Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng nghiêng, kèm bản CAD A0,A 3 theo đồ án

TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT 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 Chi tiết 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, 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, ngày 01/6/2016
Sinh viên
Dương
Nguyên Như Dương

1

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Mục lục
TT

Nội dung

Trang

1

Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

3

2

Phần II : Tính toán bộ truyền ngoài

8

3

Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

22

4

Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục

34

5

Phần V : Tính chọn then

54

6

Phần VI: Tính chọn ổ trục

58

7

Phần VII : Chọn khớp nối

63

8

Phần VIII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục

65

9

Phần IX

66

10

Phần X : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép

: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác

70

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

2

SV

GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Link cad A0, A3 ở cuối chương 3 nhé 

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Hộp giảm tốc 1 cấp, bánh răng trụ răng nghiêng.
Tỉ số truyền 1/4
3

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.Chọn động cơ.
Với yêu cầu ,đặc tính làm việc của hệ thống ,ta chọn động cơ điện xoay chiều
không đồng bộ 3 pha có roto ngắn mạch (do nó có kết cấu đơn giản ,giá thành hạ ,dễ bảo
quản ,độ tin cậy làm việc cao ,có thể mắc trực tiếp với dòng điện 3 pha mà không cần qua
bộ biết đổi hay chỉnh lưu dòng điện.Ngoài ra động cơ có hiệu suất ,công suất làm việc
phù hợp…). Ta chọn động cơ dựa vào 3 tiêu chí sau:
1. Giá thành rẻ.
2. Kích thước nhỏ gọn.
3. Thỏa mãn các yêu cầu làm việc của hệ thống.

PHẦN I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1-Chọn kiểu loại động cơ :
1.Lực kéo băng tải:

F = 3250 N

2.Vận tốc băng tải:

V = 1,9 (m/s)

3. Đường kính băng tải:

D = 550 (mm)

4.Thời gian phục vụ:

lh = 25000 (giờ)

5.Số ca làm việc là 1 ca
6.Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 45 (độ)
7.Đặc tính làm việc : Êm

4

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

I.1.1-Tính toán công suất :
A-Công suất làm việc:
F .v
Plv = 1000 (Kw)

Trong đó:

- Lực kéo băng tải:

F = 3250 (N)

- Vận tốc băng tải :

v = 1,9 (m/s)

 Plv = 6,175 (Kw)
B-Công suất tương đương:
Ptd = Plv.
Theo biểu đồ ta có : = 1,4T
tck=8h

=T

= 4h t2 = 4h
=0,6T

tmm = 2s quá nhỏ coi như bỏ qua => = T
Thay số liệu vào biểu thức trên ta tính được hệ số tương đương:
= = 0,8
 Ptd = 6,175 . 0,82 = 5,09 (Kw)

5

SV
GVHD

Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Tính hiệu suất của hệ thống :
: Tổng hiệu suất toàn bộ hệ thống
= ηđ.ηbr.ηx.
Theo bảng 2.3 (I) trang 19 :
ηđ - Hiệu suất của bộ truyền đai :

0,95 - 0,96

( Để hở )

ηbr - Hiệu suất của bộ truyền bánh răng:

0,96 - 0,98

( Được che kín)

ηol - Hiệu suất của một cặp ổ lăn:

0,99 – 0,995

ηx - Hiệu suất của bộ truyền xích:

0,90 – 0.93 ( Được che kín)

Hộp giảm tốc của ta dùng bánh răng trụ nghiêng nên ta chọn như sau:
ηđ = 0,95
ηbr = 0,97
ηol = 0,995
ηx = 0.92
 = 0,95.0,97.0.92. 0.835
C- Công suất cần thiết:

Pct = = = 7,40 (Kw)

I.1.2-Tính sơ bộ số vòng quay đồng bộ:
60000.v.
Ta có : nlv =  .D = = 66,01 (V/p)
Với D : là đường kính băng tải

D = 550 (mm)

Ta lại có: Tỉ số truyền của hệ thống sơ bộ ( usb )
usb = uđ.ubr.ux
Tra bảng 2.4[I] trang 21:
6

SV
GVHD

Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

uđ - tỉ số truyền của bộ truyền đai thang: 3 - 5
ubr - tỉ số truyền của bánh răng trụ :
ux - tỉ số truyền của xích :
ta có:

3-5

(Hộp giảm tốc 1 cấp)

2-5

ux

= 3,51

ubr = 4
uđ = 3,15



usb = 3,15.4.3,51 = 44,23

Số vòng quay sơ bộ của hệ thống (nsb)
Vậy : nsb= nlv.usb= 66,01.44,23 = 2919,4 (v/p)
Điều kiện mở máy: =1,4
I.1.3-Chọn động cơ :
Sau quá trình tính toán ta thu được: + = 7,40
+ = 2919

Điều kiện chọn động cơ: •

(Kw)
(v/p)

≥ Pct
≈ nsb

• >
Tra bảng P1.1 [I] Và P1.4 [I] Ta chọn động cơ phù hợp với điều kiện trên.
Bảng thông số động cơ.
Kiểu động cơ

Công
suất

Vận tốc
quay

(KW)

(v/p)
7

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

4A112M2Y3

7,5

2922

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

0,88

87,5

2,2

2,0

Động cơ thỏa mãn các thông số cần thiết .
I.2. Phân phối tỷ số truyền
Tỉ số truyền chung của hệ thống :( ut )
uht = = = 44,27
Mặt khác : uht = uđ.ubr. uX
Theo tài liệu [I] Trang 49 chọn :
uđ =3,15 , ubr=4  uX = = 3,51
I.2.1.Số vòng quay trên các trục :
Số vòng quay trên trục động cơ :
nđc =
2922 (v/p)
Trục I :
n1 = = = 927,6 (v/p)
Trục II :
n2 = = = 231,9
(v/p)
Trục III :
n3 = = 66,07 (v/p)
I.2.2.Công suất trên các trục :
Ta có :
Công suất trên trục công tác :
P3 = Plv= 6,175

(KW)

Công suất trên trục bị động :
8

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

P2 = = = 6,75 (KW)
Công suất trên trục chủ động :
P1 = == 7,0

(KW )

Công suất trên trục động cơ :
Pdc = = = 7,40 (KW )
I.2.3.Mô men xoắn trên các trục :
Trục động cơ :
Tđc = 9,55. 106 .= 9,55.106.= 24 218,17 (Nmm)
Trục I (trục chủ động):
T1 = 9,55.106 . = 9,55.106 . = 72 067,70 (Nmm)
Trục II (trục bị động):
T2 = 9,55.106. = 9,55.106. =277 975,42 (Nmm)

Trục công tác:
Tct = 9,55.106 = 9,55.106.= 892 557,14 (Nmm)

BẢNG THÔNG SỐ ĐỘNG LỰC HỌC CỦA HỘP

9

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

Trục

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Động cơ

I

II

III

Thông số

u

uđ =3,15

P (KW)

ubr =4

7,40

n (v/p)

2922

T (Nmm)

24 218,17

7,0

uX = 3,51

6,75

927,6

72 067,70

6,175

231,9

66,07

277 975,42

892 557,14

PHẦN II:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
1. BỘ TRUYỀN ĐAI
1.1.Các thông số đầu vào:
- Số vòng quay trên trục động cơ : nđc = 2922 (v/p)
- Công suất trên trục động cơ :

P đc = 7,40(KW)
10

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN

KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

- Tỷ số truyền của bộ truyền đai :

uđ = 3,15

1.2. Chọn loại đai và tiết diện đai:
- Nếu

Pđc< 2 : Chọn đai dẹt,

- Nếu

Pđc> 2 : Chọn đai thang,

- Nếu

(1)

v < 25m/s : Chọn đai thang thường, ,

(2)

-Nếu v �25m/s: Chọn đai thang hẹp,
Từ (1), (2) kết hợp với H 4.1, bảng 4.13 trang 59. Ta chọn đai hình thang thường loạiБ.
Theo đó thông số kích thước cơ bản của đai được cho trong bảng sau:

Loại đai

Thang
thường
Б

Kích thước tiết diện
(mm)
Diện tích
A(mm2)
bt

B

h

y0

14

17

10,5

4

Đường
kính bánh Chiều dài giới
đai nhỏ
han l (mm)
d1(mm)

138

140- 280

800- 6300

1.3. Chọn thông số của bộ truyền:
1.3.1) Đường kính bánh đai :
Chọn đường kính bánh đai nhỏ : d1 = 145 (mm) ( Bảng 4.13- trang 59)
1.3.1.Tính vận tốc đai:
v = = = 22,17 (m/s) 25 ( m/s )
⇨ Thỏa mãn điều kiện v = 25 m/s ( Đai thường )
1.3.4.Tính đường kính bánh đai lớn:
-Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức :
11

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

..(1-ε)

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

(CT 4.2- Trang 53)

Trong đó: u là tỷ số truyền của bộ truyền đai  u = = 3,15
- là hệ số trượt ,chọn  = 0,02.
- d1là đường kính bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hóa
145.3,15.(1- 0,02) = 447,6 (mm)
Theo bảng 4.21 : Các thông số của bánh đai hình thang ( trang 63) =>d2= 450 mm
Như vậy tỷ số truyền thực tế : utt
utt = d2 / [ d1(1 – ) ] = 450 / [ 145.(1 – 0,02 ) ] = 3,2
Sai số tỷ số truyền:
u =[( utt– uđ ) / uđ ].100%= [( 3,2– 3,15 ) / 3,15].100% =1,6 % < 4%
⇨ Thỏa mãn điều kiện
1.3.5.Xác định khoảng cách trục a:
Trị số a tính cần phải thỏa mãn điều kiện sau:
Công thức( 4.14) tài liệu [I]- trang 60:
0,55(145+450) + 10,5 a 2.(450+145)
337,75 a 1190 (mm)
Dựa vào tỉ số truyền và đường kính chọn khoảng cách trục a (theo bảng 4.14- Trang 60
tài liệu [I])1
=>
1.3.6.. Xác định chiều dài đai l:
Theo công thức 4.4 tài liệu [I]- Trang54:
Theo dãy tiêu chuẩn bảng 4.13 tài liệu [I]- Trang 59: chọn
-Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
Theo công thức 4.15 tài liệu [I]-Trang 60:
12

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Đổi : 2240mm = 2,24 m
( thỏa mãn đk)
Trong đó:
+ v: vận tốc dây đai, (m/s).
+ l: chiều dài dây đai, (m).
+ i: số lần chạy của dây đai trong một giây.
Từ chiều dài đai tiêu chuẩn cần tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức 4.6 tài
liệu [I]- Trang 54:
Trong đó:

=>
( thỏa mãn đk cho phép về khoảng cách trục).
1.3.7. Tính góc ôm trên bánh đai nhỏ:
-Góc ôm xác định theo công thức 4.7 tài liệu [I]- T54 với điều kiện:

Góc => thỏa mãn điều kiện.

1.4. Xác định số đai:
Số đai z được tính theo công thức 4.16 tài liệu [I]- trang60:
Trong đó:
- Tra bảng 4.19 tài liệu [I]-Trang 62 kết hợp với áp dụng thức nội suy với
Có v = 5 m/s => KW
v = 10 m/s

=> KW

Với v = 22,17 m/s (vận tốc đai lên )
13

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Áp dụng công thức nội suy ta được :
=
=> = 6,4 KW : công suất cho phép
- Tra bảng 4.7 tài liệu [I]- Trang 55:

(hệ số tải trọng động) làm việc 1 ca
- :hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm . (Tra bang 4.10- trang 57
Ta có = thì và =thì
Mà lên áp dụng công thức nội suy ta dược :
=
=> = 0,92
- Tra bảng 4.16 tài liệu [I]- Trang 61:
Với = 2240mm ; l = 2240mm
= 1,0
=> 1,0 (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= 1 thì Cz=1 và z= 2 thì Cz=0,95
z = = = 1,2
Áp dụng công thức nội suy ta có :
=
=>Cz=1+1,2-1)=0,99 (Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho
các dây đai)

Vậy chọn số đai Z= 2
1.4.1.Xác định chiều rộng bánh đai:
- Từ số đai xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức 4.17 tài lệu [I]
14

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương

: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Tra bảng 4.21 tài liệu [I]-trang63: ;
=>
1.4.2. Xác định đường kính ngoài của bánh răng:
Đường kính ngoài của bánh đai tính theo công thức 4.18 tài liệu [I]-Trang 63
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ :
Đường kính ngoài của bánh đai lớn :
1.5. Xác định lực căng ban dầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực căng ban đầu được xác định theo công thức 4.19 tài liệu [I]_Trang 63:

Trong đó:
lực căng do ly tâm sinh ra
Theo công thức 4.22 tài liệu [I]- Trang 64:

Vậy lực căng ban đầu
(N)
- Lực tác dụng lên trục tính theo công thức 4.21 tài liệu [I]

15

SV
GVHD

Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI

Tỷ số truyền đai thực tế :uđtt
Khoảng cách trục thực : a
Góc ôm : 1

3,2
(mm)

635

(°)

Vận tốc vòng đai : v

(m/s)

22,17

Đường kính bánh đai nhỏ : d1

(mm)

145

Đường kính bánh đai lớn :
Đường kính ngoài bánh đai nhỏ :
Đường kính ngoài bánh đia lớn :
Chiều dài đai : l
Chieu rộng đai : B

(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)

Số đai : Z

2240
44
2

Lực tác dụng lên trục : Fr
Lực căng ban đầu :

450

(N)
(N)

16

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

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
n2 = 231,9 (v/p), P2 =

6,75 (KW) , uX = 3,51

2.2.2.1 Chọn số răng đĩa xích
Theo bảng 4.5 tài liệu [I]
uX = 3,51 số răng
-

Tính số răng đĩa xích
Chọn

Z2 =ux .Z1= 3,51. 23 = 80,7
Z2 = 81 < Zmax = 120

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
P=PII=6,75 (KW)
công suất cho phép kw
hệ số răng
hệ số vòng quay
Kn=n01 /n1=200/232= 0,86
Trong đó:
n2 = 231,9
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
17

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
vị trí trục không điều chỉnh được
hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn
môi trường làm việc có bụi
hệ số tải trọng động
Kđ= 1 tải trọng tĩnh, làm việc êm
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
làm việc

ca

Vậy :
Pt =P.k.kz.kn =6,75.2.1,08.0,86= 12,5 kw
Theo bảng 5.5 tài liệu [I] chọn bộ truyền xích 1 dãy có
mãn điều kiện bền mỏi

bước xích [P] = 19,3 kw

Pt = 12,5 kw < [P] = 19,3 kw
Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu [I]
2.2.2.3 Xác định khoảng cách trục a
Theo công thức 5.11 tài liệu [I]
chọn asb= 40p = 40. 31,75=1270 mm
theo công thức 5.12 tài liệu [I]
xác định số mắt xích
X = 2.asb / p + (z1 + z2)/2 +(z1- a2)2.p/(4.3,142.asb)
= 2. 1270 / 31,75 + (23 + 81)/2 +(23- 81)2.31,75/(4.3,142.1270)
=134
lấy số mắt xích chẵn: x=134
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [I]
= 0,25. 31,75.{134 – 0,5.(23 + 81)+[(134 – 0,5.(23 +81))2 -2.((81-23)/3,14)2]1/2 }
18

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

= 1268 .mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a tính cần phải giảm bớt 1 lượng
b = 0,003a = 0,003.1270= 4 mm
a = a*- b = 1268- 4= 1264 mm
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]
= 25 lần
i =( 23. 232)/(15.134) = 2.7 <
Thỏa mãn điều kiện
2.2.2.4 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo công thức 5.15 tài liệu [I]
Trong đó:
hệ số an toàn cho phép
Tra bảng 5.10 tài liệu [I]
=8,5
Q tải trọng phá hỏng N
Tra bảng 5.2 tài liệu [I]
Q = 88,5 kN = 88500 N
hệ số tải trọng động
Tra bảng 5.6 tài liệu [I]
lực vòng N
v =z1.p.n1/60000= 23.31,75.232/60000 = 2,8 m/s
19

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Ft =1000.P/v =1000.6,75/2,8 =1411 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]

q= 3,8 kg

Fv = 2,8 . 3,82 = 40 N

Vậy

lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra N
Theo công thức 5.16 tài liệu [I]
khoảng cách trục

a = 1264 mm =1,264 m

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

F0=9,81.2.3,8.1,264= 94 N

Suy ra s =88500/(1.1411+ 94 +40) = 57 > [s] =8,5
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]
d1=p/sin(180/z1)=31,75/sin(180/23)=233 mm
d2=p/sin(180/z2)=31,75/sin(180/81)=819 mm
Đường kính vòng đỉnh
da1=p.[0,5+ cot(180/z1)] = 31,75 .[0,5 + cot(180/23) =247 mm
da2=p.[0,5+ cot(180/z2)] = 31,75 .[0,5 + cot(180/81) = 834 mm
-

Đường kính vòng chân
Tra bảng 5.2 tài liệu [I]
d1=19,05
Mà ta có
r =0,5025.d1 +0,05= 0,5025.19,05 +0,05 =10
20

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

df1 = d1 -2r = 233 - 2.10= 213 mm
df2 = d2 -2r = 819- 2.10= 799 mm
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện :
Theo CT 5.18[I]:
H = 0,47. [H]
Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [H] (Tra bảng 5.11 [I]
- Lực vòng : Ft = 1411 (N)
- Lực va đập trên (m = 1) đĩa xích : Fvd = 13....m
- Hệ số phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây: =1
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích,phụ thuộc z :
Theo CT 5.19[I] :
= 13..928..1 = 39 (N)
= 13...1 =9,7 (N)
Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dây : = 1
Hệ số tải trọng động : = 1 (Tải trọng tĩnh, làm việc êm )
Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng, phụ thuộc vào z :(Trang 87[I])
* Với z1 = 20 kr1 = 0,48
z2 = 60 kr2 = 0,22
Áp dụng công thức nội suy :
Với z1=23  kr1=0,48 - (0,22 – 0,48)/(60 -20).(23-20)=0,44
Với z2=81 kr2= 0,1
Mô đun đàn hồi : E =
- Diện tích chiếu bản lề : A = 262 (mm2)
(Bảng 5.12 [I])
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích 1 :

⇨H1 = 0,47. =351 (MPa)
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích 2 :
21

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

⇨H2 = 0,47. =235(MPa)
Dựa vào bảng 5.11[I] chọn [ H] =600:
 H1 = 351 MPa < [ H] =600 (MPa) (Thỏa mãn)
 H2 = 235 MPa < [ H] = 600 (MPa) (Thỏa mãn)
5: Xác Định Các Lực Tác Dụng Lên Trục
Lực căng trên bánh răng chủ động F1 và trên bánh răng bị động F2:
F1 = Ft + F2
F2 = F0 + Fv
Trong tính toán thực tế ta có thể bỏ qua F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng
lên trục được xác định theo công thức:
Fr = kx. Ft
(CT 5.20[I])

Trong đó: kx: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích :
Với : kx = 1,05 (Bộ truyền nằm ngang một góc > 400 )
Ft – Lực vòng trên băng tải, Ft = (N)
Fr = 1,05.= 1482 (N)

Bảng tổng hợp số liệu về bộ truyền xích.

22

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

Thông số
Các đại lượng
Loại xích
Bước xích
Số răng đĩa chủ động
Số răng đĩa bị động
Khoảng cách các trục
Tỷ số truyền
Số mắt dây xích

Đường kính vòng chia
của đĩa xích
Đường kính vòng đỉnh
của đĩa xích
Đường kính vòng chân
răng của đĩa xích

Ký hiệu

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

Trị số

Xích ống –con lăn (1 dãy)
P
31,75
23
81
a
1264
3,51
134
Chủ động:
233
d1
Bị động: d2
819
Chủ động:
247
da1

Bị động: da2
834
Chủ động:
df1
Bị động: df2

213

799
Lực tác dụng lên trục
1482
PHẦN III: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1 CHỌN VẬT LIỆU:

Đơn vị

mm
răng
răng
mm
Mắt
mm

mm

mm

N

Như vậy: H1 = 351 MPa < [H2] = 235 MPa ; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là

thép 45, phương pháp nhiệt luyện là tôi, cải thiện (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 81>
30 và vận tốc xích v = 2,8 m/s < 5 m/s) đạt độ rắn là HB = 200 sẽ đảm bảo được độ bền
tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp chịu công suất trung bình, nhỏ ta
chỉ cần chọn vật liệu nhóm I, là loại vật liệu có độ rắn Hb ≤ 350. Bánh răng được thường
hóa hoặc tôi cải thiện. Theo bảng 6.1 ta chọn:
- Bánh răng nhỏ: Thép 40HX tôi cải thiện,có độ rắn HB241…285
Giới hạn bền: b1 = 850 MPa và giới hạn chảy: ch1 = 580 MPa
- Bánh răng lớn:Thép 45 tôi cải thiện, có độ rắn HB192…240
Giới hạn bền: b2 = 750 MPa và giới hạn chảy: ch2 = 450 Mpa
3.2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP.
- Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện ta có:
23

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

=2HB+70 ; SH = 1,1 ; σoFlim = 1,8HB ; SF =1,75
-Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=240 ; độ rắn bánh răng lớn HB2=225 khi đó ta có:

;  : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở ,
trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
= 2HB1 + 70 = 2.240+ 70 = 550 MPa ; σoFlim1 = 1,8HB1 =1,8.240
= 432MPa
= 2HB2 + 70 = 2.225 + 70 = 520 MPa ; σoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.225
=405 MPa
-Theo công thức (6.5) [I] (tr 93) ta có :
Số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về tiếp xúc: NHO = 30. .
Do đó:
→ NHO1 = 30. 2402,4 = 15,,47.106 ; NHO2 = 30. 2252,4 = 13,25.106
-Theo công thức (6.7), (6.8) [I] (tr 93):
NHE = 60.c.
NFE = 60.c.
Ở đây:
+ c =1 Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
+ ni Số vòng quay ; nI =928 v/p và nII = 232 v/p
+ Ti Mômen xoắn thứ i
+ Tmax Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
+ ti Tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i ; ti = 28000 giờ
=> NHE1= 60.1.[13. 4/8 + 0,63 . 4/8].928.25000 =846.106
=> NHE2= 60.1.[13. 4/8 + 0.63. 4/8].232.25000= 212.106

Theo trang 94 ta có:
NHE1 > NHO1 do đó: , tương tự
NFE /tck
NFE1 = 60.1.[16.4/8 + 0,66. 4/8 ].928. 25000 = 729.106
NFE2 = 60.1.[ 16. 4/8 + 0,66.4/8 ].232. 25000 = 182.106

Vì : NFE1 > NFO1 do đó: , tương tự
(với NFO1 là số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về uốn; NFO1 = 4. 106 với tất cả các

loại thép).
Theo công thức (6.1a) và (6.2a) ta có:
-Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] =
24

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151


TRƯỜNG ĐẠ1 HỌC SPKT HƯNG YÊN
KHOA CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CƠ SỞ TH1ẾT KẾ MÁY

→ = = 500MPa ; = = 472,73 MPa
→ [H] = = = 486,37<1,25. min= 590,1Mpa( thỏa mãn).
-Ứng suất uốn cho phép: [σF] =
→[σF1] = = 246,85 MPa
; [σF2] = = 231,4 MPa
- Ứng suất quá tải cho phép tính theo công thức (6.13) và (6.14) (tr 95+96):
max =2,8= 2,8.580=1624 Mpa
max =2,8= 2,8.450=1260 Mpa
[σF1]max = 0,8.= 0,8.580 = 464 Mpa
[σF2]max = 0,8.= 0,8.450 =360 Mpa
A-Xác định khoảng cách trục .

Ta có :
3

aw = Ka.(u + 1).

TI .K H 

H 

2

.u. ba

(6.15a)
Trong đó:
- Ka = 43 Mpa1/3 : Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
(bảng 6.5[I]-Trang 96 )
- TI : Mômen xoắn trên trục chủ động TI = 72 068 Nmm
- [H] = 486,37 Mpa: Ứng suất cho phép
- Tỷ số truyền u =4
- KH : Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ba
Ta có: (ba = (0,3...0,5) chọn ba= 0,4
vậy ψbd=0,53.ψba.(u+1)=0,53.0,4.(4+1)= 1,06
Dựa vào bảng 6.7:=> KH= 1,03
=> aw = 43.(4+ 1). = 125 mm
Chọn
aw = 125 mm
-Tính chiều rộng vành răng:
= ba . = 0,4.125 = 50 mm chọn lại bw =50
B.Xác định thông số ăn khớp:

B.1. Xác định mô đun
-Theo công thức 6.17 (tr 97), ta có:
m=(0,01 ÷ 0,02).aw=(0,01 ÷ 0,02).125 = 1,12,2 tra bảng 6.8 (tr 99), chọn m= 2
B.2. Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
- Chọn sơ bộ β=160 (Răng nghiêng β=8……200 ) →= 0,96
25

SV
GVHD
Lớp

:Nguyên Như Dương
: Nguyễn Văn Huyến
: 118151