Đồ án THIẾT kế hệ dẫn ĐỘNG XÍCH tải

Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Bảng thông số đầu vào:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Lực kéo xích tải: F = 5730 (N)

1.1 Cơng suất làm việc

Vận tốc xích tải: v = 0.76 (m/s)

Plv =

Số răng đĩa xích tải: Z = 10 (răng)

F .v 5730.0, 76
=
= 4,36
1000
1000

Bước xích tải: p = 60 (mm)
Thời gian phục vụ: Lh = 20000 (h)

1.2 Hiệu suất hệ dẫn động

Số ca làm việc: soca = 3 (ca)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền

η = ηbr .ηol3 .η x .η kn

β

ngồi =1800 -@ = 00

B

Trong đó tra bảng

Đặc tính làm việc: êm, va đập nhẹ.

•

răng:
•
•

ηbr

(KW)

2.3
[1]
19

ta được:

Hiệu suất bộ truyền bánh

= 0,97

Hiệu suất bộ truyền xích:
Hiệu suất ổ lăn:

GVHD: Phạm Minh Hải

η ol

ηx

= 0,92

= 0,99
Trang 1

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đờ án: Chi tiết máy

•

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Hiệu suất khớp nối:
η = ηbr .η .ηd .η x

3
ol



ηkn

= 0,99

= 0,97.0,993.0,92.0.99= 0,857

1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pyc =

Plv 4,355
=
η 0,857

= 5,08 (KW)

1.4 Số vòng quay trên trục công tác
nlv =

60000.v 60000.0, 76
=
= 76
z. p
10.60

(v/ph)

1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ
usb = u x .ubr

B

Theo bảng
•
•

2.4
[1]
21

chọn sơ bộ:

Tỷ số truyền bộ truyền xích:

ux

=2,5

Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng
usb = u x .ubr



ubr

=4

= 2,5.4 = 10

1.6 Số vòng quay trên trục động cơ
nsb = nlv .usb

=76. 10 = 760 (v/ph)

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 2

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

1.7 Tính số vịng quay đồng bộ của động cơ
Chọn

t
ndb

= 750 (v/ph)

1.8 Chọn động cơ
Tra bảng phụ lục tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn:
b

t
ndb
= ndb
= 750(v / ph)
 cf
 Pdc ≥ Pyc = 5, 08( KW )

Ta được động cơ với các thông số sau: Ký hiệu động cơ:
 KH : 4 A132 M 8Y 3
 cf
 Pdb = 5,5 KW

ndc = 716(v / ph)
d = 38mm
 dc

1.9 Phân phối tỷ số truyền
uch =

Tỷ số truyền của hệ:

ndc 716
=
= 9, 42
nlv
76

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4
ux =

Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài:

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 3

uch 9, 420
=
ubr
4

= 2,36

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

uch = 9, 420

ubr = 4
u = 2,36
 x

Vậy ta có:

1.10 Tính các thơng số trên trục
Cơng suất trên trục công tác: Pct=Plv=4,36(KW)

Công suất trên trục II:
Pct
4,355
=
ηol .η x 0,99.0,92

PII =

= 4,78 (KW)

Công suất trên trục I:
PI =

PII
4, 78
=
ηol .ηbr 0,99.0,97

= 4,98 (KW)

Công suất trên trục động cơ:
Pdc =

PI
4,979
=
ηol .ηkn 0, 99.0,99

= 5,08 (KW)

Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 716 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:
nI =

ndc 716
=
ukn
1

= 716 (v/ph)

Số vòng quay trên trục II:
nII =

nI 716
=
ubr
4

GVHD: Phạm Minh Hải

=179 (v/ph)
Trang 4

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Số vịng quay trên trục cơng tác:
nct =

nII 179
=
u x 2.36

= 75,84 (v/ph)

Môment xoắn trên trục động cơ:
Pdc
5, 08
= 9,55.106
ndc
716

Tdc = 9,55.106

= 67756,98 (N.mm)

Môment xoắn trên trục I:
TI = 9,55.106

PI
4,979
= 9,55.106
= 66409,85
nI
716

(N.mm)

Môment xoắn trên trục II:
TII = 9, 55.106

PII
4, 78
= 9,55.106
= 255022,35
nII
179

(N.mm)

Môment xoắn trên trục công tác:
TCT = 9,55.106.

PCT
nCT

9,55.106.
=

4,36
= 548394,65
75,84

(N.mm)

1.11 Lập bảng thông số

Thông số/ trục

Động cơ

I

ukn=1
P(KW)
GVHD: Phạm Minh Hải

5,08
Trang 5

II
ubr=4

4,98

Công tác
ux=2,36

4,78

4,36

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp

Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

n(v/ph)

716

716

179

75,84

T(N.mm)

67756,98

66409,85

255022,35

548394, 65

PHẦN 2 : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thơng số u cầu:

P = PII = 4,78 (KW)
T1 = TII = 255022,35 (N.mm)
n1 = nII = 179 (v/ph)

u = ux = 2,36
@ = 1800

2.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ, vận tốc truyền thấp và hiệu suất của
bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.
GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 6

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

2.2 Chọn số răng đĩa xích
Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2,36= 24,3

Chọn Z1 = 25

Z2 = u.Z1 = 2,36.25 = 59

Chọn Z2 = 59

2.3 Xác định bước xích
B

Bước xích p được tra bảng

5.5
[ 1]
81

với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:

Pt – Cơng suất tính tốn: Pt = P.k.kz.kn
Ta có:
Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và
vận tốc vịng đĩa xích nhỏ nhất là:
 Z 01 = 25

n01 = 200

Do vậy ta tính được:
kz =

Z 01 25
=
= 1, 0
Z1 25

kn =

n01 200
=
= 1,117
n1 179

kz – Hệ số hở răng:

kn – Hệ số vịng quay:
k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:

B

k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng
được k0 = 1
GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 7

5.6
[ 1]
82

với

β

= 00 ta

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
B

Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng

5.6
[ 1]
82

ta được ka = 1,0

kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:
B

Tra bảng

5.6
[ 1]
82

=> kđc = 1,1
B

kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng

5.6
[ 1]
82

, ta được kbt = 1,3

bộ truyền ngồi làm việc trong mơi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu
cầu
B

kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng
-

5.6
[ 1]
82

, ta được kđ = 1,2

đặc tính va đập êm
B

kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng
làm việc là 3 ta được kc = 1,45

5.6
[ 1]
82

với số ca

k = k0kakđckbtkđkc = 1,0.1,0.1,1.1,3.1,2.1,45 = 2,49
Công suất cần truyền P = 4,78 (KW)
Do vậy ta có:
Pt = P.k.kz.kn = 4,78.2,49.1,0.1,117 = 13,3 (KW)

Tra bảng


5.5
B
[ 1]
81

với điều kiện

 Pt = 13,3( KW ) ≤ [ P ]

 n01 = 200

ta được:

Bước xích: p = 31,75 (mm)

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 8

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy




Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đường kính chốt: dc = 9,55 (mm)
Chiều dài ống: B = 27,46 (mm)
Công suất cho phép: [P] = 19,3 (KW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ:
a= 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)
Số mắt xích:
2a Z1 + Z 2 ( Z 2 − Z1 ) p 2.1270 25 + 59 ( 59 − 25 ) .31, 75
x=
+
+
=
+
+
= 122, 73
p
2
4π 2 a
31, 75
2
4π 21270
2

2

Chọn số mắt xích là chẵn: x = 122

Chiều dài xích L =x.p =122.31,75 = 3873,5 (mm).
a* =

p
Z + Z2
Z + Z2 

 Z 2 − Z1 
x − 1
+ x− 1
÷ − 2
÷
4
2
2 

 π 


a* =

2
2
31, 75 
25 + 59
25 + 59 

 59 − 25  
122 −
+ 122 −

−
2
= 1258,3(mm)
÷

4 
2
2 
π ÷







2

2






Để xích khơng q căng cần giảm a một lượng:
∆a = 0, 003.a* = 0, 003.1258,3 = 3, 775(mm)

Do đó:
a = a* − ∆a = 1258,3 − 3, 775 = 1254, 525(mm)

Số lần va đập của xích i:

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 9

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy
B

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

5.9
[ 1]
85

Tra bảng
với loại xích ống con lăn, bước xích p = 31,75 (mm) => Số
lần va đập cho phép của xích: [i] = 25
i=

Z1.n1 25.179
=
= 2, 445 < [ i ] = 25
15.x 15.122

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

s=

Q
≥ [ s]
kđ .Ft + F0 + FV

, với:
B

Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng

5.2
[ 1]
78

với p = 31,75 (mm) ta được:

Q = 88,5 (KN)
 Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg).
kđ – Hệ số tải trọng động:


Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1,2
Ft – Lực vòng:
Ft =

1000 P 1000.4, 78
=
= 2018,58( N )
v

2,368

v=

Với:

Z1. p.n1 25.31, 75.179
=
= 2,368( m / s )
60000
60000

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
Fv = q.v 2 = 2, 6.2,3682 = 14,58( N )

F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0 = 9,81.k f .q.a

GVHD: Phạm Minh Hải

, trong đó:
Trang 10

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =1800 => kf = 6
F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.6.2, 6.1254, 525.10 −3 = 191,99( N )

B

[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng

5.10
[ 1]
86

với p = 31,75 (mm);

n1 = 179 (v/ph) ta được [s] = 8,5
s=

Do vậy:

Q
88500
=
= 33, 66 ≥ [ s ]
kđ .Ft + F0 + FV 1, 2.2018,58 + 191, 99 + 14, 58

2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vịng chia:
p
31, 75

=

= 253, 45( mm)
d1 =
π 
π 

sin  ÷ sin  ÷
 25 

 Z1 

p
31, 75
d =
=
= 596,86( mm)
2

π 
π 
sin  ÷ sin  ÷

 59 
 Z2 


Đường kính đỉnh răng:


 π 


 π 
d a1 = p  0,5 + cot g  ÷ = 31, 75 0,5 + cot g  ÷ = 267, 33( mm)
 25  

 Z1  




 π 


 π 
d
=
p
0,5
+
cot
g

 ÷ = 31, 75 0,5 + cot g  ÷ = 613, 014( mm)
a
2

 59  

 Z 2 



r = 0,5025d + 0,05

Bán kính đáy:
19,05(mm)

'
1

'
1

B

d

với

tra theo bảng

5.2
[ 1]
78

ta được:

d1' =

r = 0,5025d1' + 0, 05 = 0,5025.19, 05 + 0, 05 = 9, 62(mm)

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 11

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đường kính chân răng:
d f 1 = d1 − 2r = 253, 45 − 2.9, 62 = 234, 21(mm)

d f 2 = d 2 − 2r = 596,86 − 2.9, 62 = 577, 62(mm )

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F
đ v )

E
A.kđ

, trong đó:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2
B

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng

5.12
[ 1]
87

với p = 31,75 (mm);

A = 262 (mm2)
kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]
theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,48
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy
(nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1)
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:
Fvđ = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10−7.179.31, 753.1 = 7, 45( N )

E – Môđun đàn hồi:
E=

2E1E 2
= 2,1.105 ( MPa)
E1 + E 2

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng

làm bằng thép.
Do vậy:

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 12

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

E
2,1.105
σ H 1 = 0, 47 kr ( FtđK + F
= 0, 47 0, 48.(2018,58.1, 2 + 7, 45)
= 416,84( MPa)
đ v )
A.kd
262.1, 0

B

Tra bảng
tơi cải thiện, có

5.11
[ 1]
86

ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính

[ σ H ] = (800 − 900) ≥ σ H

= 414,83( MPa )

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = kx .Ft

trong đó:

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,15 vì β ≤ 400.
=>

Fr = kx .Ft = 1,15.2018,58 = 2321,37( N )

2.8 Tổng hợp các thơng số của bộ truyền xích
P = 4, 78 ( KW )

T1 = 255022, 35 ( N.mm )

n1 = 179 ( v / ph )
u = u = 2,36
x

@ = 1800


Thơng số

Ký hiệu

Loại xích

----

Giá trị
Xích ống con lăn
1 dãy xích

Bước xích

P

31,75 (mm)

Số mắt xích

X

122

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 13

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Chiều dài xích

L

3873,5 (mm)

Khoảng cách trục

a

1254,53(mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1

25

Số răng đĩa xích lớn

Z2

59

Thép 45

[ σ H ] = (800 − 900)( MPa)

Đường kính vịng chia đĩa xích nhỏ

d1

253,45 (mm)

Đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2

596,86 (mm)

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1

267,33 (mm)

Đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn

da2

613,01 (mm)

r

9,62 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df1

234,21 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ

df2

577,62 (mm)

Lực tác dụng lên trục

Fr

2321,37 (N)

Vật liệu đĩa xích

Bán kính đáy

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 14

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thông số đầu vào:
P=PI= 4,98 (KW)
T1=TI= 66409,85 (N.mm)
n1=nI= 716 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=20000 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
B

Tra bảng

6.1
[1]
92

, ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn:
•
•

Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện
HB :192 ÷ 240

Độ rắn:
Ta chọn HB2=230
• Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
• Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)

Vật liệu bánh răng nhỏ:
•

•
•
•
•

Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tơi cải thiện
Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 245
Giới hạn bền σb1=850 (MPa)

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 15

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đờ án: Chi tiết máy
•

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:


σ H0 lim
[
σ
]
=
Z R Z v K xH K HL
 H
SH


0
[σ ] = σ F lim Y Y K K
R S xF FL
 F
SF

, trong đó:

Chọn sơ bộ:
 Z R Z v K xH = 1

YRYS K xF = 1

SH, SF – Hệ số an tồn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
B

Tra bảng



σ

0
H lim

, σ F0 lim

6.2
[1]
94

với:

Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:

0
σ H lim = 2 HB + 70
 0
σ F lim = 1,8HB

Bánh chủ động:

Bánh bị động:

=>

σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560( MPa)
 0

σ F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.245 = 441( MPa)

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( MPa )
 0
σ F lim 2 = 1,8 HB1 = 1,8.230 = 414( MPa)

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 16

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

tải

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
trọng của bộ truyền:

 K HL = mH


 K = mF
 FL


NH 0

N HE
NF 0
N FE

, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có
HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn:
2,4
 N HO = 30.H HB

6
 N HO = 4.10

2,4
2,4
 N HO1 = 30.H HB
= 16, 26.106
1 = 30.245

2,4
2,4
6
 N HO 2 = 30.H HB 2 = 30.245 = 13,97.10

6
 N FO1 = N FO2 = 4.10

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng
 N HE1 = N FE1 = 60.c.n1.tΣ = 60.1.716.20000 = 859, 20.10 6


n1
716
.20000 = 214,80.10 6
 N HE 2 = N FE 2 = 60.c.n2 .tΣ = 60.c. .tΣ = 60.1.
u
4



Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1

NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 17

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:

σ H0 lim1
560
[
σ
]
=
Z R Z v K xH K HL1 =
.1.1 = 509, 091MPa)
 H1
S
1,1
H
1


σ H0 lim 2
530
[
σ
]
=
Z R Z v K xH K HL 2 =
.1.1 = 481,818( MPa)
 H2

SH 2
1,1


0
[σ ] = σ F lim1 Y Y K K = 441 .1.1 = 252( MPa)
R S
xF
FL1
 F1
S F1
1, 75

σ F0 lim 2
414

[
σ
]
=
YRYS K xF K FL 2 =
.1.1 = 236,571( MPa )
 F2
SF 2
1,75


Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng =>
=>

[ σ H ] = 481,818

[ σ H ] = min([ σ H 1 ] ; [ σ H 2 ] )

(MPa)

b. Ứng suất cho phép khi quá tải
[σ H ]max = 2,8.max(σ ch1 , σ ch 2 ) = 2,8.580 = 1624( MPa)

[σ F 1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464( MPa)
[σ ] = 0,8.σ = 0,8.450 = 360( MPa)
ch 2
 F 2 max

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw = K a ( u + 1) . 3

T1.K H β
[σ H ]2 .u.ψ ba

, với:

Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng
B

6.5
[ 1]
96

=> Ka= 49,5 MPa1/3.

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 66409,85 (N.mm)
GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 18

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 481,818(MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4
ψ ba ,ψ bd

– Hệ số chiều rộng vành răng:
B

Tra bảng

6.6
[ 1]
97

với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được

ψ ba = 0,3

ψ bd = 0, 5ψ ba (u + 1) = 0,5.0,3(4 + 1) = 0, 75

KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
B

răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng
đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được:

6.7
[1]
98

với

ψ bd = 0, 75

và sơ

 K H β = 1, 03

 K F β = 1, 07

Do vậy:
aw = K a ( u + 1) . 3

T1.K H β
[σ H ] .u.ψ ba
2

= 49,5(4 + 1) 3

66409,85.1, 03
= 154,98(mm)
481,8182.4.0,3

Chọn aw = 155 (mm)

3.4 Xác định các thơng số ăn khớp
a. Mơ đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).155 = 1,55÷3,0 (mm)
B

Tra bảng

6.8
[1]
99

chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2,5 (mm).

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 19

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

b. Xác định số răng
Ta có:
Z1 =

2.aw
2.155
=
= 24,8
m(u + 1) 2,5(4 + 1)

lấy Z1= 25.

Z2= u.Z1= 4.25= 100
ut =

Tỷ số truyền thực tế:

Z 2 100
=
=4
Z1 25

∆u =

Sai lệch tỷ số truyền:

ut − u
4−4
.100% =

.100% = 0
u
4

<4% thoả mãn.

c. Xác định lại khoảng cách trục chia
a *w =

m( Z1 + Z 2 ) 2,5 ( 25 + 100 )
=
= 156, 25(mm)
2 cos β
2.1

⇒ a*w = 155(mm)

d. Xac đinh hệ sô dich chinh.
Hệ sô dich tâm

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 20

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy
y=

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải
aw z1 + z2 155 25 + 100
−
=
−
= −0,5
m
2
2,5
2

ky =

1000. y 1000. − 0,5
=
= −4, ⇒ k x = −0,122
z1 + z2
25 + 100

∆y =

k x .( z1 + z2 )
= −0, 015
1000

xt = y + ∆y = −0,5 − 0, 015 = −0,515

( z − z ). y  1 
1 
(100 − 25). − 0,5 

x1 = .  xt − 2 1  = .  −0,515 −
 = −0,107
2 
z2 + z1  2 
100 + 25
x2 = xt − x1 = −0,515 + 0,107 = −0, 408

e. Xac đinh góc ăn khớp

Với

 ( Z + Z 2 ).m.cos α 
0
α t = α tw = arccos  1
÷ = arccos ( 0,932 ) = 18, 69
2.aw



α = 200

3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4
Đường kính vịng lăn của cặp bánh răng:

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 21

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp

Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

2.aw 2.155

=
= 62(mm)
d w1 =
ut + 1 4 + 1

d = 2.a − d = 2.155 − 62 = 248( mm)
w
w1
 w2

v=

Vận tốc trung bình của bánh răng:
B

cấp

π d w1.n1 π .62.716
=
= 2,32(m / s)
60000
60000

6.13
[1]
106

Tra bảng
với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,32(m/s) ta được
chính xác của bộ truyền là: CCX= 8
PL

Tra phụ lục

2.3
[1]
250

với:

CCX= 8
 HB < 350
 Răng thẳng
 V =2,32 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:


 K Hv = 1, 08

 K Fv = 1, 20

Hệ số tập trung tải trọng:

 K H β = 1, 03

 K F β = 1, 07

KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đơi răng khi tính về
B

ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng

6.14
[ 1]
107

với

v = 2, 32( m / s)

CCX = 8

nội suy ta được:

 K Hα = 1

 K Fα = 1

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 22

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
σ H = Z M Z H Zε

[σ H ]

2T1 K H ( ut + 1)
≤ [σ H ]
2
bw .ut .d w1

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ H ] = [σ H ].Z R Zv K xH = 481,818.1.0,95.1 = 457, 727( MPa)

B

=>

ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng
ZM = 274 MPa1/3

6.5
[1]

96

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
ZH =

Zε

2
2
=
= 1,82
sin(2α tw )
sin(2.18, 690 )

– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα

εα – Hệ số trùng khớp ngang:

 1
1  
1 
 1
ε α ≈ 1,88 − 3, 2  + ÷ = 1,88 − 3, 2  +
÷ = 1, 72
Z
Z
25
100





1
2




Zε =

4 − εα
=
3

4 − 1,72
= 0,87
3

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K H = K H α K H β K Hv = 1.1, 03.1, 08 = 1,1124

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 23

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp


Đồ án: Chi tiết máy

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

bw – chiều rộng vành răng:
bw = ψ ba .aw = 0,3.155 = 46,5( mm)

lấy bw = 47 (mm).

Thay vào ta được:

σ H = Z M Z H Zε

Ta có

2T1 K H ( ut + 1)
2.66409,85.1,1124 ( 4 + 1)
= 274.1,72.0,87
= 414,55( MPa)
2
bw .ut .d w1
47.4.622

σ H = 414,55 ≤ [σ H ] = 457, 727( MPa )
[σ H ] − σ H
457,727 − 414,55
.100% =
.100% = 9, 4% ≤ 10%
[σ H ]
457, 727

=> Thoả mãn

b. Kiểm nghiệm độ bền uốn
2.T1.K F .Yε Yβ YF 1

≤ [σ F 1 ]
σ F 1 =
bw .d w1.m


σ = σ F 1.YF 2 ≤ [σ ]
F2
 F 2
YF 1

[σ F 1 ],[σ F 2 ]

- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

[σ F 1 ] = [σ F 1 ].YRYS K xF = 252.1.1, 07.1 = 269, 640( MPa )

[σ F 2 ] = [σ F 1 ].YRYS K xF = 236,571.1.1, 07.1 = 253,131( MPa)

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K Fα .K F β .K Fv = 1.1, 07.1, 20 = 1, 284

Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 24

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp

Đồ án: Chi tiết máy
Yε =

Đề 1/3: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

1
1
=
= 0,58
ε α 1, 72

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Yβ = 1

YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:
B

Tra bảng

6.18
[ 1]
109

với:

Zv1 =23
 Zv2 = 92

 x1 = 0,107
 x2 =0,407
Ta được:


YF 1 = 3,82

YF 2 = 3, 55

Thay vào ta có:

2.T1.K F .Yε Yβ YF 1 2.66409,85.1, 284.0,58.1.3,82

=
= 51,87( MPa) ≤ [σ F 1 ] = 269, 640( MPa)
σ F 1 =
bw .d w1.m
47.62.2,5


σ = σ F 1.YF 2 = 51,87.3,55 = 48, 2( MPa ) ≤ [σ ] = 253,131( MPa)
F2
 F 2
YF 1
3,82

c. Kiểm nghiệm về quá tải:
σ Hmax = σ H K qt ≤ [ σ H ]
max


σ Fmax1 = K qt .σ F 1 ≤ [ σ F 1 ] max

σ Fmax2 = K qt .σ F 2 ≤ [ σ F 2 ] max

GVHD: Phạm Minh Hải

Trang 25

Sinh Viên: Đinh Văn Đi ệp