THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
**********************
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất cần thiết lớn nhất N
ct
trên trục động cơ được xác định theo công
thức:
N
ct
= N
lv
/ η
Trong đó :
♦ N
ct
- Công suất cần thiết trên trục động cơ.
♦ N
lv
- Công suất tính toán trên trục máy công tác.

)(674.1
1000
23,0.28000
1000
.
KW
vF
N

lv
===
Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải .
♦ η - Hiệu suất chung của hệ dẫn động .
Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì :
η =η
tv
.η
kn
. η
br
.η
m
ol
.η
x
Trong đó:
- m = 4 – là số cặp ổ lăn ;
Tra bảng 2.3 , ta được các hiệu suất:
- η
ol
= 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn;
( vì ổ lăn được che kín) .
- η
br
= 0,96 - hiệu suất của một cặp bánh răng ;
- η
kn
= 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi;
- η

x
= 0,9 - hiệu suất của bộ truyền xích;
(bộ truyền xích để hở ) .
- η
tv
=0,8 -hiệu suất bộ truyền trục vít
Thay số ta có : η =0,8. 0.99 . 0,96. 0,99
4
. 0,9 ằ 0,664
=> N
ct
= N
lv
/ η = 1.674 / 0.664 ằ 2.521 (kW)
Công suất cần thiết của động cơ là: 2,52(kW)
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ , chọn động cơ.
Tốc độ làm việc của băng tải là: v=0.23 (m/s)
Đường kính tang : D=350(mm)=0,35(m)
 Vận tốc vòng n
lv
=
)(4
350.
23,0.60000
.
.60000
p
v
D
v

==
ππ
Tìm vận tốc vòng sơ bộ n
sb
:
n
sb
=n
lv
.u
ch
(maxámin)

1
T
mm
T
1
T
2
t
ck
t
1
t
2
t
mm

- u

ch
: tỉ số truyền chung của hệ thống:
u
ch
=u
h
.u
n

- u
h
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
- u
n
: tỉ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền xích)
+u
h
chọn trong khoảng:35á80
+u
n
chọn trong khoảng:2á5
 u
chmin
=35.2=70
u
chmã
=80.5=400
 n
sb
= (n

lv
.u
chmin
án
lv
.u
chmax
) =(280v/pá1600v/p)
• Chọn u tiên động cơ có tốc độ quay là 1500v/p
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : N
đc

≥
N
đc/yc
,
n
đc
ằ n
sb

và :

dn
K
mm
T
T
T
T

≤
Do vậy ta chọn động cơ có số hiệu là:Dk.42-4
Các thông số của động cơ là:
- vận tốc vòng:n=1420v/p
- công suất động cơ :N
đc
=2,8(kW)
- T
k
/T
dn
=1,9
Kết luận:
Động cơ Dk.42-4 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Phân phối tỉ số truyền
Ta có : u
ch
= u
h
. u
n
Tỷ số truyền chung

335
4
1420
===
lv
dc

ch
n
n
u
Chọn u
h
= 80 ị u
n
=u
ch
/u
h
=335/80=4,2
Trong đó u
h
= u
1
. u
2
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh(bánh răng)
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm(trục vít)
chọn u
1
=2,5 => u
2
=u

h
/u
1
=80/2,5=32
Kết luận : u
c
= 335 ; u
1
= 2,5;u
2
= 32 ; u
xích
= 4,2
2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang})
của hệ dẫn động.
Công suất :
N
1
=N
đc
=2,8 (kW) ; n
1
=n
đc
=1420 vg/ph

2

Công suất trên các trục là:

Trục I N
I
= N
ct
. η
k
. η
ol
= 2,52 . 0,99 .0,99 = 2.47 KW
Trục II N
II
= N
I
. η
ol
.

η
br
= 2,47 . 0,99 . 0,96 = 2,35 KW
Trục III N
III
= N
II
. η
tv
. η
ol
= 2,35 . 0,8 .0,99 = 1,86 KW
Trục tang N

t
= N
II
. η
x
. η
ol
= 1,86 . 0,9 .0,99 = 1,66 KW
Số vòng quay:
Trục In
I
= n
đc
= 1440 vg/ph
Trục II
568
5,2
1440
1
1
===
u
n
n
II
vg/ph
Trục III
75,17
32
568

2
2
===
u
n
n
III
vg/ph
Trục tang
2,4
335
1440
===
c
dc
t
u
n
n
vg/ph
Mô men
T
I
= 9,55. 10
6
.
16612
1420
47,2
.10.55,9

6
==
I
I
n
N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
39511
568
35,2
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N. mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
1000732
75,17

86,1
.10.55,9
6
==
III
III
n
N
N. mm.
T
t
= 9,55. 10
6
.
3774524
2,4
66,1
.10.55,9
6
==
t
t
n
N
N. mm.
Bảng thông số:
I II III T
U u
1
= 2,5 u

2
= 32 u
xích
= 4,2
N(kw) 2,47 2,35 1,86 1,66
n (vg/ph) 1420 568 17,75 4,2
T(N.mm) 16.612 39.511 1.000.732 3.774.52
4
III. TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI – BỘ TRUYỀN XÍCH
Số liệu đầu:
Công suất N = N
III
= 1,86 KW
n
1
= n
III
= 17,75 vg/ph, n
2
= 4,2 vg/ph , u = u
x
= 4,2,
tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền.
Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con
lăn.

3

Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ

bền mòn.
-Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 80-T1 ) ứng với u = 4,2, ta
chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
= 29-2.u=29-2.4,2=20,6
 chọn số răng đĩa nhỏ là Z
1
= 21
 Từ đó ta có số răng đĩa lớn Z
2
= u. Z
1
= 4,2.21=88,2 => Z
2
=87
- Tỉ số truyền thực là :u
x
= 4,14
- Bước xích( t ) được xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22)
và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15 ]
Ta có
Làm việc êm, lấy K
đ
= 1 – hệ số tải trọng động
Chọn khoảng cách trục a Ê25.t
 K
a
= 1,25 – hệ số chiều dài xích
Bộ truyền nằm ngang
 K

o
= 1 – hệ số xét đến cách bố trí bộ
truyền(αÊ40
0
)
Bộ truyền có thể điều chỉnh được
 K
đc
= 1- hệ số xét đến khả năng điều
chỉnh
Chọn phương án bôi trơn định kỳ
 K
b
= 1,3 - hệ số xét đến điều kiện bôi
trơn
Bộ truyền làm việc 1 ca
 K
c
= 1 - hệ số kể đến chế độ làm việc
Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ...) ta có hệ số điều
kiện sử dụng xích K = K
đ
. K
a
. K
o
. K
đc
. K
b

. K
c

=1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1= 1,62
Hệ số răng đĩa dẫn K
Z
= 25/ Z
1
= 25/21=1,19
Hệ số vòng quay K
n
= n
0
/ n
1
= 50/ 17,75 = 2,81 ; với n
0
= 50 vg/
ph
Hệ số xét đến số dãy xích K
x
= 1 – chọn xích một dãy.
Theo công thức 12 – 22 (giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15) ta có công
suất tính toán là
N
tt
= K . K
Z
. K
n

. N / K
x

= 1,62. 1,19.2,81.1,86/ 1 = 10,08 KW
theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế ... T1) với n
0
= 50 vg/ ph, ta chọn
bộ xích một dãy có bước xích t = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn
N
tt
< [N] = 10,5 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t <
t
max
- Khoảng cách trục sơ bộ a = 25 . t = 25 . 38,1 =952,5 mm
♦ Số mắt xích được xác định theo công thức

4

X= 2.a/ t + 0,5( Z
1
+ Z
2
) + (Z
2
- Z
1
)
2
. t / 4Π
2

.a
= 2.952,5/38,1+0,5(21+87) + (87-21)
2
.38,1/4. Π
2
.952,5
=104,06
Ta được X = 104 mắt
♦ Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức

( ) ( )
[ ]
( )
[ ]






−−+++=
2
12
2
2121
/Z2Z0,5-XZ0,5-X..25,0
π
ZZZta

( ) ( )

[ ]
( )
[ ]






−−+++=
22
/2187287210,5-10487210,5-104.1,38.25,0
π
a

thay số ta được a = 734,4 mm
để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a
vừa tính được một lượng ∆a = ( 0,002…0,004).a
do đó ta lấy a = 732
♦ Đường kính các đĩa xích
Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế ...tr 86-T1 )
Ta có :
đường kính đĩa xích dẫn
d
1
= t/sin(π/Z
1
) = 38,1 / sin(π/21) = 255,6 mm
đường kính đĩa xích bị dẫn
d

1
= t/sin(π/Z
2
) = 38,1 / sin(π/87) = 1055 mm
đường kính đỉnh răng xích:
d
a1
=t.(0,5+cotg(π/Z
1
))=38,1(0,5+cotg(π/21))=272
d
a2
=t.(0,5+cotg(π/Z
2
))= 38,1(0,5+cotg(π/87))=1073,6
2.Tính toán kiểm tra xích về độ bền:
♦ Hệ số an toàn của bộ truyền:
s=Q/(K
đ
.K
t
+F
0
+F
v
)≥[s]
=127.10
3
/(1,7.7900+0,32+158)=9,35>[s]= 7
+Q:tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2,5.3 sách tính toán thiết

kế Q=127000(N)
+K
đ
: hệ số tải trọng động K
đ
=1,7 (do T
mm
=1,8T
1
)
+ F
t
: lực vòng;
F
t
=1000.N/v=6. 10
7
.N/ Z
1
. n
1
. t
=1,86.6.10
7
/ (21.38,1.17,75)= 7900(N)
+F
0
: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra
F
0

=9,81.k
f
.q.a=9,81.4.0,732.5,5=158
+F
v
: lực căng do lực li tâm sinh ra
F
v
=q.v
2
=5,5.0,24
2
=0,32
+s,[s] : hệ số an toàn và hệ số an toàn cho phép(ta bảng 5.10
sách thiết kế hệ dẫn động ... tập 1)
Nhận xét: Độ bền của bộ truyền xích đảm bảo

5

♦ Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho xích: ứng suất tiếp xúc của xích phải
thoả điều kiện
σ
H
=0,47
)./().(
dvddtr
kAEFKFK +
Ê[ σ
H
]

=0,47.
395/10.1,2).3,11.7900(48,0
5
+
=165,3(MPa)<[σ
H
]=600 MPa
+ σ
H
,[σ
H
] :ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng
5.11 sách TKHDĐCK )
+ F
vd
:lực va đập trên dãy xích
F
vd
=13.10
-7
n
1
t
3
= 13.10
-7
17,75.38,1
3
.1=1,3
+ E: mô dun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa;

E=2,1.10
5
Mpa
+K
đ
=1:hệ số tải trọng động
+K
r
=0,48: hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích(Z)
+k
d
=1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
+A=395: diện tích chiếu của bản lề (tra bảng 5.12 TKHDĐCK)
Nhận xét : bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc
♦ Lực tác dụng lên trục đĩa xích được xác định theo công thức
F
r
= K
t
. F
t
= 6. 10
7
.K
t
.N/ Z
1
. n
1
. t

Trong đó K
t
= 1,15 – là hệ số xét đến trọng lượng của
xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang )
Thay số ta có
F
r
= 1,15.1,86.6.10
7
/ (21.38,1.17,75) = 11850 (N)
IV.TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT –BÁNH VÍT
Các số liệu ban đầu:
N
II
= 1,86 KW , n
1
= 568 v/ph , n
2
= 17,75 v/ph
T
2
= 1000732 N.mm ,
Bộ truyền làm việc trong 11000 giờ
1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
]
Vận tốc trượt của bộ truyền
V
sb
=4,5.10

-5
.n
1
.
3
2
T
= 4,5.10
-5
.568
3
1000732 =2,56 m/s
Do vậy ta chọn vật liệu làm vành bánh vít là đồng thanh không thiếc
9-4 , phần đĩa để lắp bánh vít vào trục làm bằng gang xám để giảm giá
thành bộ truyền
Đúc trong khuôn kim loại => σ
b
=500(MPa);σ
ch
=200(MPa)
Tra bảng 7.2 ta đợc [σ
H
]=180(MPa) ;ứng suất uốn cho phép
[σ
F
]=[σ
F0
].K
FL
Do bộ truyền quay 1 chiều => [σ

F0
]=0,25.σ
b
+0,08σ
ch
=141 (MPa)

6

Hệ số tuổi thọ:
K
FL
=
9
6
/10
FE
N
=
9
66
10.45,6/10
=0,81
Trong đó N
FE
=60.n
2
.
∑
ii

tTT
9
max22
)/(
=60.17,75.11000(1
9
.0,5+0,8
9
.3/8)
=6,45.10
6
 [σ
F
]= [σ
F0
].K
FL
=141.0,81=114,2(MPa)
ứng suất cho phép khi quá tải:
[σ
H
]
max
=0,2σ
ch
=0,2.200=400 MPa
[σ
F
]
max

=0,8σ
ch
=0,8.200=160 MPa
2.Xác định khoảng cách trục

và kiểm nghiệm độ bền
Mô men xoắn trên trục vít T
2
=1000732 (Nmm)
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K
H
=1,2
Chọn sơ bộ q=(0,3.Z
2
) =18;
Chọn Z
1
= 2 =>Z
2
=u
1
Z
1
=32.2=64 răng
+a
ω
được xác địmh theo công thức:
a
ω
≥ (Z

2
+18)
3
2
2
2
/..]).[/170( qKTZ
HH
σ
≥ (64+18)
3
2
18/2,1.1000732.)180.64/170(
=204,97 mm
chọn a
ω
=205 mm
 Tính được môđun m theo công thức:
m= 2a
ω
/(q+Z
2
)=2.205/(18+64)=5
+ Đường kính vòng chia trục vít: d
ω
1
=q.m=18.5=90 mm
Hệ số dịch chỉnh: x=(a
ω
/m)-0,5(q+Z

2
)=(210/5)-0,5(18+64)=0
+Tính ứng suất tiếp xúc –kiểm nghiệm độ bền:
K
H
β
=1 + (Z
2
/θ)
3
(1-kt)= 1+(64/230)
3
(1-0,5)=1,01
Với kt=
∑∑
]/)./[(
max22 iiii
ttTT
=(1.0,5+0,5.0,6)=0,5
θ : hệ số biến dạng trục vít ( tra bảng 7.5 TKHDĐCK) θ=230
Vận tốc trượt: v
s
=π.d
ω
1
.n
1
/(60000.cosγ
ω
)

=π.90.568/60000.cos5,71
0
=2,7 m/s
với góc vít γ=γ
ω
=arctg[Z
1
/q]=arctg[2/18]=6,34
0
v
s
=2,7 => chọn cấp chính xác là 8 ,tra bảng 7.7 ta được K
HV
=1,2
σ
H
=(170/Z
2
)
qKKTaqZ
HVH
/..]/)[(
`2
3
2
βω
+
=(170/64)
18/2,1.01,1.1000732.]210/)1864[(
3

+
ằ168,24 MPa
vậy σ
H
<[σ
H
] = 180 => bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc
Kiểm tra lượng thừa bền theo công thức:
([σ
H
]-σ
H
)/σ
H
=(180-168,24)/168,24=0,07<0,1
=> độ thừa bền là hợp lí
+Kiểm nghiệm sức bền uốn

7

- Z
1
=2 => b
2
Ê 0,75.d
a1
,b
2
:chiều dày bánh vít,d
a1

:đường kính vòng đỉnh
bánh vít d
a1
=m(q+2)=5(18+2)=100 mm =>b
2
Ê75 mm
Chọn b
2
=70 mm
-Số răng tương đương Z
v
=Z
2
/cos
3
γ=64/cos
3
6,34
0
ằ 65 răng
Tra bảng 7.8 => Y
F
=1,73
-Hệ số K
F
=K
H
=K
H
β

.K
HV
=1,01.1,2=1,212
-d
2
=m.Z
2
=5.64=320 mm : đường kính chia bánh vít
• Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức:
σ
F
=1,4.T
2
Y
F
K
F
/b
2
.d
2
.m.cosγ
=1,4.1000732.1,73.1,2/70.320.5.cos6,34
0
=26,1<[σ
F
]=114,2M
pa
Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn


* Tr ục vít
-Chọn vật liệu làm trục vít là thép C45 tôi cải thiện, HB=200 MPa
-Theo bảng 7.10 ta tính được chiều dài phần cắt ren trục vít
b
1
≥ (11+0,06.Z
2
)m=(11+0,06.64).5=74,2
chọn b
1
=85 mm
3.Các thông số của bộ truyền
-Khoảng cách trục: a
ω
=0,5m.(q+Z
2
)=0,5.5.(18+64)=205 mm
-Đường kính vòng chia: d
1
=qm=18.5=90 mm
d
2
=mZ
2
=5.64=320 mm
-Đường kính vòng đỉnh: d
a1
=d
1
+2m=90+2.5=100

d
a2
=m(Z
2
+2)=5(64+2)=330 mm
-Đường kính vòng dáy: d
f1
=m(q-2,4)=5(18-2,4)= 78 mm
-Đường kính ngoài của bánh vít: d
aM
2
Êd
a2
+1,5m=330+7,5=337,5
-Chiều rộng bánh vít : b
2
Ê0,75d
a1
=75 mm, lấy b
2
=70mm
-Góc ôm δ=arcsin[b
2
/(d
a1
-0,5m)]=45,88
0
=>2δ=91,76
0
4.Tính nhiệt cho bộ truyền

-Diện tích thoát nhiệt cho bộ truyền được tính theo công thức:
A≥1000(1-η).P
1
/{[0,7.K
t
(1+ψ)+0,3K
tq
A
q
]β(t
d
-t
0
)}
Trong đó:
Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian β=t
ck
/(
∑
)/(
ckii
ttP
=1/(0,5.1+0,8.3/8)= 1,25
Chọn hệ số toả nhiệt K
t
=15 w/m
2
C;
Hệ số kể đén sự thoát nhiệt qua bệ máy ψ=0,25
K

tq
:hệ số toả nhiệtcủa phần bề mặt hộp được quạt, chọn K
tq
=21 ứng
với n
q
=930 v/p
Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầut
d
=90
0
c;t
0
=20
0
C
Diện tích bề mặt hộp được quạt nguội A
q
=0,3A
Thay số vào công thức ta được A≥0,92 (m
2
)

8
F
a1
F
t1
F
t2

F
r2
F
r1
F
a2

5.Lực tác dụng lên bộ truyền
-F
t1
=F
a2
=2T
1
/d
1
=2.39510/90=878(N)
-F
t2
=F
a1
=2T
2
/d
2
=2.1000732/320=6255(N)
-F
r1
=F
r2

=F
t2
.tg(α)/cos(γ)
= 6255.tg20
0
/cos6,34
0
=2290(N)
V.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
+ Các dữ kiện đã biết của bộ truyền:
-Tỉ số truyền u= 2,5
T
1
=16610 Nmm n
1
=1420 v/p
T
2
=43250 Nmm n
2
=568 v/p
1. Chọn vật liệu. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế
ta chọn vật liệu nh sau:
Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có:
σ
b1
= 750 MPa ;σ
ch 1
= 450 MPa. Chọn HB

1
= 200 (HB)
Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có:
σ
b2
= 750 MPa ;σ
ch 2
= 450 MPa. Chọn HB
2
= 150 (HB)
Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng
hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xác
định ứng suất tiếp xúc cho phép
ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ
sở của bánh 1 và bánh 2:
σ
0
1limH
=2HB
1
+70=2.200+70=470(MPa)
σ
0
2limH
=2HB
2
+70=2.150+70=370(MPa)
σ
0
1limF

=1,8HB
1
=1,8.200=360(MPa)
σ
0
2limF
=1,8HB
2
=1,8.150=270(MPa)
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở:
N
H01
=30HB
4,2
1
=30.200
2,4
=1.10
7
N
H02
=30HB
4,2
2
=30.150
2,4
=0,5.10
7
N
F0

= 4.10
6
(Đối với tất cả các loại thép)
Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tương đương của bánh lớn N
HE
,N
FE
đợc
xác định theo công thức .

( )
ckiiiHE
ttTTtnCN /./....60
3
122
∑∑=
Trong đó : C = 1 – là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay
Σt
i
= 11000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền

9

t
i
– là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng T
i
từ đó ta có N
HE2
= 60.1.568.11000.(1

3
.4/8 + 0,8
3
.3/8) = 2,6.10
8
=> N
HE2
> N
HO2
=> lấy hệ số tuổi thọ K
HL2
= 1 , do N
HE1
=u.N
HE2
nên
K
HL1
= 1
ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn S
H
= 1,1
[σ
H1
]= σ
0
1limH
.K
HL1

/s
H1
=470.1/1,1=427,3 (MPa)
[σ
H2
]= σ
0
2limH
.K
HL2
/s
H2
=370.1/1,1=336,4 (MPa)
Bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy:
[σ
H
]=1/2([σ
H1
]+[σ
H2
])=382 (MPa)

( )
cki
m
iiFE
ttTTtnCN
F
/./....60
122

∑∑=
thay số vào ta đợc
N
FE2
=2,24.10
8
> N
F0
=4.10
6
=> K
FL2
=1 , do N
FE1
=u.N
FE2
nên K
FL1
= 1
ứng suất uốn cho phép:
Hệ số an toàn S
F
= 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1)
[σ
F1
]= σ
0
1limF
.K
FL1

/s
F1
= 360/1,75=205,7(MPa)
[σ
F2
]= σ
0
2limF
.K
FL2
/s
F2
= 270/1,75=154,3(MPa)
ứng suất quá tải cho phép:
[σ
H
]
max
=2,8,σ
ch2
=2,8.450= 1260
[σ
F1
]
max
=0,8,σ
ch1
=0,8.450= 360(MPa)
[σ
F1

]
max
=0,8,σ
ch2
=0,8.450= 360(MPa)
2. Tính khoảng cách trục và các thông số ăn khớp:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức 6.15a (sách tính toán
thiết kế ... T1)
a
ω
2
= 43(u
2
+1)
[ ]
3
2
1
..
.
aH
H
u
KT
ψσ
β
Trong đó:
T
1
– môn xoắn trên trục bánh chủ động

T
1
=16610 (N.mm)
ψ
a
= b
ω
/ a
ω
- hệ số chiều rộng bánh răng
do bộ truyền đặt đối xứng với ổ nên ta chọn ψ
a
= 0,3
=> ψ
d
= 0,53.ψ
a
(u+1) = 0,53.0,3.( 2,5 +1 ) = 0,5565
Tra theo ψ
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1)
Ta có: K
HB
= 1,03
Thay vào ta có: a
ω

= 43(2,5+1)
[ ]
3

2
3,0.5,2.382
03,1.16610
ằ 81,1 mm
Ta lấy a
ω

= 85 mm

10

Các thông số ăn khớp:
Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) 85 = 0,75á 1,7 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5
Chọn sơ bộ β = 10
0
=> cosβ = 0,9848
=> số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z
1
= 2 a
ω
. cosβ/ m(u+1) =
= 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) ằ31,5
Ta lấy Z
1
= 31 răng
=> số răng bánh lớn (bánh 2) Z
2
= u.Z
1

= 2,5.31 = 77,5
Ta lấy Z
2
= 77 răng
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
2
/ Z
1
= 77/ 31 = 2,484
Tính lại β : cosβ = m ( Z
1
+ Z
2
) / 2 a
ω

= 1,5.( 31+ 77 )/ 2. 85 = 0,95294
 β ằ17,64
o
= 17
0
38’
Đường kính vòng chia :
d
1
= d
ω
1

= m . Z
1
/ cosβ = 1,5 .31 / 0,964285 ằ 48,78 mm
d
2
= d
ω
2
= m . Z
2
/ cosβ = 1,25 .77 / 0,964285 ằ 121,17 mm

Chiều rộng vành răng b
ω
= ψ
a
. a
ω
= 0,3 . 85 = 25,5mm
Lấy b
ω
= 26 mm
Hệ số trùng khớp
ε
β
= b
ω

. sinβ / π.m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67
3.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và khi quá tải

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H
]
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

2
1
1
..
)1.(..2
ϖ
dub
uKT
mw
mH
+
;
Trong đó : - Z

M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động;
T
3
= 16610 Nmm ; b
w
= 26 mm ;
Z
M
= 275 MPa (tra bảng 65 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :
α
t
= α
tw

= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20
0
/ cos17,6
0
) ằ20,90
o
tgβ
b
= cos α
t
.tgβ = cos(20,90
o
).tg(17,6
o
)= 0,296 ị β
b
= 16,50
o
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos2
=
)90,20.2sin(
)60,17cos(.2

0
0
=1,69 ;

11

ε
α
=
( )
[ ]
( )
[ ]
=+−=+−
95319,0.77/131/12,388,1cos./1/12,388,1
21
β
ZZ
1,654,
Z
ε
=
α
ε
/1
=
654,1/1
ằ 0,78
K
H

= K
H
β
. K
HV
K
H
α
;
K
H
β
= 1,03 (Tính ở trên);
Vận tốc bánh dẫn : v =
63,3
60000
1420.78,48.
60000
..
1
==
π
π
nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ;
K
H
α

= 1,16 (tra bảng 6.14).
theo bảng 6.15 => δ
H
=0,002
tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73 ,
Theo công thức 6.42

842,0
484,2
85
986,0.73.002,0.
===
m
w
oHH
u
a
vg
δν

027,1
16,1.03,1.16610.2
78,48.26.842,0
1
..2
..
1
1

1
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K
H
β

. K
HV
. K
H
α
= 1,03.1,03.1,16 ằ 1,23
Thay số : σ
H
= 275.1,69.0,78.
2
) 48,78.(484,2.26
)15,2.(23,1.16610.2
+

ằ 350 MPa
Do σ
H

≤
[σ
H
] =382 nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
Kiểm tra độ thừa bền:
([σ
H
]-σ
H
)/σ
H
=(350-382)/350=0,09<0,1
độ thừa bền là hợp lí
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Yêu cầu σ
F

≤
[σ
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1)
σ
F3
= 2.T
3
.K

F
Y
ε
Y
β
Y
F1
/( b
w
d
w
.m)
Tính các hệ số :
Tra theo ψ
d
ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có
K
F
β
= 1,08 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1,
trang 107) cấp chính xác 9 thì K
F
α
= 1,40.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73
Theo bảng 6.15 => δ
F
=0,006

=>
27,9
5,2
85
.63,3.73.006,0.
1FF
===
u
a
vg
w
o
δν

225,1
40,1.08,1.16610.2
78,48.26.27,9
1
..2
.
1
3
3F
=+=+=
αβ
ωω
ν
FF
FV
KKT

db
K

K
F
= .K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,08.1,40.1,225 = 1,85
Với ε
α
= 1,654 ị Y
ε
= 1/ε
α
= 1/1,654 = 0,605;
β = 17,6
o
ị Y
β
= 1 - β/140
0
= 1 – 17,6
°
/140

0
= 0,874;

12

Số răng tương đương:
Z
tđ1
= Z
1
/cos
3
β = 31/(0,95319)
3
= 35,79
Z
tđ2
= Z
2
/cos
3
β = 77/(0,95319)
3
= 88,91
Với Z
tđ1
= 35,79 ; Z
tđ2
= 88,91
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y

F1
= 3,70 ; Y
F2
= 3,60;
Ứng suất uốn :
σ
F1
= 2.16610.1,85.0,605.0,874.3,70 / (26.48,78.1,5) = 63,2 MPa;
σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 63,2.3,60/ 3,70 = 61,5 MPa;
Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn
vì σ
F1
< [σ
F1
] =205,7 MPa, σ
F2
< [σ
F2
] = 154,3 MPa;
Kiểm nghiệm răng khi quá tải:
K
qt

= T
max
/ T = 1,4.
σ
Hmax
= σ
H
.
4524,1.382
==
qt
K
MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa;
σ
F1max
= σ
F1
. K
qt
= 63,2. 1,4 = 87,08 MPa ;
σ
F2 max
= σ
F2
. K
qt

= 61,5. 1,4 = 86,10 MPa
vì σ
F1max
< [σ
F1
]
max
= 360 MPa, σ
F2max
< [σ
F2
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
* Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn.
4.Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Mô đun pháp m = 1,5 mm
- Khoảng cách trục : a
ω
= 85 mm
- Đường kính vòng chia :
d
1
= d
ω
1
= m . Z
1
/ cosβ = 1,5 . 31 / 0,95319 ằ 48,78 mm

d
2
= d
ω
2
= m . Z
2
/ cosβ = 1,5 .77 / 0,95319 ằ 121,17 mm
- Đường kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2.m = 48,78 + 2. 1,5 = 51,78 mm,
d
a2
= d
2
+ 2.m = 121,17 + 2. 1,5 = 124,17 mm,
- Đường kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- 2,5. m =48,78 - 2,5.1,5 = 45,03 mm,
d
f2
= d
2
- 2,5. m = 121,17 - 2,5. 1,5 = 117,42 mm,

- Đường kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos α = 45,03 . cos 20
0
= 42,31 mm,
d
b2
= d
2
. cos α = 121,17. cos 20
°
= 113,86 mm
- Chiều rộng vành răng
b
ω
= 26 mm
- Góc nghiêng của răng:
β ằ17,6
o
= 17
0
36
’

- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

13


α
t
= α
tw
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20
0
/ cos17,6) ằ20,9
o
- Hệ số trùng khớp
ε
β
= b
ω

. sinβ / π.m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67
5.Lực tác dụng lên bộ truyền.
-F
t1
=
681
78,48
16610.2
2
1
1
≈=
ϖ
d
T

(N) = F
t 2
;
-F
r1
=
==
0
0
ω1
6,17
9,20
681
β
α.
Cos
tg
Cos
tgF
tt
273 (N) = F
r 2
;
-F
a1
= F
t1
.tgβ = 681.tg17,6
o
= 216 (N) = F

a2
;
6.Kiểm tra sự phù hợp của bộ truyền với kết cấu hộp giảm tốc.
Để phù hợp với kết cấu bộ truyền phải đảm bảo:
a
br
+ d
a1
/2 + 20 á 30 Ê a
tv
với a
br
và a
tv
là khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng và bộ truyền
trục vít ; d
a1
là đường kính ngoài bánh răng 1.
Thay số vào ta được:
85+51,78/2+20á30=130,89á140,89 < a
tv
=205
Vậy bộ truyền phù hợp với kết cấu hộp giảm tốc
V.TÍNH TOÁN ,THIẾT KẾ TRỤC.
1.Xác định sơ bộ đường kính trục và chọn sơ bộ ổ lăn:
ă Xác định sơ bộ đường kính trục :
Theo công thức tính sơ bộ đường kính trục d ≥ c
3
n
N


Chọn c
1
trong khoảng (120á160)
+Với trục 1: lấy c
1
= 160;N
1
=2,47 kW;n
1
=1420 v/p
Ta có d
1
≥ c
1
3
1
1
n
N
= 160
3
1420
47,2
= 19,24 mm
Chọn d
1
= 20 mm ;
+Với trục 2 : c
2

=160; N
2
=2,35; n
2
=568 v/p
d
2
≥c
2
3
2
2
n
N
= 160
3
568
35,2
= 25,68mm
lấy d
2
= 30 mm
+Với trục 3: c
3
=149; N
3
=1,86 ; n
3
=17,75 v/p
d

3
≥ c
3
3
3
3
n
N
= 120
3
75,17
86,1
= 56,57 mm
lấy d
3
= 60mm

14
F
t2
F
r1
F
t1
F
t2
F
a1
F
a2


ă Chọn sơ bộ ổ lăn:
Chọn sơ bộ ổ lăn là ổ đũa côn
Với d
1
= 20 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có b
o1
= 15 mm
Với d
2
= 30 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có b
o1
= 19 mm
Với d
3
= 60 ị chọn ổ đũa côn loại trung có b
o1
= 31mm
2.Vẽ phác hộp giảm tốc.
ă Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chọn K
1
= 10 (mm)
K
2
= 10 (mm)
K
3
= 15 (mm)
h

n
= 20 (mm).
Chiều dài moay ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích :
l
m12
= (1,4 á 2,5 )d
I
= 40 (mm).




l
m13
= (1,2 á 1,5 )d
I
= 30 (mm).
l
m22
= (1,2 á 1,5 )d
II
= 35 (mm).


l
m32
= (1,2 á 1,8 )d
III
= 90 (mm).
l

m33
= (1,2 á 1,5 )d
III
= 80 (mm)
Khoảng cách trên các trục :
Trục I:
l
12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m12
+ b
o1
)+k
3
+h
n
]= -62,5 (mm).
l
13
= 0,5.(l
m13
+ b
o
)+k
1
+k
2
= 42.5 (mm).

l
11
= 2 l
13
= 85 mm
Trục II
l
22
= 0,5.(l
m22
+ b
o2
)+k
1
+k
2
= 47 (mm).
l
21
= (0,9á1)d
aM2
= 337 (mm)
l
23
= l
21
/2= 168,5 (mm)
Trục III
l
32

= 0,5.(l
m32
+ b
o3
)+k
1
+k
2
= 80,5 (mm)
l
31
= 2.l
32
= 161 (mm)
l
33
= l
31
+ l
c33
= l
31
+ 0,5.(l
m33
+ b
o3
)+k
3
+h
n

= 251,5 (mm)
l
c3
= l
33
–l
31
= 251,5-161=90,5
ă Vẽ phác hộp giảm tốc:(Hình vẽ trang bên)
3. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục
ăTa có sơ đồ phân tích lực chung như hình vẽ:

15
F
k
F
r1
F
t1
F
a1
F
r2
F
t2t
F
a2
F
t3
F

a3
F
r3
F
t4
F
a4
F
r4