ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, mơn học
này khơng những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về những kiến
thức đã học, mà còn còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn chuyên ngành sẽ
được học sau này.
Đề tài sinh của em được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm
tốc hai cấp trục vít – bánh rang trụ. Hệ thống được dẫn động thông qua động cơ
điện qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích truyền chuyển động tới băng tải.
Trong đó q trình tính tốn, thiết kế sinh viên đã tham khảo các tài liệu sau:
- Tập 1 và 2 Chi tiết máy của PGS.TS.TRƯƠNG TẤT ĐÍCH
- Dung sai và lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐC
- Tập 1 và 2 Tính tốn thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của
PGS.TS.TRỊNH CHẤT – TS.LÊ VĂN UYỂN
Do là lần đầu tiên làm quen với cơng việc tính toán , thiết kế chi tiết máy cùng với
sự hiểu biểu còn nhiều hạn chế cho nên dù đã rất cố gắn tìm hiểu, tham khảo tài
liệu và bài giảng của các mơn học có liên quan song bài làm của em khơng thể
tránh được những thiếu sót. Em kính mong được sự hướng dẫn và chỉnh sửa từ quý
Thầy (Cơ) để bài làm em hồn thiện nhất và em được tiến bộ hơn trong học tập.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn quý Thầy (Cô) bộ môn, đặc biệt là Thầy Văn
Quốc Hữu đã trực tiếp hướng dẫn chỉnh sửa, chỉ bảo nhiệt tính và đề ra tiến độ hợp
lí để em hồn thành bài đúng thời gian và làm tốt nhiệm vụ được giao. Em chân
thành cám ơn.

2|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………….
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………….
ĐIỂM

TP.HCM, Ngày…Tháng…Năm…..
GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

VĂN QUỐC HỮU


3|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
ĐỀ SỐ XI – PHƯƠNG ÁN 6

Họ và tên

: Nguyễn Quang Linh

MSSV

: 5951040172

Ngày giao đề

: 09/11/2020

Ngày nộp

: 12/1/2020

Lớp : Kỹ thuật ô tô 2 K59

GV hướng dẫn : Văn Quốc Hữu

-


Lực vòng trên băng tải (kG ) :870
Vận tốc bang tải (m/s)
: 0,12
Đường kính trong D (mm) : 340
Chiều rộng băng tải B (mm) : 400
Thời hạn phục vụ (năm)
:4
Sai số vận tốc cho phép (%) : 4

Chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 280 ngày; tải
trọng va đập.

4|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN I : TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1. Chọn động cơ điện.
1.1.1. Chọn kiểu loại động cơ:
Hiện nay, có 2 loại động cơ điện là : động cơ điện một chiều và động cơ điện
xoay chiều. Để thuận tiện, và phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện
xoay chiều. Trong số các loại động cơ điện xoay chiều ta chọn loại động cơ điện
xoay chiều bap ha không đồng bộ roto lồng sóc ( cịn gọi là ngắn mạch). Với
những ưu điểm : kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc có độ tin
cậy cao, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện mà khơng cần biến đổi dịng điện, hiệu
suất và cơng suất phù hợp với sự là việc của hệ thống…Ta tiến thành chọn động cơ
theo các yếu tố cơ bản sau :
1.1.2.


-

Giá thành thấp
Kích thước nhỏ gọn
Dễ bảo quản, bảo dưỡng và sửa chữa
Có cơng suất, momen và tỏa nhiệt phù hợp với yêu cầu thực tế.
Yêu cầu :
Động cơ phải thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật sau :
Công suất định mức của động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất làm việc
chia hiệu suất hệ dẫn động.

Xác định hiệu suất toàn bộ hệ :
- Gọi ηch là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo cơng thức sau:
η ch = η Tvít .η Brtrụ.(η¿¿ ol)3 ¿.η xích.η k
- Trong đó :
+ ηTvít - hiệu suất truyền động của bộ truyền trục vít bánh vít
+ ηBrtrụ - hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ
+ ηol - hiệu suất truyền động của một cặp ổ lăn
+ ηxích - hiệu suất truyền động của bộ xích
+ ηk – hiệu suất khớp nối.
- Theo bảng 2.3 trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ (Tập 1 Tính tốn
thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH CHẤT – TS.LÊ
VĂN UYỂN)
η Tvít=0,4 ; η Brtrụ = 0,97 ; ηol = 0,99 ; η xích = 0,93 ; η k = 1
5|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 ηch= 0,4.0,97.0,993.0,93.1=0,35

- Công suất làm việc:
Fv

8700.0,12

 Plv = 1000 = 1000 = 1,044 (kW)
+ Do tải trọng thay đổi theo thời gian => Tính tải trọng tương đương.
- Ta có:
P1= 1,4P2=1,4.1,044=1,4616(kW) ; t1=3s=3/3600 (giờ)
Plv= P2=1,044(kW), t2 = 4.60.60-3= 14397s=14397/3600 (giờ).
P3=0,5P2= 0,5.1,044=0,522 (kW) ; t3 = 4.60.60 = 14400s=14400/3600( giờ).
 Ptd=

√

3
14397
14400
P21 . t 1 + P22 .t 2+ P 23 . t 3
1,4616 2 .(
)+1,044 2 .(
)+0,5222 .(
)
=
3600
3600
3600 = 0,825
t 1+ t 2 +t 3
(3+14397+14400)/3600


√

(kW)
- Ta lại có:
+ Cơng suất đẳng trị cần có trên động cơ:
Pt

0,825

 Pct = η = 0,35 = 2,36 (kW).
ch
 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ :
- Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác
định theo công thức:
60. f

nđb = p
-

Trong đó:
+ f là tần số của dịng điện xoay chiều ( với mạng điện ở nước ta f = 50(Hz));
+ P là số đôi cực từ (chọn p = 3 )

 nđb =

60.50
= 1000 (vòng/phút).
3

- Căn cứ vào vận tốc vòng của băng tải ta chọn số vòng quay của băng tải như

sau:
60.103 . v
 nct =
(vòng/phút), theo CT2.16 tr.21[TL1]
π.D

+ Với v là vận tốc vòng của băng tải (v = 0,12 m/s );
+ D là đường kính trong ( D = 340 mm)
6|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

60.103 .0,12
 nct =
= 6,74 (vòng/phút)
π .340

- Phân phối tỉ số truyền:
+ Tra bảng 2.4 , ta được:
ukn = 1, utv = 60, uxích = 2
 uch = ukn.utv.uxích = 1.60.2 = 120
+ Số vịng quay sơ bộ:
 nsb = nct.uch = 6,74.120= 808,8 (vòng/phút).
- Chọn động cơ :
Ta có : Pđc ≥ Pct ; nđc ≈ nsb
- Đầu tiên kiểm tra điều kiện mở máy:
+ Khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen khởi động của động cơ (T
< Tk) nếu không động cơ sẽ không chạy. Trong các thông số của các động cơ đều
cho tỷ số Tk/Tdn, đó cũng là số liệu ta cần để tham khảo khi chọn nhãn hiệu cho

động cơ, với điều kiện:
T mm
Tk
≤
T
T dn

+ Theo lược đồ phổ tải trọng tác động mà đề bài đã cho:

Hình



T mm 1,4 T
= T = 1,4
T

 Vậy động thoả mãn điều kiện mở máy .
7|Page

1.2 Lược đồ phổ


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Từ các thông số đã tính tốn sau:
Cơng suất
kW
2,36


Số vịng quay
sơ bộ
Vịng / phút
808,8

Tỉ số truyền
chung

T mm
T

Tk
T dn

120

1,4

2,2

- Từ các thơng số trên ta có thể chọn loại động cơ 4A mang nhãn hiệu
4A112MA6Y3 có các thông số kỹ thuật sau:
Bảng 1.1 Bảng đặc trưng cơ-điện của động cơ
Công suất

Kiểu động cơ
4A112MA6Y3
-

Kw

3,0

Vận tốc quay
vg/ph
50Hz
945

η%

Cosφ

0,81 0,76

T max
T dn

Tk
T dn

2,2

2,0

Kiểm tra điều kiện mở máy :
T mm 1,4 T 1
=
= 1,4
T1
T1


- Với động cơ đã chọn có :

Tk
= 2,0
T dn


T mm
= 1,4
T1
.

 Vậy động cơ 4A112MA6Y3 đáp ứng được yêu cầu công suất, tốc độ và điều
kiện mở máy.
- Do có sự chênh lệch vịng quay
 Tính lại chính xác tỉ số truyền
- Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền,phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ
hệ thống.
uΣ =

nđc
945
=
=140,21
6,74
nct

- Mà u Σ = uh . ung
+ Với :



uh - tỉ số truyền của hộp giảm tốc;
8|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



ung - tỉ số truyền ngoài hộp;
- Trong đó : ung =u KN .u xích
u KN – tỉ số truyền của khớp nối (u KN =1);

 ung =u xích
u xích- tỉ số truyền của bộ truyền xích.

- Theo bảng 2.4 thì ta có: uxích = 2-5
 ungồi = uxích = 2, chọn ungồi = 2
uΣ

140,21

- Ta có: uh = u = 2 = 70,105
ng
- Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp:
uh = u1.u2 (1)
+ u1-là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít;
+ u2-là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ-răng thẳng.
 Đối với bộ truyền trục vít:


9|Page


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

-

Bộ truyền xích : uxích = 2 ;
Bộ truyền trục vít : u1 = 19,25 ;
Bộ truyền răng trụ - răng thẳng : u2 = 3,642.
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:
ut = uh.ux.ukn = uxích.u1.u2 = 2.19,25.3,642=140,22

 ∆u =

140,22−140,2
. 100% = 0,014%<5%.
140,22

Vậy thoả mãn về điều kiện sai số cho phép.
- Xác định các thông số động học và lực của các trục:

1.
- Trục động cơ : nđc = 945 (vòng/phút)
- Trục I :
n

945
đc
 n I = u = 1 = 945 (vòng/phút)

KN
- Trục II :
n

945
I
 n II = u = 19,25 = 49,09 (vòng/phút)
1
- Trục III :
10 | P a g e

Tính tốc


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

nII
49,09
 n III = u = 3,642 = 13,48 (vòng/phút)
2
IV
- Trục :
n

13,48
III
 ntg = u = 2 = 6,74 (vịng/phút).
xích
2. Tính cơng suất trên các trục:


Gọi công suất trên các trục I , II , II I , IV lần lượt là P I, P II, P III, P IV :
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
Plv = 1,044 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục IV :
 Ptg = Plv = 1,044 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III :
Plv

1,044
 P III = η xích . η = 0,93.0,99 = 1,134 (kW)
ol
- Công suất danh nghĩa trên trục II :

PIII
1,134
 P II = η Brtrụ . η ol = 0,97.0,99 =1,181 (kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục I :
PII
1,181
 P I = η tv .η ol = 0,4.0,99 = 2,982 (kW)
- Công suất trên trục động cơ :
PI

2,982

 Pđc = η KN = 1 = 2,982 (kW)
- Công suất động cơ tính tốn Pđc=2,982 (kW) nhỏ hơn cơng suất động cơ lựa
chọn Pđc = 3 (kW).
3. Tính mơ men xoắn trên các trục:
 Gọi mô men xoắn trên các trục I , II , II I , IV là T I ,T II ,T III ,T IV :

- Trục động cơ:





P❑đc
3
Tđc = 9,55.10 .
= 9,55.106. 945 = 30317,5 (Nmm)
nđc
Trục I :
P
2,982
T I = 9,55.106. I = 9,55.106.
= 30135,56 (Nmm)
945
nI
Trục II :
P
1,181
T II = 9,55.106. II = 9,55.106.
= 229752,4954 (Nmm)
49,09
n II
Trục II I :
P
1,134
T III = 9,55.106. III = 9,55.106.
= 803390,21 (Nmm)

13,48
n III

11 | P a g e

6


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Trục IV :

P

1,044
IV
 T tg = 9,55.106. n = 9,55.106. 6,74 = 1479258,16 (Nmm).
IV

Bảng số liệu động học và động lực học trên các trục của hệ thống dẫn động
Thông số
Trục
Trục động cơ
Trục I

Tỉ số truyền

Tốc độ quay
(vịng/phút)


Cơng suất
(kW)

Momen xoắn
(Nmm)

945

3

30317,5

945

2,982

30135,56

49,09

1,181

229752,4954

13,48

1,134

803390,21


6,74

1,044

1479258,16

1
19,25

Trục II
3,64
Trục III
Trục TG

2

PHẦN II : TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI
2.1. Chọn loại xích:
- Xích ống – con lăn gọi tắt là xích con lăn chế tạo đơn giản , giá thành rẻ, độ
bền mịn cao. Do bộ truyển tải khơng lớn nên ta chọn loại xích này.
2.2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền xích:
2.2.1 Chọn số răng đĩa xích:
-

Theo cơng thức: z1 = 29 – 2.uxích ≥ 19

+ Với uxích = 2, ta được: z1 = 29 – 2.2 = 25 >19





z1 = 25 là số răng đĩa xích nhỏ.
Từ số răng đĩa xích nhỏ z1 ta tính được số răng đĩa xích lớn z2:
z2 = uxích.z1≤ zmax (ct)
Thay các kết quả trên vào (ct):
z2 = 2.25 = 50 ; z2 = 50 < zmax = 120

2.2.2 Xác định bước xích P:
12 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mịn của bộ truyền xích được viết dưới
dạng:
Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]
- Trong đó: + Pt – cơng suất tính tốn;
+ P – cơng suất cần truyền;
+ P = 1,134 (kW);
+ Với no1 = 50 (vg/phút).
+ kz – hệ số răng; kz =

z o1 25
=
= 1;
z 1 25
no 1

50


+ kn – hệ số vòng quay; kn = n = 13,48 = 3,71
III
+ Hệ số k được xác định theo công thức:
k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc
- Các hệ số lấy trong bảng (5.6) :
+ ko – hệ số kể đến ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền; k o = 1 (đường nối tâm hai
đĩa xích so với đường nằm ngang nhỏ hơn hoặc bằng 60o).
+ ka – hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích;
+ ka = 1; Chọn a = (40p)
+ kđc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng;
+ kđc = 1,1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng con lăn căng xích)
+ kbt – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn;
+ kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi; chất lượng bơi trơn đạt yêu cầu)
+ kđ – hệ số tải trọng động ; kđ = 1,2 (tải trọng va đập)
+ kc – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền;
+ kc = 1,25 (chế độ làm việc 2 ca).
 k = ko.ka.kđc.kbt.kđ.kc=1.1.1.1,1.1,3.1,2.1,25=2,145
 Pt = P.k.kz.kn = 1,134.2,145.1.3,71 = 9,024 (kW).
- Theo bảng 5.5 với no1 = 50 (vg/phút) và điều kiện Pt ≤ [P] ,chọn [P] = 10,5
(kW) và bước xích là p = 38,1 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn:
13 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 Pt = 9,024 (kW) < [P] = 10,5 (kW).
- Đồng thời theo bảng (5.8) : p < pmax
- Nhưng do hệ thống cần bước xích nhỏ hơn nên ta dùng xích 3 dãy, khi đó bước
xích được chọn từ điều kiện:
Pd = Pt/kd = 9,024/2,5 ( lấy kd = 2,5 khi số dãy là 3);

 Pd = 3,6096 (kW) < [P] = 5,83 (kW)
- Theo bảng 5.5 với no1 = 50 ( vòng/phút ) và điều kiện P t ≤ [P], chọn [P] = 5,83 (
kW ) và bước xích là p = 31,75 ( mm ) thoả mãn điều kiện bền mòn:
 Pd = 3,6096 (kW) < [P] = 5,83 (kW);
- Khoảng cách trục sơ bộ: asb = 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)
- Theo cơng thức (2.12) xác định số mắt xích:
 x = 2a/p + (z1 + z2)/2 + (z2 -z1)2.p/(4 π 2a)
- Thay số vào ta được:
2.1270

25+50

(50−25)2 .31,75

 x = 31,75 + ( 2 ) +
= 117,896
4. π 2 .1270
- Lấy số mắt xích chẵn xc = 118,tính lại khoảng cách trục theo công thức:
2

z −z
 a =0,25.p{xc – 0,5.(z2 + z1) + {x c −0,5. ( z 2+ z 1 ) ¿ −2 2 1 }¿ }
π
*

2

√

[


]

- Thay trị số tương ứng vào cơng thức trên ta có được kết quả:
2

 a*=0,25.31,75.{118-0,5.(50+25)+ [118−0,5. ( 50+ 25 ) ]2−2 [ ( 50−25 ) ] }

√

*

π

 a = 1271,66 = 1272 (mm).
- Để xích khơng chịu lực căng q lớn cần giảm khoảng cách trục đi một lượng
∆ a = (0,002…0,004).a
 ∆ a = 0,003.a = 0,003.1272 ≈ 4(mm)
 a = a* - ∆ a = 1272 – 4 = 1268 (mm)
- Số lần va đập của bản lề xích trong một giây :
i = z1.nIII/(15xc) ≤ [i]
Trong đó : [i] – số lần va đập cho phép (1/s)
25.13,48

 i = 15.118 = 0,1904 < [i] = 25
- Từ đó cho thấy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo,
khơng gây ra gãy các răng và đứt má xích.
2.2.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền:
- Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải

theo hệ số an toàn:
Q

 s = k . F + F + F ≥ [s]
d
t
0
v
- Trong đó:
14 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Q – tải trọng phá hỏng (N);
+ Q = 170,1(kN) = 170100 (N) (bảng 5.2)
+ q – khối lượng 1 mét xích, q = 7,5 (kg)
+ kđ – hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập kđ = 1,2
+ Ft – lực vòng trên đĩa xích;
 Ft = 1000.p/v =1000.1,134/0,143= 7930,1 (N)
- Trong đó:
+ P – cơng suất trên trục đĩa dẫn, P = 1,34 (Kw)
+ v = z1.p.n1/60000 = 25.31,75.13,49/60000 = 0,178 (m/s)
+ Fv – lực căng do lực li tâm gây ra (N)
 Fv = q.v2 = 7,5.0,1782 = 0,24 (N)
+ Fo – lực căng do nhánh xích bị động sinh ra;
 Fo = 9,81.kf.q.a ;
- Với:
+ a – khoảng cách trục; a = 1268 (mm) = 1,268(m)
+ kf – hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền. Với giá trị

thường dùng của độ võng f = (0,01…0,02)a lấy k f = 4 ( đối với bộ truyền nghiêng
một góc dưới 40o so với phương nằm ngang).
 Fo = 9,81.4.7,5.1,268 = 373,17 (N)
- Từ đó:
170100

 s = 1,2.7930,1+373,17+ 0,24 = 17,2
- Theo bảng (5.10) với n = 50 (vg/phút), [s] = 7 . Vậy s >[s] bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.
2.2.4 Đường kính đĩa xích:
- Đường kính vịng chia của đĩa xích được xác định theo công thức (h.13.7):

31,75
π
/
z
 d1 = p/sin( 1) = sin ⁡( 180 ) = 253,3 Lấy d1 = 253 (mm)
25
31,75
π
/
z
 d2 = p/sin( 2) = sin ⁡( 180 ) = 505,6 Lấy d2 = 506 (mm).
50

- Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:
da1 = p.[0,5+cotg( π / z 1)] = 31,75.[0,5+cotg(180/25)] = 267,2≈ 267 (mm)
da2 = p.[0,5+cotg( π / z 2)] = 31,75.[0,5+cotg(180/50)] = 520,5 ≈ 521 (mm)
- Đường kính vịng chân: df1 và df2:
 df1 = d1 – 2r (Với r = 0,5025.d 1 + 0,05 =0,5025.19,05+0,05 = 9,623 (mm) , d 1 =

19,05 (bảng 5.2)).
 df1 = 253 – 2.9,623 = 233,7 (mm)
15 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Lấy df1 ≈ 234 (mm)
 df2 = d2 – 2.r = 506 – 2.9,623 = 486,7 (mm)
Lấy df2 ≈ 487 (mm)
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1 :
k . F . K +F . E
σ H = 0,47. r 1 ( t đ vđ 1 )
≤ [σ H ]
1

√

A . kd

- Trong đó: [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép;

theo bảng (5.11)

Ft – lực vòng băng tải; Ft = 8700 (N)
Fvđ – lực va đập trên m dãy xích ( ở đây m = 3 ); tính theo cơng thức:
Fvđ = 13.10-7.nIII.p3.m = 13.10-7.13,49.31,753.3 = 1,684 (N)
kd – hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy:
kd = 2,5 (xích 3 dãy)
kđ – hệ số tải trọng động, theo bảng (5.6);

kđ = 1,2 (tải trọng va đập)
kr – hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích; phụ thuộc vào z:
Bảng 2.1 Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích
Z
kr

15
0,59

20
0,48

30
0,36

40
0,29

50
0,24

60
0,22

Với z1 = 25 => kr1 = 0,42;
2. E 1 . E2

- Mặt khác: E = E + E – mô đun đàn hồi, với E1;E2 lần lượt là mô đun đàn hồi
1
2

của vật liệu con lăn và răng đĩa; lấy E = 2,1.105 (MPa)
A – diện tích chiếu của bản lề, theo bảng (5.12);
A = 655 (mm2)
- Thay các thơng số đã tìm được vào công thức, ta được kết quả:
k .( F . K + F ) . E
 σ H = 0,47. r 1 t đ vđ 1
1

√

A . kd

5
 σ H = 0,47. 0,42. ( 8700.1,2+1,684 ) . 2,1.10 = 35247 (MPa)
1

16 | P a g e

√

655.2,5


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 Vậy σ H = 352,47 (MPa) < [σ H ] = 500 (MPa);
- Như vậy có thể dùng thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB = 170 sẽ đạt được ứng
suất tiếp xúc cho phép [σ H ] = 500 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho
răng đĩa 1.
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích 2 :

k . F . K +F . E
σ H = 0,47. r 2 ( t đ vđ 2 )
≤ [σ H ]
1

2

- Trong đó:

√

A . kd

k r 2 = 0,24 do z = 50;
F vđ 2 = 13.10-7.ntg.p3.m = 13.10-7. 6,74.31,75 3.3 = 0,841 (N)

0,24. ( 8700.1,2+0,841 ) .2,1. 105
σ
 H = 0,47.
= 266,43 (MPa)
655.2,5

√

2

- Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 170 sẽ đạt được ứng
suất tiếp xúc cho phép [σ H ] = 500 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho
răng đĩa 2.
 Kết luận: σ H < [σ H ]; σ H < [σ H ] => Vậy cả 2 đĩa xích đều đảm bảo thoả mãn độ

bền tiếp xúc.
 Xác định lực tác dụng lên trục:
- Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên nhánh bị động F2:
1

2

F1 = F T + F 2 ; F 2 = F 0 + F v
- Trong đó: FT – lực vòng; Fo – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh
ra, tính theo cơng thức (5.16); Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra, tính theo
cơng thức Fv = q.v2.
- Trong tính tốn thực tế có thể bỏ qua F o và Fv nên F1 = Ft. Vì vậy lực tác dụng
trên trục được tính theo công thức:
+ Fr = kx.Ft = 6.107.kx.P/z.p.n : kx – hệ số kể đến trọng lượng xích; k x = 1,15 khi
bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc < 40o;
+ Ft – lực vòng băng tải; Ft = 8700 (N) ;
 Fr = 1,15.8700 = 10005 (N)
Bảng 2.2 Các thơng số của bộ truyền xích
Các đại lượng
Khoảng cách trục
Số răng đĩa chủ động
Số răng đĩa bị động
Tỉ số truyền
Số mắt của dãy xích
Đường kính vịng chia của đĩa xích :
17 | P a g e

Thơng số
a = 1268 (mm)
Z1 = 25

Z2 = 50
uxích = 2
x = 118


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Chủ động: d1 = 253 (mm)
- Bị động: d2 = 506 (mm)
Đường kính vịng đỉnh của đĩa xích:
- Chủ động: d a 1=267 (mm)
- Bị động:d a 2= 521 (mm)
Đường kính vịng chân răng của đĩa
xích:
- Chủ động: df1 = 234 (mm)
- Bị động: df2 = 487 (mm)
p = 31,75

Bước xích:

PHẦN III : TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
3.1.

Chọn vật liệu :
n1=49,09

u1=3,642

T1=229752,4957


- Ta có chế độ làm việc: mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, mỗi năm làm việc 280
ngày; tải trọng va đập.
- Thời hạn sử dụng 4 năm:
- Tổng thời gian sử dụng: 2.4.280.4=8960 (giờ).
- Đối với hộp giảm tốc trục vít – bánh răng chịu cơng suất nhỏ (P đcĐm =3 Kw),
chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được
thường hố hoặc tơi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác
sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mịn. Cụ thể theo
bảng (6.1), ta chọn:
 Bánh nhỏ (bánh 1):
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt tới độ rắn HB = (241…285);
+ Giới hạn bền σ b 1 = 850 (MPa);
+ Giới hạn chảy σ ch1 = 580 (MPa);
 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250.
 Bánh lớn (bánh 2):
+ Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt tới độ rắn HB = (192…240);
+ Giới hạn bền σ b 2 = 750 (MPa);
+ Giới hạn chảy σ ch 2 = 450 (MPa);
 Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 240.
3.2. Xác định ứng suất cho phép:
18 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Ứng suất tiếp súc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác định
theo công thức:
 [σ H ] =

 [σ F] =

σ H lim ¿

o

SH

σ F lim ¿

o

SF

¿ . ZR.Zv.KxH.KHL
¿ . YR.Ys.KxF.KFC.KFL

- Trong đó:
+ ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh 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 của bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
- Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.Zv.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1, do đó công thức
trên trở thành:
 [σ H ] =
 [σ F] =

σ H lim ¿ . K

o

HL

SH

σ F lim ¿ . K
o

SF

FC

¿ (3.2a)

. K FL

¿ (3.2a)

- Trong đó:
+ σ H lim ¿ ¿ và σ F lim ¿ ¿ lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng (2.2);
- Theo bảng (6.2) , với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = ( 180…350);
σ
 H lim ¿ ¿ = 2HB + 70 ; SH = 1,1;
 σ F lim ¿ ¿ = 1,8 HB ; SF = 1,75;
- Với SH và SF lần lượt là hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc và uốn;
- Thay số vào ta được kết quả:
 σ oH lim 1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa);

 σ oH lim 2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa);
 σ oF lim 1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (MPa);
 σ oF lim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432 (MPa);
- Mặt khác:
o

o

o

o

+ KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC = 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 công thức sau:

19 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

√
√

 KHL =

mH

 KFL =


mF

N HO
N HE
N FO
N FE

- Ở đây:

+ mH,mF – bậc của đường cong mỗi khi thử về tiếp xúc và uốn;
+ mH /2= mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB≤ 350;
+ NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
NHO = 30. H 2,4
HB
 NHO1 = 30 . 2502,4 = 17067789
 NHO2 = 30 . 2402,4 = 15474913
+ NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cở sở khi thử về độ uốn;
+ NFo = 4.106 đối với tất cả loại thép;
+ NHE,NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền
chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc:
- Vì bộ truyền làm việc có tải trọng thay đổi:
- Theo công thức (6.7) (trang 93):
N HE

 T
 60.c.  i
 Tmax

 T

n
 60.c. 1 . ti .  i
u1
 Tmax

N HE 2
⇒ N HE 2=60.1 .

3


 .ni .ti

3

 ti
 .
  ti

49,09
.8960 . ( 13 .4+ ( 0,5 )3 .4 )=32608052,72 Vì:
3,642

KHL2 = 1
- Suy ra: N HE 1> N HO 1 do đó KHL1 = 1
- Với:
+ c =1: là số lần ăn khớp trong 1 lần quay.
+ ni: số vòng quay bánh dẫn.
+ ti = 8960 (h): tổng thời gian làm việc.
- Theo công thức 6.8 (trang 93, tập 1) :

mF

N FE



 Mi 
 60.c. 
 ni .ti
 M max 

N FE 2=60.1 .

20 | P a g e

49,09
.8960 . ( 16 .4+ ( 0,5 )6 .4 )=29437825,37
3,842

N HE 2  N HO 2 do đó


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 N FE 2  94,15.10 6  N Fo  4.10 6 do

đó KFL2 = 1 tương tự KFL1 = 1.

- Ta lấy NHE = NHO và NFE = NFO khi đó ta có kết quả KHL = 1 và KFL = 1 (đường
cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành; tức là trên

khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn uốn không thay đổi).
- Từ công thức (3.2a) ta có được kết quả:
570.1

[σ H 1] = 1,1 = 518,181 (MPa)
550.1

[σ H 2] = 1,1 = 500,1 (MPa)
450.1 .1

[σ F 1] = 1,75 = 257,14 (MPa)
432.1 .1

[σ F 2] = 1,75 = 246,85 (MPa).
- Với bộ truyền động răng trụ - răng thẳng, ứng suất cho phép là giá trị nhỏ hơn
trong 2 giá trị của [σ H 1] và [σ H 2].Tức là [σ H ] = 500 (MPa).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
- Với bánh răng tôi cải thiện:
[σ H 1 ]max = 2,8.σ ch1 = 2,8.580 = 1624 (MPa);
[σ H 2 ]max = 2,8.σ ch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa);
- Khi HB ≤ 350 :
[σ F 1 ]max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa);
[σ F 2 ]max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.450 = 360 (MPa).
3.3. Truyền động bánh răng trụ:
3.3.1. Xác định các thông số của bộ truyền:
- Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục a w. Được xác định
theo công thức:

√


aw = Ka.(u ± 1) . 3

T 1 . K Hβ
[σ H ]2 . u .ψ ba

(3.3.1.a)

- Trong đó: Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
(thẳng); Ka = 49,5 (thép – thép);
+ T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm);
+ [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa);
21 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ u – tỉ số truyền ;
+ ψ ba = bw/aw ; các hệ số trong đó bw là chiều rộng vành răng;
+ ba=0,25 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6)
+ K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc và hệ số ψ bd được xác định
theo công thức:
+ ψ bd = 0,53.ψ ba (u ± 1) (3.3.1.b).
- Trong các công thức (3.3.1.a) và (3.3.1.b) thì ta lấy dấu + do bánh răng ăn
khớp ngồi.
- Từ đó ta được:
- ψ bd = 0,53.ψ ba (u + 1) = 0,53.0,25.(3,642+1) = 0,615≈ 0,6.
 K Hβ = 1,03 theo bảng 6.7 ( sơ đồ 5 ).
- Thay các thông số trên vào công thức (3.3.1.a) ta được:


√

 aw = 49,5.(3,642 + 1) . 3
 aw = 232,7 (mm)
 Lấy aw = 233 (mm).

229752,4954 .1,03
[500,1]2 .3,642 .0,25

3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp:
3.3.2.1. Xác định môđun:
- Như đã biết, môđun được xác định từ điều kiện bền uốn . Tuy nhiên để thuận
tiện trong thiết kế, sau khi ta xác định được khoảng cách trục a w theo cơng thức sau
để tính mơđun, sau đó sẽ kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
m = (0,01÷0,02).aw
 m = (2,33-4,66) (mm)
- Theo bảng 6.8 ta xác định được mômen tiêu chuẩn :
m = 2,5 (mm)
3.3.2.2. Xác định số răng,góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x:
- Giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ z1, số răng bánh lớn z2, góc nghiêng
của răng và mơdun trong bộ truyền ăn khớp ngồi, liên hệ với nhau theo công thức:
aw = m.(z1 + z2).(2cos β )
- Đối với bộ truyền bánh răng trụ - răng thẳng:
- Ta có: góc nghiêng β = 0, từ cơng thức trên ta sẽ xác định được số răng bánh
nhỏ
2. 233

 z1 = 2aw/[m.(u+1)] = [2,5. ( 3,642+1 ) ] = 40,1 (răng), ta lấy số nguyên là z 1 = 40
(răng).
22 | P a g e



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY


-

Từ z1 = 40 (răng), ta sẽ tính được z2 thơng qua tỉ số truyền:
z2 = u.z1 = 3,642.40 = 145,68 (răng), ta lấy số nguyên là z2 = 146 (răng).
Số răng tổng: zt = 40+146 = 186 (răng).
Tính lại cấp chính xác góc nghiêng β, theo công thức (6.32) (trang 103 tập 1):
cos β=

m. zt 2,5.186
=
=1
2. aw 2 2.233

   00
z

146
2
Tỉ số truyền thực: u= z = 40 =3,65
1
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
+ Phép tính kiểm nghiệm nói chung được tiến hành khi đã biết các thông số
của bộ truyền và điều kiện làm việc của nó. Ở đây yêu cầu xác định với độ
chính xác cao nhất có thể các hệ thống ảnh hưởng đến khả năng làm việc của
bộ truyền, nhờ đó chúng ta có thể thay đổi một vài kích thước nếu cần thiết.

+ Ứng suất xuất hiện trên mặt răng bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:
σ H = zM.zH. z ε .√ 2.T 1 . K H .(u ± 1)/(b w . u . d2w1 ) ≤ [σ H ]
- Trong đó:
+ zM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, thông qua bảng 6.5
ta được zM = 274
+ zH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

-

zH = √ 2. cos β b /sin2 a tw
- Ở đây: β b – góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở;
tg β b = cosat.tg β
- Nhưng do β = 0o (bánh răng trụ- răng thẳng) nên ta xác định zH thông qua bảng
6.12 với công thức (x1+x2)/(z1+z2) = (0)/(37+135) = 0
 zH = 1,76
- Ngoài ra: a – khoảng cách trục chia;
 a = 0,5(d2 + d1) (ăn khớp ngồi)
- Trong đó: d1 và d2 – lần lượt là đường kính chia của bánh nhỏ và bánh lớn,
được xác định theo công thức sau;
 d1 = m.z1/cos β = 2,5.40/cos0 = 100 (mm)
 d2 = m.z2/cos β = 2,5.146/cos0 = 365(mm)
- z ε – hệ số kể sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
 z ε = √ (4−ε a )/3 (ε β = 0 )
- Trong đó:
 ε α = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)].cos β
23 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY



-

 ε α = [1,88-3,2.(1/40 +1/146)].cos0o = 1,78
Từ đó:
 z ε = √ (4−1,78)/3 = 0,86
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
KH = K Hβ.KHa.KHv
Với:
+ K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
K Hβ = 1,03

+ KHa – hệ số kể đến sự phân bô không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp, với bánh răng thẳng KHa = 1
- Trị số của cấp chính xác phụ thuộc vào vận tốc tốc vòng:
 v = π .dw1.n1/6000
- Với :
+ dw1 – đường kính vịng lăn nhỏ,
 dw1 = d1 + [2.y/(z2 + z1)].d1
+ y – hệ số dịch tâm
 y = aw/m–0,5.(z1 + z2) = 233/2,5–0,5.(40 +146) = 0,2
 dw1 = 100 + [2.0,2/(40 + 146)].100= dw1 = 100,2 (mm)
 v=( π .100.49,09)/6000 = 2,57 (m/s)
- Với :
+ v = 2,57 (m/s) ta dùng cấp chính xác 8.
+ KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số K Hv tra
trực tiếp từ bảng 2.3 phụ lục thơng qua cấp chính xác 8 (KHv = 1,16).
 KH = K Hβ.KHa.KHv= 1,03.1. 1,08 = 1,1124
+ aw – khoảng cách trục (mm)
+ T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)

+ u – tỉ số truyền ; lấy dấu - do ăn khớp trong
+ bw = ψ ba.aw = 0,25.233 = 58,25(mm)
+ [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)
- Từ các thông số trên ta được:
σ H = zM.zH. z ε .√ 2.T 1 . K H .(u ± 1)/(b w . u . d2w1 ) ≤ [σ H ]
 σ H =274.1,76.0,86.√ 2.229752,4954 .1,1124 .(3,642+1)/(58,25.3,642 .100,22 )
 σ H = 437,7 (MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

24 | P a g e


ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Theo (6.1) với v = 2,57 (m/s) < 5 (m/s), Z v = 1, với cấp chính xác động học là
9 , chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám, R a =
2,5…1,25m, do đó ZR = 0,95; với da ≤ 700 (mm), KxH = 1.
- Từ đó ta được:
 σ H = [σ H ]. Zv. ZR. KxH = 437,7.1.0,95.1 = 415,8 (MPa)
- Như vậy σ H < [σ H ], do đó ta chọn:
 aw = 233 (mm) với σ H = 415,8 (MPa) < [σ H ] = 500,1 (MPa)
 Thoả mãn điều kiện ứng suất.
3.3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không
được vượt quá giá trị cho phép:
σ F 1 = 2.T1.KF.Y ε .Y β.Y F 1/(bw.dw1.m)≤ [σ F 1]
σ F 2 = σ F 1 .Y F 2 /Y F 1 ≤ [σ F 2]
- Trong đó:
+ T1 – mơmen xoắn trên bánh chủ động (Nmm);
+ m – môdun pháp (mm);

+ bw – chiều rộng vành răng (mm);
+ dw1 – đường kính vịng lăn bánh chủ động (mm);
+ Y ε = 1/ε α : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε α là hệ số trùng
khớp ngang; ε α = 1,99; Y ε = 0,503
+ Y β = 1 - β o/140 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ( β
= 0 ); Y β = 1;
+ Y F 1,Y F 2 – hệ số dạng răng bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương
đương ( zv1 = z1/cos 3 β = 40/cos 3 0=40 và zv2 = z2/cos 3 β = 146/cos 3 0=146 ¿
+ Y F 1 = 3,70 ; ,Y F 2 = 3,58 (theo bảng 6.18)
+ KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn:
KF = K Fβ. K Fa. K Fv
- Với K Fβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn, K Fβ = 1,08
K Fa là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng K Fa = 1;
K Fv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi
tính về uốn;
vF . bw . dw 1
2.T 1 . K Fβ . K Fa
a
Với v F = δ F . go . v . w
u
 Trong đó : δ F = 0,016, go=56 (theo bảng 6.15, 6.16), v=2,57 (m/s);
K Fv = 1 +

√

25 | P a g e