CHƯƠNG 5

CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
5.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền :
5.1.1 Tính toán công suất trên trục thứ cấp của hộp số:
Công suất cần thiết trên trục thứ cấp của hộp số
P = P1 + P2 + P3
Trong đó P1, P2, P3 lần lượt là :
P1: công suất cung cấp cho bánh xe di chuyển
Ta có: đường kính bánh xe dbx = 680 mm = 0,68 m
Lực để kéo xe di chuyển phải thắng lực ma sát do trong lượng của xe tạo ra trên mặt
ruộng
F= Ft =.N = 0,4.4000 = 16000 (N)
Trong đó: : hệ số ma sát giữa sắt thép với đất ruộng (0,2 – 0,6)
N: trọng lượng của xe.
Công suất trên trục bánh xe
Khi xe làm việc với vận tốc 0,5 m/s: Pmin = = = 0,8 (kW)
Khi xe làm việc với vận tốc 0,7 m/s: Pmax = = = 1,12 (kW)
P1 =

= = 1,27 (kW)

Với = .= 0,9.=0,882
P2: công suất cung cấp cho cụm tay cấy
P2 =

= = 0,584 (kW)

Với = ..= 0,9. = 0,75
P3: công suất cung cấp cho bộ phận cấp mạ



Mô men xoắn cực đại

7.3 N.m(0.74 kgf.m, 1.2 lbf.ft)/2,500 v/p

Dung tích bình nhiên liệu

2.0 lít

Chiều quay trục PTO

Ngược chiều kim đồng hồ ( nhìn từ phía trục PTO

Kích thước phủ bì

97 x 341 x 348 mm

b. Phân phối tỷ số truyền:
Tùy thuộc vào đặc tính sử dụng của máy mà lựa chọn tỷ số truyền thích hợp
-

Sử dụng bánh lốp di chuyển trên đường trải nhựa chọn Vmax = 1,3 m/s (4,68 km/h)
Sử dụng bánh sắt để cấy trên ruộng tốc độ thấp nhất Vmin = 0,5 m/s
Số vòng quay của trục bánh xe

n=
nmin = 14 (vòng/phút)
nmax = 36,53 (vòng/phút)
Khoảng tỷ số truyền



= = =
= = =
Vậy hộp số cấy là hộp tăng tốc với tỷ số truyền của từng số là

i1 = 8,9
i2 = 5,6
+ Xét vận tốc di chuyển của xe khi cấy ở tốc độ v = 0,7 m/s
Ta có: nbx = 19,67 vòng/phút
Với khoảng cách cấy là 100 mm ntc = 7 vòng/s = 420 vòng/phút

imin = =
Với khoảng cách cấy là 160 mm ntc = 4,375 vòng/s = 262,6 vòng/phút

imax = =
Vì i = ix.ih

Suy ra: ih =

Suy ra: khoảng tỷ số truyền của hộp số cấy:

= =
= =
Vậy hộp số cấy là hộp tăng tốc với tỷ số truyền của từng số là
Trang 3


CHƯƠNG 5

i1 = 8,9

Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết
Không gây va đập đầu răng khi gài số, các bánh răng ăn khớp có tuổi thọ cao
Hiệu suất truyền lực cao
Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền và độ tin cậy cao

b.Trình tự tính toán thiết kế hộp số:
-

*Chọn số cấp và tỷ số truyền các cấp số:
Khoảng tỷ số truyền D

D= = = 2,61
imax: số truyền cao nhất
imin: số truyền thấp nhất
-

Chọn số cấp
Qtb = 1,4 (NG=Ne/G= 3,5/0,4 = 8,7 < 10 mã lực/tấn)
Trang 4


CHƯƠNG 5

Từ giá trị D và qtb có thể xác định số cấp m cần thiết:
D=

m = = = 3,78
qtb =
Trị số m làm tròn đến số nguyên m’ = 4.
Tính qtb điều chỉnh: = = 1,36

Suy ra: ia = = = 2,42
=
Suy ra: = 18.2,24 = 43,56. Chọn = 45
Tính lại ia: ia= = 2,5
Tính lại A:
A = = 81,84
Suy ra: tỷ số truyền của các cặp bánh răng ở số 1,2,3,4 và số lùi

i1 = = 3,96
i2 = = 2,96
i3 = = 2,14
i4 = = 1,56
il = = 1,42
Tính số răng các bánh răng trên trục thứ cấp:

Z1 = = 12,7. Chọn: Z1 = 14.
Tương tự: Z2 = 16,11
Chọn: Z2 = 17.
Z3 = 29,44
Chọn: Z3 = 30.
Z4 = 40,38
Chọn: Z4 = 41.
Suy ra:
= 55,44.
Chọn: = 56
= 49,47.
Chọn: = 50
= 64,2.
Chọn: = 65
= 58,22.


PO = P lv .ηđ.ηo = 2,6.0,95 . 0,99 = 2,45(kW)
PI = PO.ηbr.ηo = 2,45 . 0,96 . 0,99 = 2,32 (kW)
PII = PI.ηbr.ηo = 2,32 . 0,96 . 0,99 = 2,21 (kW)
PII = PA + PB = 1,18+1,03
Công suất truyền cho trục bánh xe PA
PIII = PII. ηx.ηo = 1,18. 0,9 . 0,99 = 1,12 (kW)
Công suất truyền cho cụm vít xoắn và tay cấy PB
PIV = PB.ηbr.ηo = 1,03. 0,96 . 0,99 = 0,98 (kW)
PV = PIV.ηbr.ηo = 0,98. 0,96 . 0,99 = 0,93 (kW)
PVI = PV.ηbr.ηo = 0,93. 0,96 . 0,99 = 0,88 (kW)
PVII = PVI.ηbr.ηo = 0,84. 0,96 . 0,99 = 0,84 (kW)
PVII = PTV + PTC = 0,62 + 0,22
Trang 7


CHƯƠNG 5

PVIII = PIII.ηx.ηo = 0,62. 0,96 . 0,99 = 0,59 (kW)
PIX = .ηx.ηo =. 0,9 . 0,99 = 0,065 (kW)
Tính momen xoắn trên các trục :

Ti =
Áp dụng công thức :

9,55.10 6.Pi
ni

Tđc = = 24 830 (N.mm)
To = = 70 193 (N.mm)

24 830

2,45

70 193

2,32

166 187

2,21

626 834

1,12

764 000

3
Trục O

333,33
2,5

Trục I

133,32
3,96

Trục II

2,21

626 834

0,98

277 963

0,93

263 781

0,88

44 572

0,84

42 546

0,59

59 763

0,065

3 292

1
Trục IV



CHƯƠNG 5

5.3 Bộ truyền đai:
5.3.1 Chọn loại đai và tiết diện đai:
 Với Pct = 2,6(kW), nđc = 3600(vg/ph) và do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn

đai thang, đai thường loại A.
 Tra bảng 4.13/59 ta có diện tích tiết diện đai: A = 81 (mm2)

Hình 5.2 Tiết diện đai
5.3.2 Xác định các thông số của bộ truyền:
 Đường kính bánh đai nhỏ d1 được chọn theo tiết diện đai.









Tra bảng 4.13/59: d1 = 100-200 (mm), ta chọn d1 = 125 (mm).
⇒ vận tốc đai: v = = = 23,55 (m/s)
V=23,55 (m/s) < 25 (m/s) nên ta chọn đai thang thường là hợp lý.
Đường kính bánh lớn: d2 = = = 382,65
(Với =3, = 0,02)
⇒Ta chọn d2 = 355 (mm)
Tỷ số truyền thực: = = = 2,89

Cu_hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, bảng 4.17/61⇒Cu= 1,14
⇒z = 2,6.1,25/(3,26.0,89.1.1,14.0,9) = 1,09
Chọn z = 1
 Chiều rộng bánh đai:

B = (z – 1)t + 2e
Tra bảng 4.21/63⇒ t= 15 (mm)
ho = 3,3 (mm)
e = 10 (mm)
⇒B = (1– 1).15 + 2.10 = 20 (mm)
 Đường kính ngoài của bánh đai:

da = d + 2.ho (lấy φ = 40o, d = 450 mm)
= 450 + 2.3,3
= 456,6 (mm)
5.3.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
 Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức:

Fo = 780.P1.Kđ./(v. C.z) + Fv
Trong đó: Fv_lực căng do lực ly tâm sinh ra.
Fv = qm.v2
qm_khối lượng 1 mét chiều dài đai, bảng 4.22⇒ qm=0,105 (kg/m)
⇒ Fv = 0,105. 23,55 2 =58,23 (N)
⇒ Fo = 780.2,6.1,25/(23,55.0,89.1) + 58,23= 179,17 (N)
 Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.Fo.z.sin(1/2)
= 2. 179,17.1.sin(143,07/2)
Trang 11


b. 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.
Ptx = P.k.kZ.kn ≤[P].

(1)

Trong đó:
Ptx, P, [P]: Lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền (P=P II), công suất cho
phép.
kZ: Hệ số số răng.
Trang 12


CHƯƠNG 5

Z 01
kZ = Z 1 ,
Z01:bước xích tiêu chuẩn của bộ truyền xích có số răng đĩa nhỏ, Z 01= 25.

25
= 0,926
27
→ kZ =

n01
kn: Hệ số số vòng quay. kn = n1
Vì số vòng quay đĩa nhỏ n1=nx=33,67(v/ph), nên ta chọn n01 = 50(v/ph).
→ kn

= = 1,485

B=27,46(mm) ( Chiều dài ống xích)
Ptx = 3,55 (KW) < [P] = 5,83 (KW).
Thoả mãn điều kiện (1)
Theo bảng 5.8[I]/83 với n1 = 33,67 < 300(v/phút).
p = p max = 50,8(mm), với pmax là bước xích lớn nhất cho phép.
 Thoả mãn điều kiện va đập đối với bộ truyền
c. Khoảng cách truc và số mắt xích:
Khoảng cách trục nhỏ nhất giới hạn bởi khe hở nhỏ nhất cho phép giữa các đĩa xích
a=(30÷50)p mm, hệ số nhỏ dùng khi u = 1..2. hệ số lớn dùng khi u = 6…7
Mặt khác để tránh lực căng quá lớn do trọng lượng bản thân xích gây nên, khoảng cách trục
không nên quá lớn a ≤ amax = 80.p.
Khi thiết kế sơ bộ chọn: a = 40p .Vậy a = 40p = 40.31,75 = 1270 (mm).
Từ khoảng cách trục a = 1270.(mm). Ta xác định được số mắt xích x:
2
2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) . p 2.1170 27 + 45 ( 45 − 27 ) .50,8
x=
+
+
=
+
+
= 116 ,01
p
2
31,75
2
4Π 2 a
4.3,14 2.1270
2


.(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 = 31,75mm. ta có: [i] = 25.
Vậy i = 1,65 < [i] = 25.

=> thoả mãn

d. 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:

s=
Theo công thức :

Q
≥ [S]
k d .Ft + F0 + FV
.

Trong đó:
Q: Tải trọng phá hỏng, tra theo bảng 52[I].(với p=31,75mm)
Q = 88,5kN = 88,5.103(N), khối lượng một mét xích: q = 3,8
Kd : hệ số tải trọng động

Kd = 1,7( Chế độ tải trọng trung bình)

Px
Ft: Lực vòng, Ft = 1000. V .

d1 =

P
π 
Sin  
 z1 

và d2 =

P
π 
Sin  
 z2 

31,75
= 273,48( mm)
 180 
Sin 

27


→ d1 =

→ d2 = = 657,17 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1,2:


 π 


A.k kd

Trong đó: [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép MPa.Tra bảng 5.11[I]/86
=>[σH] =500…600 MPa
Chọn vật liệu làm đĩa xích 1 là thép 45 tôi cải thiện, đạt độ cứng HB210 đảm bảo được độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. →[σH] = 600MPa.
kr: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z.
Với Z1 = 27

=> kr1 = 0,42

FVd1: Lực va đập trên m dây xích
FVd1 = 13.10-7.nx.p3.m
Với

n1 = 106,86(v/phut)
P = 31,75 mm
m:số dãy xích m = 1

→ FVd1 = 13.10-7. 106,86. 31,753.1 = 4,45 (N)
Ft: Lực vòng = 3267,97 (N).
kd: Hệ số tải trọng động, tra bảng 5.6[I]/82 ta lấy kd = 1,2.
A: Diện tích chiếu của mặt tựa bản lề, tra bảng 5.12[I]/87 ta được
A = 262 (mm2).
Kkd: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kkd = 1 vì có 1 dãy.

2 E1 E 2
E + E 2 , Môđun đàn hồi MPa.
E= 1
E1,E2: Mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.

0,26.( 3267,97.1,2 + 4,45).2,1.10 5
= 0,47.
= 425,12( MPa)
262.1

Ta thấy δH2=425,12< [δH2]=500MPa => Thoả mãn điều kiện.
f. Xác định lực tác dụng lên trục:
Xác định theo công thức 5.20[I]/92:
6.10 7.k x .P
Fr = kx.Ft = Z . p.n

Kx: Hệ số kể đến trọng lượng xích. Lấy kx = 1,15. Vì đây là bộ truyền nghiêng một
góc < 400.
→ Fr = 1,15.3267,97 = 3758,16 (N).
g. Thông số kích thước bộ truyền xích:
- Số răng đĩa xích 1 và 2: Z1 = 27, Z2 = 65 (răng).
- Tỉ số truyền thực: Ux = 2,4.
- Bước răng: p=31,75(mm).
- Khoảng cách hai trục a = 1261 (mm).
- Số mắt xích x = 116 (mắt).
- Đường kính vòng chia của đĩa xích 1 và 2: d1 = 273,48(mm),
d 2 = 657,17(mm).
- Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích 1 và 2: da1 = 287,51(mm),
da2 = 672,28(mm).
Trang 18


CHƯƠNG 5

- Đường kính vòng chân của đĩa xích 1 và 2: df1 = 254,24(mm),

p=

= = 13,33 ÷ 8 (mm)

Tra theo bảng 5.2 (sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí –Tập một)
Có thể chọn các giá trị của bước xích : p = 8 ;p=9,525 hoặc p = 12,7 (mm)
Ta chọn bước xích p = 12,7 mm
Định hệ số điều kiện sử dụng.

K=kđ.kA.k0.kđc.kb.kc
Trang 19


CHƯƠNG 5

Với kđ=1,2 :hệ số xét đến tính chất tải trọng,ở đây là tải trọng va đập nhẹ.
kA=1 :hệ số chiều dài xích. a=(30-50)p
k0=1:hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.giả sử đường nối 2 tâm đĩa xích làm với đường
nằm nganh góc nhỏ hơn 60 độ
kđc=1,25 :hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích,ở đây lực căng xích không thể
điều chỉnh.
kb=1,5:hệ số xét đến điều kiện bôi trơn,ở đây chọn điều kiênh bôi trơn định kì.
kc= 1:hệ số xét đến chế độ làm việc (1ca /ngày)
 K=2,25

Hệ số răng đĩa xích dẫn:kz= = = 1,92
(Trong đó Z01 là số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở-chọn bằng 25)
-Hệ số vòng quay đĩa dẫn
Kn= = = 1,3
(n01 là số vòng quay của đĩa dẫn của bộ truyền xích cơ sở,chọn n01= 400 v/ph)


(mm)

(mm)

(mm)

(mm)

(mm)

(kN)

(kg)

12,7

3,3

3,66

7,75

-

10

12

9


dc1 = dc2= = 53 mm
f. Các lực tác dụng lên trục:
R= = 101.69N
Với kt = 1,15 là hệ số xét đến tác dụng cả trọng lượng xích lên trục.Ở đây bộ truyền nằm
ngang.

Trang 21


CHƯƠNG 5

g. Kiểm nghiệm xích theo độ bền:
-Ta xét hệ số an toàn;

S= [S]
Q=9 k N = 9000N
Kt = 1,05

Ft= = 90N
 S=

= 95 N > [S]=8,5

Vậy điều kiện an toàn được đảm bảo .
5.6 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
5.6.1 Chọn vật liệu :
-Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế.Ở đây ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng,
dựa vào bảng (6.1) ta được :
-Bánh nhỏ :Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241..285,бb1 = 850Mpa , бch1=580 Mpa.

=30
=30
là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

= 4.106
, là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

= = 60.c.n1.t = 60.1.300.26280 = 47304.104
= =60.c.n2.t = 60.1.150.26280 = 23652.104
Với c=1 là số làn ăn khớp trong 1 vòng quay
tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét
moment

xoắn bánh răng đang xét

Bộ truyền quay 1 chiều nên
[

=

[

=

Ứng suất cho phép khi quá tải :

Trang 23


CHƯƠNG 5



CHƯƠNG 5
-

Góc ăn khớp : cos Zt..m.cos20/(2.) =138.2,5.cos20/(2.170)=0,9535

= 17,5
5.6.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thõa mãn điều kiện sau:
-Theo 6.33
Trong đó : là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp ,tra bảng 6.5 ta được
hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc:
là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở
là hệ số xét đến sự trùng khớp của răng xác định như sau :

Nên với là hệ số trùng khớp ngang có thể tính gần đúng theo công thức sau :

0,863
KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

=1_ là hệ số kể đến sự phân bố đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (với bánh
răng thẳng).

Tra bảng 6.13 ta suy ra cấp chính xác của răng là 9 .
hệ số kể đến tải trọng động xuất trong vùng ăn khớp :

Với

Trang 25