Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Đồ án môn học
Cơ sở thiết kế máy " Thiết kế hệ dẫn động
băng tải "
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Đồ án môn học Cơ sở thiết kế máy
Đề số: 2A
Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Lược đồ hệ dẫn động băng tải
1. Động cơ 2. Nối trục 3. Bộ truyền đai
4. Hộp giảm tốc 5. Bộ truyền xích 6. băng tải
Số liệu cho trước:
1 Lực kéo băng tải F 2250 N
2 Vận tốc băng tải V 1,3 m/s
3 Đường kính băng tải D 320 Mm
4 Thời gian phục vụ L
h
20000 giờ
5 Số ca làm việc 1 Ca
6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
α
45
o
độ
8 Đặc tính làm việc Nhẹ

2. Các kết quả tính toán trên băng tải
a. Mô men thực tế trên băng tải:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Mômen thực tế trên băng tải:

M
bt
=
.D
2
F
=
2250.320
2
=360000 Nm
Trong đó F= 2250 N là lực kéo băng tải
D=320 mm là đường kính băng tải
b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay đòng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo
công thức:
n
db
=
p
f.60
(I – 2)

Ta gọi
η
ht
là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:

η
ht
=
η
k
.
η
đ
.
η
brc
.
η
ol
3
η
x
(I – 3)
Trong đó:
η
k
– hiệu suất của khớp nối.

η
đ


η
ht
= 1. 0,95. 0,96. (0,99)
3
.0,92 = 0,81
3. Chọn động cơ điện theo công suất:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
a. Mô men đẳng trị:
M
đtbt
=
∑
∑
=
=
n
k
k
n
k
k
k
t
tT
1


M
đtbt
= 0,824.360000 = 296640 Nmm= 296,64Nm
b. Công suất đẳng trị trên băng tải:

P
đtbt
=
.
9550
dtbt bt
M n
=
296,64.77,63
9550
= 2,41 Kw
c. Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:
P
đtđc
=
dtbt
ht
P
η
=
2,41
0,81
= 2,97 Kw
Từ các thông số tính toán , ta chọn động cơ loại K có nhãn hiệu K112M2 – kiểu có bích,

M
mm
/M≤M
k
/M
dn
(I - 5)
Trong đó: M
mm
-mô men mở máy của thiết bị cần dẫn động.
M
k
(T
k
) - mô men khởi động của động cơ.
M
dn
(T
dn
) - mô men danh nghĩa của động cơ.
Theo bảng số liệu trên ta có:
M
k
/M
dn
= 2,0
Căn cứ vào lược đồ tải trọng đã cho trong đề bài, ta có:
M
mm
/M = 1,5

dc ht
P
n
η
. 1,5 (I - 6)
M
maxqtđc
=
9550.2,41
1445.0,81
. 1,5 = 29,49 Nm
Theo số liệu của động cơ đã chọn, có: [M
dc
] = 32,10Nm
Vậy : [M
dc
] =32,10 Nm ≥ M
maxqtđc
=29,49 Nm.
I-2 Phân phối tỉ số truyền
Để phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền, phải tính tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống.

u
Σ
=
dc
bt
n
n
=

Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
u
k
- tỉ số truyền của khớp nối.
do u
k
= 1 ⇒ u
ng
= u
x
. u
đ
u
x
- tỉ số truyền của bộ truyền xích.
u
đ
- tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Theo bảng 2.4 - tr21 TTTKHDĐCK tập 1, ta có u
x
= 2…5 ; u
đ
= 3…5.
Chọn u
x
= 3 ; u
đ
= 3
⇒ u

I-3 Xác định các thông số động học và lực tác dụng lên các trục
Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải
1. Tính toán tốc độ quay của các trục
- Trục động cơ: n
đc
= 1445 vòng/phút
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
- Trục I: n
I
=
k
dc
u
n
=
1
1445
= 1445 vòng/phút
- Trục II:n
II
=
d
I
u
n
=

, P
III
, P
IV
có kết quả như sau:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:
P
dc
= P
lv
dc
= 2,97 Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
P
I
= P
dc
.
k
η
= 2,97. 1 = 2,97Kw
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
P
II
= P
I
.
d
η
.

I
, M
II
, M
III
, M
IV
ta có kết quả sau:
- Trục động cơ:
M
dc
= 9,55.
dc
dc
lv
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,97
1445
= 19628 Nmm
- Trục I:
M
I
= 9,55.
I
I
n

III
III
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,65
233,7
= 108290Nmm
- Trục IV:
M
IV
= 9,55.
IV
IV
n
P.10
6
= 9,55.
6
10 .2,41
77,9
= 295449 Nmm
Thông số

Trục
Tỉ số
truyền
Tốc độ quay

= 5,5 Kw ; u
d
= 4
Căn cứ vào Hình 4.1 - Chọn loại tiết diện đai hình thang và do không có yêu cầu đặc
biệt nào nên ta chọn loại đai hình thang bình thường loại A trong bảng 4.13. Các thông
số của đai hình thang - tr59 TTTKHDĐCK tập 1. Theo đó, thông số kích thước cơ bản
của đai được cho trong bảng sau:
Loại đai Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích
A(mm
2
)
d
1
(mm)
b
t
b h y
0
Thang, A 11 13 8 2,8 81 100
Hình vẽ dưới đây thể hiện kích thước mặt cắt ngang của dây đai:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
13
11
8
2,8
40

d
. (1 -
ε
) (II - 2)
ta có: d
2
= 100. 4. (1 - 0,02) = 392 (mm)
II. I. 3. Chọn đường kính đai tiêu chuẩn
Theo bảng 4.21 - Các thông số của bánh đai hình thang - tr63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta
chọn d
2
= 400 mm.
Tỉ số truyền thực tế là:
u
dt
=
)1(
1
2
ε
−d
d
(II -3)
u
dt
=
)02,01(100
400
−
= 4,08

dd +
π
+
sb
a
dd
.4
)(
2
12
−
(II - 5)
l
sb
= 2022,5 (mm)
Theo bảng 4. 13 - tr59 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn l = 2000 mm.
Số vòng chạy của đai:
i = v/l (II - 6)
i = 7,56/2 = 3,78 (1/s)
vậy i = 3,78 <i
max
= 10
- Khoảng cách trục theo chiều dài tiêu chuẩn:

a = (
λ
+
2
8∆−
λ

Kiểm tra điều kiện khoảng cách trục cần thỏa mãn:
0,55(d
1
+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2(d
1
+ d
2
) (II - 9)
Ta có: 0,55(d
1
+ d
2
) +h = 283 mm
2(d
1
+ d
2
) = 1000 mm
Vậy thỏa mãn điều kiện khoảng cách trục.
Tính góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ theo công thức:
α
1
= 180
o
-
a

0
(II -11)
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Trong đó:
- P
cd
- Công suất trên trục bánh đai chủ động P
I
= 4,837 Kw ;
O Tra các bảng hệ số, chọn các hệ số:
+ K
đ
- Hệ số tải trọng ứng với trường hợp tải dao động nhẹ, tải trọng mở máy đến
150% tải trọng danh nghĩa. (Bảng 4. 7 - tr 55 - TTTKHDĐCK tập 1), ta chọn K
đ
=1,1 ;
+ [P
0
] - Công suất cho phép, tra bảng 4. 19 - tr 62 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có
[P
0
] = 1,85 Kw ;
+ C
α
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, với
P
I
/[P
0
] = 4,837/1,85 =2,6 ,tra bảng 4. 18 - tr 61 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:C
z
= 0,95
Thay các giá trị trên vào công thức (II -11), ta được:

z =
95,0.14,1.04,1.9273,0.85,1
1,1.837,4
= 2,86 (đai)
Ta chọn z = 3 (đai).
II. I. 5. Xác định chiều rộng bánh đai
Chiều rộng của bánh đai được xác định theo công thức:
B = (z - 1)t + 2e (II - 12)
Tra bảng 4. 21 - tr 63 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
t = 15 mm ; e = 10 mm ; h
0
= 3,3mm
Vậy: B = 50 mm
Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức:
d
a
= d + 2h
0
(II - 13)
⇒ - Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ là:

Với q
m
- Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4. 22 - tr 64 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q
m
= 0,105 kg/m.
⇒ F
v
= 6 (N)
- Xác định lực căng ban đầu:
áp dụng công thức tính lực căng trên 1 đai:

F
0
=
zCv
KP
dI

780
α
+ F
v
(II -15)
⇒ F
0
= 197,33 (N)
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức:
F
r

n
1
1
29,06
0
Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền đai làm việc.
Bảng thông số của bộ truyền đai:
Khoảng cách trục a 588,38 mm
Góc ôm α
1
150,94
o
Đường kính bánh đai nhỏ 100 mm
Đường kính bánh đai lớn 400 mm
Bề rộng của bánh đai B 50 mm
Bề rộng của dây đai b 13 mm
II. I. 7. Tính ứng suất trong dây đai và tuổi thọ của dây đai
II. II. Thiết kế bộ truyền xích
II. II. 1. Chọn loại xích
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn
một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.
II. II. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọn số răng đĩa xích
Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z

P
t
= P. k. k
z
. k
n
≤ [P] (II -19)
Trong đó: P
t
- Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 4,323 (Kw);
Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n
01
= 200 vòng/phút, bước xích
p = 38,1 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: [P] = 34,8 (Kw);
k
z
- Hệ số răng ; k
z
=
1
01
z
z
=
22
25
= 1,136
k
n

= 1 (do đường nối tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 25
o
<60
o
);
k
a
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;
với a = (30…40)p, ta có: k
a
= 1;
k
đc
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị
trí trục không điều chỉnh được, ta có: k
đc
= 1,25;
k
bt
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm
việc có bụi, chất lượng bôI trơn bình thường), ta chọn: k
bt
= 1,3;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta
chọn: k
đ
= 1,2;

+
2
21
zz +
+
a
pzz
2
2
12
4
.)(
π
−
(II -21)
⇒ x =
1,38
1524.2
+
2
7722 +
+
1524.14,3.4
1,38.)2277(
2
2
−
= 131,42
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c

zz
zzxzzx
cc
(II -22)
Theo đó, ta tính được:
a
∗
= 0,25.38,1
( )
















−
−+−++−
2
2
14,3

trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:
s =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥ [s] (II -24)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có:
Q = 127 kN = 127000 N;
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - TTTKHDĐCK tập 1,
ta có: q = 5,5 kg;
k
đ
- Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - TTTKHDĐCK tập 1, với
trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn k
đ
= 1,2;
v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z
1
:
v =
3
1

2
(II -27)
⇒ F
v
= 5,5. (1,364)
2
= 10,23 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (II -28)
Trong đó k
f
là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1530 = 22,95 (mm);
k
f
= 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40
o

so với phương
nằm ngang;
⇒ F
0
= 9,81. 4. 5,5. 1,530 = 330,2 (N)
Từ đó, ta tính được: s =

p
π
=








22
180
sin
1,38
o
= 267,72 (mm) Ta lấy d
1
= 267 (mm)
d
2
=









a2
:
d
a1
= p[0,5 + cotg(π/z
1
)] = 38,1. [0,5 + cotg(180
o
/22)] =
d
a2
= p[0,5 + cotg(π/z
2
)] = 38,1. [0,5 + cotg(180
o
/77)] =
• Đường kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
d
f1
= d
1
- 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:
r = 0,5025.d
l
+ 0,05 (II -29)
với d

Trong đó: [σ
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - TTTKHDĐCK tập
1;
F
t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 3169,35 (N)
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10
-7
. n
III
. p
3
. m (II -31)
⇒ F
vd1
= 13. 10
-7
. 97,635. (38,1)
3
. 1 = 7,02 (N)
k
d

Mpa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm
2
, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK
tập 1, ta có: A = 395 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
- ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
( )
1.395
10.1,2.02,72,1.35,3169456,0
5
+
= 451,72 (Mpa)
- ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2

H2
= 313,55 MPa < [σ
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là
tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z
2
= 77 > 50 và vận tốc xích v = 1,364 m/s < 3 m/s)
đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích.
f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
Lực căng trên bánh xích chủ động F
1
và trên bánh xích bị động F
2
:
F
1
= F
t
+ F
2
; F
2
= F
0
+ F
v
(II -32)
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0

= 1,15. 3169,35 = 3644,75 (N) ≈ 3645 (N)
Bảng thông số của bộ truyền xích:
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a = 1530 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 22
Số răng đĩa bị động z
2
= 77
Tỷ số truyền u
xích
= 3,5
Số mắt của dây xích x = 132
Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 267 mm
Bị động: d
2
= 934 mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
=
Bị động: d
a2
=
Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: d
f1
= 245 mm
Bị động: d

+ Giới hạn bền: σ
b1
= 850 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σ
ch1
= 580 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB
1
= 250.
• Bánh răng lớn (bánh răng 2) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn : HB = (192…240) ;
+ Giới hạn bền : σ
b2
= 750 Mpa ;
+ Giới hạn chảy : σ
ch2
= 450 Mpa ;
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB
2
= 240.
II. III. 2 Xác định ứng suất cho phép
- ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo
công thức sau:
[σ
H

.K
xF
.K
FC
.K
FL
(II - 35)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;
Z
v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ
K
xF

S
KK
lim
0
σ
(II - 35a)
Trong đó:
σ
lim
0
H
và σ
lim
0
F
lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với thép
45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

σ
lim
0
H
= 2HB + 70 ; S
H
= 1,1 ;
σ
lim
0
F

σ
2lim
0
F
= 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;
K
FC
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K
FC
= 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một
chiều) ;
K
HL
, K
FL
- 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 các công thức:
K
HL
=
H
m
HE
HO
N
N
(II - 36)

K
FL

= 30.H
4,2
HB
(II - 38)
⇒ N
HO1
= 30. 250
2,4
= 17067789
N
HO2
= 30. 240
2,4

= 15474913
N
FO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
FO
= 4. 10
6
đối với tất cả các loại thép;
N
HE
, N
FE
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng
thay đổi nhiều bậc:
N

- Mô men xoắn ở chế độ thứ i;
M
max
- Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng.
Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):
c = 1; n
II
= 361,25 vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
III
= 97,635 vòng/phút.

⇒ N
HE1
= 60. 1. 361,25. 24000.[(1)
3
.0,25 + (0,8)
3
. 0,5 + (0,3)
3
. 0,25]
= 266732550
N
HE2
= 60. 1. 97,635. 24000.[(1)
3

, N
HE2
> N
HO2
;

N
FE1
> N
FO!
, N
FE2
> N
FO2
.
⇒ K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế

75,1
1.1.432
= 246,857 Mpa.
Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ
hơn trong hai giá trị tính toán của [σ
H
]
1
và [σ
H
]
2
.
⇒ [σ
H
] = 500 Mpa.
+ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức:
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
(II – 41)
[σ
F
]
max
= 0,8σ
ch

1
2
+u
.
3
2
1
].[.)1(
Hbebe
H
uKK
KT
σ
β
−
(II – 43)
Trong đó:
K
R
= 0,5K
d
- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với
truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, K
d
= 100 Mpa
1/3

⇒ K
R
= 0,5. 100 = 50 Mpa

Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ
Tr ng HSPKT H ng Yên án c s thi t k máyườ Đ ư Đồ ơ ở ế ế
Khoa : C Khíơ

be
be
K
uK
−2
.
=
25,02
7,3.25,0
−
= 0,53
Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn K
H
β
= 1,13; ⇒ R
e
= 50.
)
(
17,3
2

KT
σ
β
−
(II – 44)
hay: d
e1
=
1
2
2
+u
R
e
(II -45)
⇒ d
e1
=
17,3
67,176.2
2
+
= 92,19 (mm)
Theo bảng 6. 22 - tr 114 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có z
1p
= 17 với HB ≤ 350; ta tính z
1
theo
công thức: z
1

27
67,80
=2,99 (mm)
• Xác định mô đun của bánh răng:
Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức:
m
te
=
be
tm
K
m
.5,01−
(II - 48)
⇒ m
te
=
25,0.5,01
99,2
−
= 3,42 (mm)
Theo bảng 6. 8 tr - 99 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn m
te
= 3,5 (mm)
Từ mô đun m
te
tiêu chuẩn, ta tính lại z
1
và m
tm

2
= 100 (răng)
Tính tỉ số truyền thực tế:
u
m
=
1
2
z
z
=
27
100
= 3,7
• Tính góc côn chia:
Góc côn chia của hai bánh răng được xác định theo công thức:

1
δ
= arctg








2
1

o
= 74,89
o
= 74
o
53
’
24
”
Chiều dài côn ngoài thực:
R
c
= 0,5m
te
.
2
2
2
1
zz +
= 0,5. 3,5.
22
10027 +
= 181,27 (mm)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

σ
H
= Z

H
- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6. 12 - tr -
TTTKHDĐCK tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: x
t
= x
1
+ x
2
= 0 ⇒ Z
H
= 1,76;
Z
ε
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng, do
β = 0 ⇒ hệ số trùng khớp dọc: ε
β
= 0, theo đó:
Z
ε
=
3
4
α
ε
−
(II -50)
Trong đó: ε
α
- Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:
ε

1
2,388,1
















+−
cos0 = 1,729
Thay số vào công thức (II -32), ta tính được:
Gi ng viên h ng d n: PGS.TS NGÔ V N QUY Tả ướ ẫ Ă Ế
Sinh viên: TR N C M NHẦ ĐỨ Ạ
L p : LK6 ớ Đ