ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Lời mở đầu
Môn học chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở giúp cho sinh viên chuyên
ngành cơ khí có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ bão.
Đây là môn học đóng vai trò quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và các cán bộ kỹ
thuật, nguyên lý làm việ và phương pháp tính toán các chi tiết phục vụ cho các máy móc
ngành công _ nông nghiêp, giao thông vận tải,……
Thiết kế đồ án chi tiết máy là sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết và thực nghiệm, từ đó
sinh viên có cơ hội tổng kết lại những lý thuyết và làm quen với công việc thiết kế.
Trong các nhà máy xí nghiệp, khi cần vận chuyển vật liệu rời chủ yếu sử dụng các máy
vận chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián
đoạn, các thiết bị máy vận chuyển có thể làm việc trong một thời gian dài, việc vận chuyển
có năng suất cao và được sử dụng rộng rãi khi vận chuyển các vật liệu rời người ta đã sử
dụng băng tải. Băng tải thường được sử dụng để vận chuyển các loại vật liệu như: than đá,
cát, sỏi, thóc…
Băng tải thường được cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và mô men xoắn
cho hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thường dùng cho băng tải là hôp giảm
tốc bánh răng trụ một cấp, hai cấp, bánh vít_trục vít, bánh răng_ trục vít.
Để làm quen với việc đó, em được giao Thiết kê hệ dẫn động băng tải (xích_tải),với
những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự hướng dẫn tận tình của
thầy Văn Hữu Thịnh_cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy, đến nay đồ án của em đã
được hoàn thành. Tuy nhiên, vẫn còn bị hạn chế về kinh nghiệm thực tế, nên đồ án của em
không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô trong bộ
môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em, đặc biệt là
thầy hướng dẫn.
- 1 -
Tp Hồ Chí Minh, ngày 5 tháng 5 năm 2012
Sinh viên thực hiện


Tp.HCM, ngày tháng 05 năm 2012.
Giảng viên hướng dẫn
( Ký , ghi rõ họ tên )
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Khoa Cơ khí Chế tạo máy THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy ( Đề số : 03 )
A. ĐẦU ĐỀ:
1.Sơ đồ động
Gồm:
1: Động cơ điện
2: Nối trục
3: Hộp giảm tốc
4: Bộ truyền xích
5: Thúng tròn
2. Các số liệu ban đầu:
a. Công suất truyền trên trục công tác ( P) : 5,2 (KW)
b. Số vòng quay trên trục công tác (n) : 98 (vòng/phút)
c. Số năm làm việc (a) : 5 (năm)

TÀI LIỆU THAM KHẢO
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
PHẦN I
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Ι . CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN :
1.1. Chọn kiểu loại động cơ điện :
Trong công nghiệp thường sử dụng nhiều loại động cơ song chúng ta cần chọn loại
động cơ sao cho phù hợp nhất để vừa đảm bảo yếu tố kinh tế vừa đẩm bảo yếu tố kỹ
thuật Dưới đây là 1 vài loại động cơ thường gặp :
- Động cơ điện một chiều: loại động cơ này có ưu điểm là có thể thay đổi trị số của
mômen và vận tốc góc trong phạm vi rộng, đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ
dàng nhưng chúng lại có nhược điểm là giá thành đắt, khó kiếm và phải tăng thêm vốn
đầu tư để đặt thiết bị chỉnh lưu, do đó được dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện,
thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm
- Động cơ điện xoay chiều : bao gồm 2 loại : một pha và ba pha
+ Động cơ xoay chiều một pha có công suất nhỏ do đó chỉ phù hợp cho dân dụng là
chủ yếu.
+ Động cơ xoay chiều ba pha : gồm hai loại: đồng bộ và không đồng
- Động cơ ba pha đồng bộ có ưu điểm hiệu suất cao, hệ số tải lớn nhưng có nhược
điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động
cơ, do đó chúng được dùng cho các trường hợp cần công suất lớn (>100kw), và khi cần đảm
bảo chặt chẽ trị số không đổi của vận tốc góc .
- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc .
- Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong
một phạm vi nhỏ ( khoảng 5%), có dòng mở máy thấp nhưng cosϕ thấp, giá thành đắt, vận
hành phức tạp do đó chỉ dùng hợp trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của

=
ck
i
ct
lv
ct
i
i
dc
lv
t
tP
P
p
∑








Σ
=
2
3
1
=
Σ
η
ct
dt
P∑
η
: Hiệu suất chung của trạm dẫn độngxobrtk
ηηηηη

42
=
∑
Trong đó :
x
η
: Hiệu suất bộ truyền xích

brt
η
: Hiệu suất của một cặp bánh răng ăn khớp

o
η

ct
= 7 (KW) ; n
dc
= 1440 (vòng/phút) ; Kiểu động cơ DK 52-4

II . PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN :
Tỉ số truyền của toàn hệ thống:

69,14
98
1440
===
Σ
ct
dc
n
n
U
1 . Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp :
Tra bảng 2.4/21 ta có : U
x
= 2 ÷ 5.
Chọn U
x
= 2

32,7
2
69,14
===

c
2
=> Uc = = 2.46
U
n
= 1,2U
c
= 2.46.2,51 = 2.98
Kiểm tra tỷ số truyền U:
U = U
n
.U
c
.U
x
= 2.3,01.2,51= 14,66
Sai số = 0,03 => Tỷ số truyền chọn là phù hợp.
III . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
1 . Tính tốc độ quay của trục :
n
I
=
nt
dc
u
n
= n
dc
= 1440 (v/ph)


n
x
III
IV
===
. Tính công suất danh nghĩa trên các trục :
P
i
= P
i-1
.η
∑
i
P
I
= P
dc
lv
.η
k
.η
o
= 6,97.1.0,995 = 5,818 (kW)
P
II
= P
I
.η
br
.η

=
=>
)(69,38730
1440
84,5.10.55,9
6
NmmT
I
==

)(25,112057
22,483
67,5.10.55,9
6
NmmT
II
==

)(55,268856
43,196
53.5.10.55,9
6
NmmT
III
==

)(96,519264
24,98
34,5.10.55,9
6

Có 3 loại xích : xích ống , xích con lăn và xích răng . Trong 3 loại trên ta chọn xích con
lăn để thiết kế bởi vì chúng có ưu điểm là :
- Có nhiều trên thị trường do đó dễ thay thế
- Chế tạo không phức tạp bằng xích răng
- Phù hợp với vận tốc yêu cầu
- Độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống
Vì công suất không lớn lên ta chọn xích con lăn 1 dãy .
II/- Xác định các thông số xích và bộ truyền:
1/- Chọn số răng đĩa xích:
Từ phần I ta đã tính toán và xác định được:
U
x
= 2
n
x
= n
III
= 196,6(v/ph); P
x
= P
III
= 5,53 (kW)
Tra bảng 5.4 [I]/80 với U
x
= 2. Ta chọn:
Z
1
= 25 (Z
1
là số răng đĩa xích nhỏ).

= 2.25= 50. Chọn Z
2
= 50 < Z
max
= 120.
Tỉ số truyền thực: U
xt
=
2
25
50
=
2/- Xác định bước xích p:
Theo công thức 5.3[I]/80 công suất tính toán và điều kiện đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn.
P
tx
= P.k.k
Z
.k
n
≤[P]. (1)
Trong đó:
P
tx
, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=P
III
), công suất cho
phép.
k
Z

Vì số vòng quay đĩa nhỏ n
1
=n
x
=190,6 (v/ph), nên ta chọn n
01
= 200(v/ph).
→ k
n
=
02,1
6,196
200
=
Ta có: Hệ số sử dụng
k = k
0
. k
a
. k
dc
. k
bt
. k
d
. k
c
Ta bảng 5.6 [I]/82 ta có:
k
0

d
: Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng, lấy k
d
= 1,2 (vì tải trọng động
)
K
c
: Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , lấy k
c
= 1,25(làm việc 2ca/ngày).
Vậy:
k = 1,25.1.1.0,8.1,25.1,2 = 1,5
Vậy ta xác định được P
tx
từ công thức trên:
P
tx
= P.k.k
Z
.k
n
= 5,84.1,5.1.1,05 = 11,169 (kW).
P
tx
= 11,169 (kW) ≤ [P].
Với n
01
= 200(v/ph). Tra bảng 5.5[I]/81 ta chọn được bộ truyền xích:
bước xích p = 31,5(mm).
[P] = 19,3(kw)

4,25.2550
2
5025
4,25
1016.2
4
.
2
2
2
2
2
2
1221
=
−
+
+
+=
Π
−
+
+
+=
a
pzzzz
p
a
x
Lấy số mắt xích: x = 118.

}14,3/2550225505,0120
22
−−+−
= 1271,66(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng ∆a.
∆a = (0,002 0,004)a.
Chọn ∆a = 0,004.a ≈ 5.
Do đó: a = 1271,85 – 5 = 1266,66 (mm).
Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục, cần tiến hành kiểm nghiệm số lần
va đập i của bản lề xích trong một giây:
8,2
118.15
6,196.25
.15
.
11
===
x
nz
i
.(lần/s)
Điều kiện : i ≤ [i].
[i]: Số lần va đập cho phép trong một giây.
Tra theo bảng 5.9[I]/85. Dựa vào P = 25,4mm. ta có: [i] = 30.
Vậy i = 2,65 < [i] =30. => thoả mãn
4/- Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Với cả 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:
Theo công thức :
[ ]

Trong đó: v =
)/(08,2
10.60
43,196.4,25.25
10.60
.
33
11
sm
npz
==

SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
→ F
t
=
)(65,2658
06,2
6,6.1000
N
=
F
V
: Lực căng do lực li tâm sinh ra.
F
V

61,1640,4765,2658.2,1
10.7,88
.
3
0
=
++
=
++
=
Vtd
FFFk
Q
s
Tra bảng 5.10[I] , với bước xích p =25,4 mm và n
1
=n
x
=196,6 ta tìm được
[S] = 8.5
Vậy S = 27,2> [S] = 8,2 ⇒ Bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
5/. Xác định các thông số của đĩa xích và kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc:
a/. Xác định thông số của đĩa xích:
- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:
d
1
=




25
180
75,31
mm
Sin
=






→ d
2
=
)(64,505
50
180
75,31
mm
Sin
=






- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang













+
π
da
2
= p.
)(53,520
50
180
cot5,0.4,25cotg 0,5
2
mmg
z
=






1
= 19,05 (mm)
Với r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03(mm).
→ d
f1
= d
1
- 2r = 202,76 - 8,03.2 = 234,08(mm).
d
f2
= d
2
- 2r =
82,441
– 8,03.2 = 486,4(mm)
b/- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Đĩa xích 1
ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện:
( )
[ ]
1
1
1
.

.47,0

Vd1
: Lực va đập trên m dây xích
F
Vd1
= 13.10
-7
.n
x
.p
3
.m
Với n
1
= 190,6(v/phut)
P = 25,4 mm
m:số dãy xích m = 1
→ F
Vd1
= 13.10
-7
. 196,6. 25,4
3
.1 = 8.17 (N)
F
t
: Lực vòng = 2658,65 (N).
k
d
: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy k
d

MPa.
Vậy ứng suất tiếp xúc σ
H
:
( )
)(22,540
1.180
10.1,2.06,42,1.3267.42,0
.47,0
5
1
MPa
H
=
+
=
δ
σ
H1
= 487,65 Mpa.
Mà theo trên ta tra bảng được [σ
H1
] = 500 ÷ 600 MPa.
Thoả mãn điều kiện σ
H1
<[σ
H1
].
Đĩa xích 2:
Tương tự đĩa xích 1 ta có điều kiện:

t
= 3267(N), A =262(mm
2
),
E = 2,1.10
5
MPa
( )
)(355
1.262
10.1,2.06,425,1.3267.24,0
.47,0
5
2
MPa
H
=
+
=
δ
Ta thấy δ
H2
=355< [δ
H2
]=500MPa => Thoả mãn điều kiện.
6/- Xác định lực tác dụng lên trục:
Xác định theo công thức 5.20[I]/92:
F
r
= k

c
= 580 N/mm
2
HB=245 phôi rèn (giả thiết đường kính phôi nhỏ hơn 100 mm)
*Bánh răng lớn:Thép CT35 thường hóa: :
b
= 750 N/mm
2

c
= 450 N/mm
2
HB=230 phôi rèn(giả thiết đường kính phôi 300-500 mm)
2. Tính ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tương đương N
HE
N
HE
= 60.c. [( )
3
.n
i
.t
i
]
= 60.c.n
i
.t . [( )
3

- Ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ] = ( [ ]/S
H
).Z
R
.Z
V
.K
XH
.K
HL
=2HB+70
 = 2.2450+70 = 560 (MPa)
 = 2.230 + 70= 530 (MPa)
S
H
= 1,1
Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1
K
HL
= 1
 [ ]
1
=

= 60.c. [( )
mF
.n
i
.t
i
]
= 60.c.n
i
.t . [( )
mF
.
Với m
F
= 6 là bậc của đường cong mỏi.
N
HE
= N
FE
= N =60.1.1440.38743=37843,2.10
5
-Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N
FO
= 4.10
6
với tất cả các loại thép.
Ta thấy N
FE
> N
FO

K
FC
= 1 (do bộ truyền quay một chiều)
K
FL
= 1
 [ ]
1
=
75,1
441
= 252 (N/mm
2
)
 [ ]
2
=
75,1
414
= 236,5 (N/mm
2
)
c.Ứng suất cho phép khi quá tải
- Với bánh răng thường hóa
[ ]
Max
= 2,8.
 [ ]
Max
= 2,8.450 = 1260 MPa

 = 0,53.0,4.(3,01 + 1) = 0,802
Chọn = 1
Tra bảng 6.7 với các đặc trưng của hệ
Ta có : =1,02 (ứng với sơ đồ 7)
 a
w
= 49,5.(3,01 + 1). = 104,2 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn a
w
= 105 (mm)
*Các thông số ăn khớp
- Môdun ăn khớp:
m = (0,01 0,02).a
w
= (1,18 2,36)
Chọn : m= 2 (Bảng 6.8)
- Chiều rộng của vành răng b
w
= .a
w
= 0.4.104 = 40 (mm).
-Xác định góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
+ =0
+ Số bánh răng nhỏ:
Z
1
=2.a
w1
/m.(u+1)=27
Chọn Z

)
= 0,5 (mm)
K
y
= = 9,26
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
K
x
= 0,568
Mà y = = 0.061
X
t
= y + y = 0,5 + 0.061 = 1,061 (mm)
Hệ số dịch chỉnh bánh 1:
X
1
= 0,5[ x
t
– (Z
2
- Z
1
).y/Z
t
] = 0,5 [0,406 – (141-47).0,4/141+47] = 0,28 (mm).
Hệ số dịch chỉnh bánh 2:

60000
1440.85,58.14,3
=4,14(m/s)
trong đó: = = 58,85 (mm)
ta có:
= 1,02
= 1
Với = 1,02 là hệ số về cấp chính xác và mức làm việc êm tra từ bảng (6.14) với
cấp chính xác là 8
K
HV
= 1 + = 1,285
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
V
H
= = 10,08 (m/s)
Ta có V
H
= 10,08 (m/s) <V
H
max = 380 (m/s)
Tra bảng (6.15/105) : = 0,006
Tra bảng (6.16/107) : g
0
= 61
 K

27 Răng
Z
2
81 Răng
u
m
3
m 2 mm
d
1
54 mm
d
2
162 mm
d
a1
58,876 mm
d
a2
168,18 mm
d
f1
50,12 mm
d
f2
160,124 mm
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3


= 0,5.
ba
ψ
. ( u
c
+ 1 ) = 0,5.0,3.(2,51+1) = 0,55
a
K
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 ta chọn
a
K
=
43.
β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc.Tra bảng 6.7 với
bd
ψ
= 0.55 => K
H
β
= 1,03 (sơ đồ 3)
T
2
=135227,25 N.mm

)(365,60
4,0.46,2.4,495

40
)151,2(5,2
866,0.134.2
)1(
cos 2
2
2
3
=
+
=
+
=
um
a
z
w
β
=> lấy
3
z
= 40
- Số răng bánh lớn
4.9840.51,2.
324
===
zuz
=> lấy
4
z

a
zm
÷∈==>=
+
=
+
==
ββ
Nhờ có góc β nên ta không cần phải dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước.
- Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
- Góc prôfin răng :
0
0
2,23
849,0
20
cos
=








2
3
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=

- Chiều rộng vành răng :
)(42134.3,0.
2
mmab
wbaw
===
ψ

- Hệ số trùng khớp ngang:

45,186,32cos.
83
1
29
1



+−=
βε
α
zz
- Hệ số trùng khớp dọc :
82,3
.5,2
)9,31sin(.2,40
.
sin.
0
===
ππ
β
ε
β
m
b
w
- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

0
77,2957,09,31).2,23cos(.cos
=⇒===
btb
tgtgtg
ββαβ
c) kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

)2sin(
cos2
tw
b
H
Z
α
β
=

Bánh răng không dịch chỉnh nên
0
2,23
==
ttw
αα
=>
52,1
)2,23.2sin(
)77,29cos(.2
0
0
==
H
Z
ε
Z
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :
83,0
45,1

1
2
3.
+=
với
m
w
HH
u
a
vgV
0
δ
=
• Vận tốc vòng của bánh răng 3 :

)/(58,4
10.60
41,478.57,76.
10.60

33
23
sm
nd
v
w
===
π
π

H
K
Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
H
δ
và
F
δ

Tra bảng 6,15 =>
002,0
=
H
δ

Tra bảng 6.16 => g
0
= 73
=>
052,2
5,2
134
.92,1.73.002,0 ==
H
V
=>
019,1
13,1.07,1.25,135227.2
57,76.134.3,0.052,2
1

)15,2(232,1.25,135227.2
.83,0.55,1.274

)1.(2

+
=
+
=
wmW
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
ε
σ

)(305 MPa
H
=
σ

Tính
[ ]
cx
H
σ
:
= 495,91.1.095.1=470,7 (Mpa)

cx
H
σ

=> Do đó cần tăng thêm khoảng cách trục a
w
và tiến hành kiểm nghiệm lại. Kết quả được
Với a
w
= 105 mm,
[ ]
)(7,470)(460 MPaMPa
HH
=<=
σσ
=>Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc
d). Kiểm tra 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 một giá trị cho phép :
mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
33
32
3
βε

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
994,0
45,1
11
===
α
ε
ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
94,0
140
9,31
1
140
1
0
=−=−=
β
β
Y
.

3F
Y
,
4F
Y
: Hệ số dạng răng của bánh 3 và 4, phụ thuộc vào số răng tương đương

=
F
Y
và
60,3
4
=
F
Y
K
F
Hệ số kể đến tải trọng khi tính về uốn
K
F
=
β
F
K
.
α
F
K
.
Fv
K
+
β
F
K
: Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính

1
2
3
+=

14,6
51,2
134
.92,1.73.006,0
2
0
===
m
w
FF
u
a
vgV
σ
=>
04,1
37,1.17,1.25,135227.2
57,76.2,40.14,6
1
=+=
Fv
K
=> Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

67,104,1.37,1.17,1

3
43
4 F
F
FF
F
MPa
Y
Y
σ
σ
σ
<==
⇒ Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
e)Kiểm nghiệm răng về qua tải:
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
Căn cứ vào sơ đồ tải trọng, ta nhận thấy khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy ,
hãm máy ) với hệ số quá tải :
qt
K
= 1
• ứng suất tiếp xúc cực đại :
1.7,470.
max
==
qtHH

= 360 (MPa)
Thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Bảng thông số bộ truyền cấp chậm
Thông số Giá trị đơn vị
a
w
105 mm
ψ
ba
0,4
b
w
42 mm
Z
3
40 Răng
Z
4
98 Răng
u
m
2,45
m 2 mm
d
3
97,66 mm
d
4
239 mm
d

24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY –PA3

GVHD: Văn Hữu Thịnh
1. Tải trọng tác dụng lên trục:
a) Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng:
- Dựa vào các chiều quay của băng tải ta xác định được chiều quay của các bánh răng.
Chọn chiều nghiêng của các bánh răng như hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc tác
dụng lên ở trục II là nhỏ nhất.
- Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nhanh:
Ft
1
=
1
12
dW
T
=
54
38597.2
= 1403,2 (N)
Ft
2
=
2
22
dW
T
=
86,154

3’
=
β
α
cos
.
3 twt
tgF
= 1908,20,31 (N)
Fr
4
= Fr
4’
=
β
α
cos
.
4 twt
tgF
= 719,62 (N)
Fa
3
= Fa
3
’ = Ft
3
.tg β = 2578,48 (N)
b) Lực tác dụng từ bộ truyền xích:
F

2
≥
3
2
][2,0 T
T
=
3
20.2,0
25,135227
= 30,37 (mm)
SVTH:Nguyễn Trọng Nghĩa – MSSV: 09107023 Trang
25