≥ 50 và
vận tốc xích v = 1,14 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 321 sẽ đảm bảo được độ bền
tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích .
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:
F1 = F t + F 2 ;

F2 = F 0 + F v
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng
lên trục được xác định theo CT 5.20[I]
Fr = kx. Ft
Trong đó:
kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ
truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 40o;
Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 2517,54 (N);
⇒

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

Fr = 1,15. 2517,54 = 2895,17 (N)

19


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Bảng thông số của bộ truyền xích

Thông số

Kí hiệu

Loại xích
Khoảng cách trục

Đơn vị

Trị số

Xích ống –con lăn (1 dãy)
aw

mm

1327,76

z1

răng

27

z2

răng

67

Số mắt của dây xích

x

mắt xích

118

Đường kính vòng chia của
đĩa xích

d1

mm

328,19

d2

mm

812,85

Số răng trên đĩa xích

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

20


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
da1

mm

345,02

da2

mm

831,00

Đường kính vòng chân
răng của đĩa xích

df1

mm

305,75

df2

mm

790,41

Bước xích

p

mm

38,1

Lực tác dụng lên trục

Fr

N

2895,17

Đường kính vòng đỉnh
của đĩa xích

PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh răng 1: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
Bánh răng 2: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành 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

σb

σch

HB

Bánh răng 1

Thép 45 tôi cải thiện

850

580

245

Bánh răng 2

Thép 45 tôi cải thiện

750

450

230

4. 2 Xác định ứng suất cho phép
1. xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

21


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

theo CT 6.1a[I] ta có:

[σH] =

σ H0 lim .K HL
SH

Trong đó:
σ

0
H lim

là các ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở,

theo bảng 6.2 [I], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350), ta có:
σ

0
H lim

= 2HB + 70

;

SH = 1,1 ;

Với SH - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:
σ
σ

0
H lim1

0
H lim 2

= 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 Mpa;
= 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 Mpa;

KHL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ của bộ
truyền, được xác định theo CT 6.3[I]:

mH

KHL =

N HO
N HE

Trong đó:
+ mH - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc;
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

22

ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

mH = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
+ NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Theo CT 6.5[I]:
NHO = 30.H
⇒

2, 4
HB

NHO1 = 30. 2452,4 = 16 259 974,39
NHO2 = 30. 2302,4 = 13 972 305,13

+ NHE , Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
thay đổi nhiều bậc theo CT 6.7[I]:

∑ (T / T )
i

NHE = 60.c.

max

3

ni ti

Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Ti - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
Tmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ).
Ta có: với bánh răng 1:
c = 1; nI = 266,85 v/p ;
với bánh răng 2:
c = 1; nII = 66,71 v/p.
⇒ NHE1 = 60. 1. 266,85. 24000.[(1)3.0,5 + (0,5)3. 0,3] = 206 541 900
NHE2 = 60. 1. 66,71. 24000.[(1)3.0,5 + (0,5)3. 0,3] = 51 633 540
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

23


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Ta thấy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 do vậy ta chọn:
KHL1 = 1 , KHL2 = 1;
ta tính được:
⇒

σ H0 lim1 .. K HL

1

[σH1] =

SH

= = 509,09 MPa

σ H0 lim 2 .. K HL2

[σH2] =

SH

530.1
1,1

=

= 481,82 Mpa;

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
trung bình của hai giá trị tính toán của [σH1] và [σH2].theo CT6.12[I]:

[σ H 1 ] + [σ H 2 ]
⇒ [σH] =

2

= = 495,46 MPa

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
[σH] = 495,46 MPa < 1,25

[σ H ] min

= 1,25.481,82 = 602,28 MPa

2. xác định ứng suất uốn cho phép
Theo CT 6.2a[I]:

[σF] =

σ F0 lim .K FC .K FL
SF

Trong đó: là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở;
SF

là hệ số an toàn khi tính về uốn ;

Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

24


ĐỒ ÁN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Tra bảng 6.2[I] với thép 45 tôi cải thiện ta tra được
= 1,8HB

;

SF = 1,75

Thay vào ta được:
= 1,8HB1 = 1,8.245= 441 MPa
= 1,8HB2 = 1,8.230= 414 Mpa
KFC là hệ số xét tới ảnh hưởng đặt tải; KFC=1 khi đặt tải một phía( bộ
truyền quay một chiều)
KFL là hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ của bộ
truyền, được xác định theo CT 6.3[I]:

mF

KFL =

N FO
N FE

Trong đó:
mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn mF = 6 khi độ rắn mặt
răng HB ≤ 350 ;
NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4. đối
với tất cả các loại thép
NFE , Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc theo CT 6.8[I]:

∑ (T / T )
i

NFE = 60.c.

max

mF

ni t i

Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Sinh viên: Nguyễn Văn Nhiên
Lớp : ĐLK7

25