TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ TÀI
Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải
Giáo viên hướng dẫn :
Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC 10340421
:HỒ TIẾN ĐẠT 10332341

Trang: - 1 -
MỤC LỤC
NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN 2
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4
PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8
II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
8
II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
13
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17
A. THIẾT KẾ TRỤC 17
B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29
PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32
PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37
PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN
VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38
PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP


Gồm:
1. Động cơ điện
2. Nối trục
3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền xích
2. Số liệu ban đầu:
a. Công suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW).
b. Số vóng quay của trục công tác (n): 55 (vòng/phút).
c. Số năm làm việc (a): 6 (năm).
3. Đặc diểm của tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều.
1. Ghi chú:
Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ.
A. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:
1. Một bản thuyết minh về tính toán.
2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A
0
).
SVTH :
GVHD :
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Trang: - 4 -
I.Chọn động cơ điện:
- Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác:
t
P
=7 (kW).
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:
η

=
η
1.0,97.0,995
4
.0,97
3
= 0.89 =>
7
7,865
0,89
t
ct
P
P
η
= = =
(kW).
- Ta cần chọn động cơ có P
đm
P
ct
= 7,865(kW).
- Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ K160M8 có: P
đm
= 11(kW).
n
đc
= 1450 (vòng/phút).
II. Phân phối tỷ số truyền:
a. Tỷ số truyền: U =

x
U
U
U
= = =
Mà U
h
= U
n
.U
c
( với U
n
= 1,2U
c
).
=> U
h
=1,2
2
c
U
= 13,15 => U
c
= 3,31. => U
n
= 13,15/ U
c
= 3,97
b. Công suất trên các trục:

II
I
br ol
P
P kW
η η
= = =
c. Vòng quay trên các trục:
Trục3: = . =55.2=110 (vòng/phút).
Trục 2: n
2
= .
U
C
= 110.3,31 =364,1 (vòng/phút).
Trục 1: n
1
= n
2
.
U
N
=364,1.3,97= 1445,5(vòng/phút).
Bảng số liệu:
Thông số Động cơ I II III IV
U U
nt
= 1
U
n

= 25.2= 50 < z
max
= 120.
- Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: P
t
= P
3
.k.k
z
.k
n
Trong đó:
+ k
z
= 25/z
1
= 25/25= 1 : hệ số bánh răng.
Chọn n
01
= 200 (vg/ph) => k
n
= n
01
/n
3
= 200/110= 1,8 : hệ số số vòng quay.
+ Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k
0
.k
a

c
= 1,12 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca).
=> k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7
+ P
3
= 7,3 (kW) : công suất bộ truyền xích.
Như vậy:
P
t
= 7,3.2,71,8.1 = 36,45 (kW).
Theo bảng 5.5 với n
01
= 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích.
Trang: - 7 -
p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
< [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng
thời theo bảng 5.8, p < p
max
- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm).
Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:
a
pzzzz
p
a
x
.4
.)(
2
2

0,25.25,4.{128 0,5(50 25) [128 0,5(50 25)] 2[(50 25) / 3,14)] }
1076( )
c c
a p X Z Z X Z Z Z Z
a
a mm
π
= − + + − + − +
= − + + − + − +
=
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng:
a∆
= 0,003.a
*
= 0,003.1076 3(mm) do đó a = 1076 – 3 = 1073 (mm)
- Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14)
i = z
1
.n
3
/(15.x
c
) =25.110/(15.128) = 1,43 < [i] = 30 ( bảng 5.9)
III. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
- Theo công thức (5.15):
vtđ
FFFk
Q
s
++

2
= 2,6.1,16
2
= 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra.
Trang: - 8 -
F
0
= 9,81.k
f
.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra.
Với k
f
= 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc >
60
0
)
=> F
0
= 9,81.1.2,6.0,54 = 13,76 (N).
- Do đó:
56700
18,77
1,7.4290 13,76 3,5
s
= =
+ +
- Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo
đủ bền.
IV. Đường kính đĩa xích :
- Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :

a2
= p[0.5 + cotg( Z
2
)] = 25,4[0,5 + cotg(180/50) =422,03 (mm).
d
f1
= d
1
– 2r = 205,66 – 2.0,83 = 217,13 (mm).
d
f2
= d
2
– 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm).
Với r = 0,5025.d
1
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với d
l
= 15,88 (mm).
(xem bảng 5.2).
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4.
-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:
][./) (47,0
HdvđđtrH
kAEFkFk
σσ
≤+=
Trong đó:
K
r

F
vđ
= 13.10
-7
.110.25,4
3
.1

= 2,343 (N).
E = 2,1.10
5
Mpa : Môđun đàn hồi.
A = 180 (mm
2
) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12).
- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

5
1
0,42.(4290.1,2 2,343).2,1.10
0.47
180.1
H
σ
+
=
= 519,15 (Mpa)
- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.
5
2

t
= 1.4290 = 4290 (N).
Với k
x
= 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc >
60
0
).
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP
GIẢM TỐC.
I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Trang: - 10 -
-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241
÷
285, có
1b
σ
= 850 MPa,
1ch
σ
= 580 MPa.
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192
÷
240 , có
2b
σ

75,1
=
F
S
: hệ số an toàn khi tính về uốn.
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 245, độ rắn bánh lớn HB
2
= 230.
56070245.2702
11lim
=+=+=
HB
H
σ
(MPa).
441245.8,1
1lim
0
==
F
σ
(MPa).
53070230.2702
22lim
=+=+=
HB
H
σ

HO
N
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
- Theo công thức ( 6.7) ta có :
+ N
HE
= 60c
∑
( T
i
/ T
max
)
3
.n
i
t
i
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
+ Trong đó: T
i
, n
i
, t
i
: lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
+ N
HE2
= 60c.n

N
HE2
> N
HO2
do đó K
HL2
= 1.
- Tương tự ta cũng có N
HE1
> N
HO1
do đó

K
HL1
= 1. Với K
HL
: hệ số tuổi thọ.
- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:
[
H
σ
] =
0
Him
σ
H
HL
S
K

S
K
2
=
1,1
1.530
= 481,8 (MPa).
- Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12)
[
H
σ
] =
2
][][
21 HH
σσ
+
=
2
8,481509 +
= 495,4 (MPa).
- Với cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra N
HE
> N
HO
nên K
HL
= 1, do đó
[
H

6
n
i
T
i
Với m
F
= 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350.
=>
N
FE2
= 60.1.

22,2
23,225
.18000(1
6
.0,7 + 0,8
6
.0,3) =9,35.10
7
.
Ta thấy N
FE2
=9,35.10
7
> N
F0
= 4.10
6

σ
] =
0
2limF
σ
. K
FC
. K
FL2
/ S
F
= 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa).
- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có
[
H
σ
]
max
= 2,8
2ch
σ
= 2,8.450 = 1260 (MPa).
Trang: - 12 -
P'
1
P
1
P
n
P'

T
T Nmm
= =
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
[ ]
'
3
1
2
.
( 1)
. .
I H
w a n
H n ba
T K
a K u
u
β
σ ψ
= +
- Trong đó:
+ K
a
= 43.
+ Ta có
ba
ψ
= 0,3 =>
0,5. ( 1) 0,5.0,3.(3,97 1) 0,7455.

Trang: - 13 -
- Chọn sơ bộ
.819,0cos35
0
=⇒=
ββ
- Theo công thức 6.31:
+ Số răng bánh nhỏ:
1
1
2. .cos
2.96.0,819
21,09
( 1) 1,5(3,97 1)
w
n
a
Z
m u
β
= = =
+ +
lấy Z
1
= 21
+ Số răng bánh lớn: Z
2
= u
n
.Z

. .
. .
I H n
H M H
w n w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
+
=
- Theo bảng 6.5, Z
M
= 274 (MPa)
1/3
.
- Theo (6.35)
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
với α
t
= α
tW
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,78) =
0
25

W
=
ψ
ba
.
1w
a
= 0,3.100 = 30.
=> ε
β
= 0,3.100.sin(38,8)/(3,14.1,5) = 4,3. Do đó theo (6.38b):
ε
α
= (1,88 – 3,2(1/Z
1
+ 1/Z
2
)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/21 + 1/83)).0,78 = 1,32.
- Do ε
α
> 1nên theo (6.38)
1 1
0,87.
1,32
Z
ε
α
ε
=> = = =
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d

,
.006,0
=
F
δ
1
0
100
-Theo (6.42) . . 0,002.73.3,05 2,24( / ).
3,95
w
H H
n
a
v g v m s
u
δ
=> = = =
- Do đó theo (6.41):
1
'
. .
2,24.30.40,4
1 1 1,04.
2. . . 2.26096,5.1,07.1,13
H w w
Hv
I H H
v b d
K

v
= 0,89, với cấp chính xác động học
là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt
R
z
= 2,5 1,25
m
µ
=> Z
R
= 0,95. Với d
a
< 700 mm => K
xH
= 1, do đó theo (6.1) và
(6.1a) :
[ ] [ ]
).(86,4181.95,0.89,0.4,495 MPaKZZ
xHRvHH
===
σσ
Như vậy:
[ ]
408,43( ) 418,86( )
H H
MPa MPa
σ σ
= < =

đạt yêu cầu.

100
. . . 0,006.73.1,56. 3,43
3,95
w
F F
n
a
v g v
u
δ
= = =
trong đó theo bảng 6.15,
F
δ
= 0,006 và theo bảng 6.16 được
0
g
= 73.
- Theo công thức 6.46:
1 1
'
. .
4,7.30.40
1 1 1,06.
2. . . 2.26096,5.1,17.1,37
F w w
Fv
I F F
v b d
K

= − = − =
- Số răng tương đương:
1
1
3 3
21
44.
cos 0,78
v
Z
Z
β
= = =
2
2
3 3
83
180.
cos 0,78
v
Z
Z
β
= = =
- Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0.
- Theo bảng 6.18 ta được: Y
F1
= 3,7; Y
F2
= 3,6

R
. Y
S
. K
xF
= 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa).
- Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động
1
2.26096,5.1,7.0,76.0,72
27,87
30.40 1,5
F
σ
= =
(MPa). < [
1F
σ
] = 264,4 (MPa).
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
[ ]
).(3,248)(4,80
62,3
6,3.85,80
.
2
1
21
2
MPaMPa
Y

. 408,43( ) 1260 ( ).
H H qt H
K MPa MPa
σ σ σ
= = < =
- Ứng suất uốn cực đại:
[ ]
).(464)(5,80.
max11max1
MPaMPaK
FqtFF
=<==
σσσ
[ ]
).(360)(4,80.
max22max2
MPaMPaK
FqtFF
=<==
σσσ
6. Các thông số cơ bản của bộ truyền:
- Góc nghiêng răng:
0
38,8 .
β
=
- Khoảng cách trục: a
W1
= 100 (mm).
- Môđun: m = 1,5 (mm)

f2
= 111,25 (mm).
III. Tính toán bộ truyền cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15a) :
Trang: - 17 -

a
W2
= K
a
( u
c
+
1)
2
3
2
.
[ ] .
H
H c ba
T K
u
β
σ ψ
- Trong đó :
+
ba
ψ

- Lấy a
W2
= 200 (mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp:
- Theo (6.17) mođun: m = (0,01
÷
0,02)a
W2
= (0,01
÷
0,02).200 = 2
÷
4 (mm).
Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 3 (mm).
- Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19)
Z
1
=
2
2
2
( 1)
w
a
m u
+
=
2.200
3.(3,31 1)
+

1
2
Z
Z
=
100
30
= 3,33.
Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
[ ]
2
2
1
2. . ( 1)
. .
. .
H c
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ σ
+
= ≤
- Theo bảng 6.5 ta có Z
M

= 20
0
.
Suy ra, tanβ
b
= cosα
t
.tanβ = 0
=>
β
b
= 0.
=>
)20.2sin(
0cos.2
=
H
Z
= 1,76.
+
ε
Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Vì hệ số trùng khớp dọc: ε
β
= b
W
sinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0).


: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
*K
Hβ
= 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7
*
α
H
K
= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp. ( bánh răng thẳng)
*K
Hv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp.
1
2
. .
1
2. . .
H w w
Hv
H H

d
W1
: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
d
W1
= 2a
W
/(u
c
+1) = 2.185/(3,33+1) = 85,45 (mm).
=>
3,14.85,45.364,1
1,63 ( / )
60000
v m s
= =
Trang: - 20 -
Với v = 1,63 (m/s) theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8. Theo bảng
6.14
với cấp chính xác 9 và v < 2 (m/s).
=> V
H
= 0,006.56.4,22.

185 / 3,33
= 7,45.
+ Chiều rộng vành răng : b
W
=
ba

b u d
ε
σ
+
+
= = =
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
+ Theo (6.1) : v = 1,63 (m/s) < 5 (m/s), Z
v
= 0,85.v
0,1
= 0,85.4,22
0,1
= 0,98 .
Lấy Z
v
= 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: R
a
= 2,5 1,25
m
µ
.
+ Do đó: Z
R
= 0,95, với d
a
< 700 (mm) => K
xH
= 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của

b d m
ε β
σ σ
= ≤
-Theo bảng 6.7, K
Fβ
= 1,02.
-Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8. K
Hα
= 1 (bánh răng thẳng).
-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn K
Fα
=
1,27.
-Theo (6.47) :
m
w
FF
u
a
vgv
0
δ
=
+Theo bảng 6.15 :
F
δ
=0,016, theo bảng 6.16 :
0
g

Fβ
. K
Fα
.
Fv
K
=1,02.1,27.1,26 = 1,63.
-Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
.571,0
75,1
11
===
α
ε
ε
Y
-Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
.1
140
1
0
=−=
β
β
Y
- Số răng tương đương:
1
1
3
30.

a
< 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :
[
1F
σ
] = [
1F
σ
]. Y
R
. Y
S
. K
xF
= 252.1.1.1 = 252 (MPa).
Tương ứng [
2F
σ
] = [
2F
σ
]. Y
R
. Y
S
. K
xF
= 236,5.1.1.1 = 236,5 (MPa).
- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
[ ]

MPa
Y
σ
σ σ
= = = < =
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Theo (6.48): Hệ số quá tải:
.1
max
==
T
T
K
qt
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
[ ]
max
max
. 432,15( ) 1260( ).
H H qt H
K MPa MPa
σ σ σ
= = < =
- Ứng suất uốn cực đại:
[ ]
1max 1 1max
. 94,37 ( ) 464 ( ).
F F qt F
K MPa MPa
σ σ σ

Theo công thức trong bảng 6.11,tính được:
- Đường kính vòng chia: d
1
= 90. d
2
= 300.
- Đường kính đỉnh răng: d
a1
= 96. d
a2
= 306.
- Đường kính đáy răng: d
f1
= 95,5. d
f2
= 295,5.
Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
A: THIẾT KẾ TRỤC.
Trang: - 23 -
I. Chọn vật liệu:
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa có giới hạn bền
)(600 Mpa
b
=
σ
; và giới hạn chảy
).(340 Mpa
ch
=
σ

3
1
52193
27,9( ).
0,2 0,2.12
I
T
d mm
τ
= = =
+ Chọn
[ ]
τ
= 16 => Đường kính trục II :
[ ]
3
3
2
199341
39,64( ).
0,2 0,2.16
II
T
d mm
τ
= = =
+ Chọn
[ ]
τ
= 20 => Đường kính trục III :

01
= 19 (mm).
Trang: - 24 -
d
2
= 40 (mm) => b
02
= 23 (mm).
d
3
= 50 (mm) => b
03
= 27 (mm).
Để thuận tiện cho việc tính toán ta chọn b= b
02
= 23 (mm).
Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm
Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm
Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l
2
= 8 mm
Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d
1
= 10 mm
Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l
3
= 18 mm
Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l
4
= 15 mm

Trục II:
L
2
= 2(l
2
+B+a+b
2
+1)+ 2c+ b
3

= 2(8+23+15+40+1)+2.10+67= 261mm
Trục III:
L
3
= L
2
+l
3
+l
4
+l
5
= 261+ 18+ 15+ 60= 354mm
Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:
Trang: - 25 -