Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ
THIẾT KẾ MÁY " THIẾT KẾ
HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI "
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 1 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Mục lục
Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:
Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
Phần II : Tính toán thiết kế các bộ truyền.
Phần III : Tính và chọn khớp nối.
Phần IV : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
Phần V : Tính và chọn then.
Phần VI : Tính và chọn ổ lăn.
Phần VII : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
Phần VIII : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác.
Phần IX : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 2 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
ĐỀ SỐ: 2A
PHƯƠNG ÁN 9
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 3 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học

2 Vận tốc băng tải V 1.85 m/s
3 Đường kính băng tải D 520 mm
4 Thời gian phục vụ L
h
24000 giờ
5 Số ca làm việc 2 ca
6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền
ngoài
α
65 độ
7 Đặc tính làm việc Nhẹ
Khối lượng thiết kế
1 Bản vẽ lắp hộp giảm tốc(A3):
- 01 bản tổng thể 3 hình chiếu
- 03 bản , mỗi bản thể hiện 01 hình chiếu
2 01 Bản vẽ chế tạo chi tiết(01 bản A3):
3 01 Bản thuyết minh(A4)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 4 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
LỜI NÓI ĐẦU
Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết
kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ
bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có
công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế
lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 5 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học

trục tiếp vào lưới điện ba pha không càn biến đổi dòng điện.
I.I.2. Kết quả tính toán trên băng tải:
a. Momen thực tế trên băng tải:
M =P.
2
D
(1.1)
=3250.
0.52
2
= 845 N.m
P: Lực kéo băng tải
D: Đường kính băng tải
b. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ.
Trong thực tế M không phải là hằng số mà biến đổi vì vậy ta tính công suất
động cơ theo công thức đẳng trị.
P
ô ácc ngt
=P
dangtri
=
9550
bt dt
n M
. (1.2)
Với : M
dt
=
2
2

SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 7 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Và:
n
bt
=
3
60.10 .
.
v
D
π
vg/ph (1.4)
Với: v = 1,85 m/s
D = 520 mm
Nên; n
bt
=
3
60.10 1,85
67,9
3.14.520
=
vg/ph
Vậy: P
ô ácc ngt
=P
dangtri
=

η
=0,92 để hởmsat
η
= 0,88 để hở.
Do đó:

4
. . .
ht brcon ol xich msat
η η η η η
=
= 0,96.0,99
4
.0,92.0,88 = 0,75
P
dtdc
=
dt
ht
P
η
=
4,9
6,57
0,746
kW=
*Kết luận :Với số đôi cực từ p=2 và công suất động cơ 6,5 kW

-Đặc điểm của động cơ điện loại K:
Về phạm vi công suất: Cùng với số vòng quay đồng bộ (n
đb
) là 1500 vòng/phút,
động cơ loại K có phạm vi công suất từ 0,75 KW đến 30 KW lớn hơn của động
cơ DK và nhỏ hơn của động cơ 4A.
Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt là có mô men
khởi động cao hơn 4A và DK.
I.II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 8 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
1450
21,35
67,9
dc
bt
n
u
n
= = =
∑
(1.6)
Mà
u
∑
.
HGT ngoai


dai
u
=3,1 đai thang
xich
u
=2

HGT
u
= 3,44
I.III. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC VÀ LỰC CÁC TRỤC
1
2
3
5
4
6
P
V
TKN
I
III
II
TDC
Hình 1.1 Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải
I.III.1. Tính toán tốc độ quay của các trục
Trục động cơ : n
dc
=1450 vg/ph

II
III
xich
n
n
u
= =
vg/ph
I.III.2.Tính công suất trên các trục
Công suất danh nghĩa trên các trục:
Động cơ :P
dc
= P
lv
=6,5 kW; P
KN
=6,57.
KN
η
.
ol
η
=6,57.1.0,99=6,5 kW.
Truc I :
. . . 6,5.1.0,88.0,99 5,66
I dc KN msat ol
P P kW
η η η
= = =
Truc II :

6
10 . 10 .5,66
9,55. 9,55. 115562,06
467,74
I
I
I
P
T Nmm
n
= = =
Truc II:
6
6
10 . 10 .5,38
9,55. 9,55. 377870,11
135,97
II
II
II
P
T Nmm
n
= = =
Trục III:
6
6
10 . 10 .4,90
9,55. 9,55. 688364,22
67,98

suất
P kw
6,5 5,66 5,38 4,9

GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 10 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
số vòng
n v/ph 1450 467,74 135,97 67,98
Momen
xoắn
T N.mm

42810,3
4
115562,06 377870,11 688364,22
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
II.1 Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai:
Truyền động đai hình thang
Công suất trên bánh đai nhỏ P
đc
=6,5kW
Số vòng quay bánh đai nhỏ n=1450 v/ph
Theo hình 4.1 chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A
Bảng 2.1 Thông số đai
Loại đai Kích thước mặt cắt (mm)
b
t
b h y

. . .200.1450
1000.60 6.10
d n
π π
=
=15,18(m/s) (2.2)
-Đường kính bánh đai lớn
d
2
=d
1
.u.(1-ε)
Trong đó hệ số trượt :
ε=0,01; u=3,1
⇒
d
2
= 200.3,1.(1-0,01)= 613 mm
Chọn 630mm theo tiêu chuẩn
Tỉ số truyền u
thuc
=d
1
/d
2
=630/200=3,15
Sai số
3,15 3,1
3,1
−

-Chiều dài l:
Theo công thức 4.4 TTTKHDĐCK tập 1 ta có:
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 12 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
l=2a+
( )
1 2
.
2
d d
π
+
+
( )
2
2 1
4.
d d
a
−
(2.3)
=2.945+
( )
. 630 200
2
π
+
+

( )
. 630 200
2
π
+
=2246,23

2 1
2
d d−
∆ =
=
630 200
2
−
=215
→
a=
(
)
2 2
1
. 2246,23 2246,23 8.215
4
+ −
=1102,14 mm.
Góc ôm
1
α
=180-57.(d

)=0,945 (
α
=158
0
)
Hệ số chiều dài đai: C
l
=0,95 (l/l
o
=0,8).
Với u=3,1 lớn hơn 3
⇒
C
u
=1,14
Và C
z
=1 do
1
0
1,17 1
P
P
= ≈
Công suất cho phép [P
0
]=5,53 (kW).
⇒
z=
6,5.1,1

.z + F
v
. (2.7)
-Lực căng do lực li tâm F
v
=q
m
.v
2
với q
m
=0,178
v = 15,18

⇒
F
v
=41,02 N.

⇒
F
o
=
780.6,5.1,1
15,18.0,945.2
+41.02=235,41 N.
-Lực tác dụng lên trục :
F
r
=2F

GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 14 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy

F
1
F
1
F
2
F
2
F
r
O
1
d
1
n
1
1
65°
1
65°
O
2
d
2
2

xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao. Do bộ truyền tải
không lớn ta chọn loại xích này.

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:
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 15 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
z
1
= 29 - 2. u
xích
≥ 19 (2.8)
Với u
xích
= 2 ⇒ z
1
= 29 - 2. 2 = 25 >19
Vậy: z
1
= 25 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z
2
= u
xích
. z
1

z
=
1
01
z
z
=
23
25
= 1
k
n
- Hệ số vòng quay; k
n
=
III
n
n
01
=
200
67,98
= 2,9
Hệ số k được xác định theo công thức:
k = k
0
. k
a
. k
đc

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;
k
c
- Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số
ca làm việc là 2 ca, ta có: k
c
= 1,25;
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 16 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Từ (II -20) ta tính được: k = 1,25. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 3
Từ (II -19) ta tính được: P
t
= 5,38. 3. 1. 2,9 = 46,81 (KW)
⇒ P
t

50,8
+
25 50
2
+
+
2
2
(50 25) .50,8
4.3,14 .2032
−
= 117,89
Ta lấy số mắt xích chẵn x
c
= 118, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a
*
2w
= 0,25.p
( )











 
−
 
 
− + + − + −
 
 
 
 
 
⇒ a
*
2w

=2034,65 = 2035 (mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một
lượng:
∆a = (0,002…0,004)a
*
2w
, ta chọn ∆a = 0,003a
*
2w
≈ 6(mm)
⇒ a
w2
= a
*
2w
- ∆a = 2035 -6 = 2029 (mm)

Q
++
0
.
≥ [s] (2.15)
Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK
tập 1, ta có:
Q = 226,8 kN = 226800 N;
q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 -
TTTKHDĐCK tập 1, ta có: q = 9,7 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 =
1
3
. .
60.10
II
z p n
(2.16)
⇒ v =
25.50,8.135,97

2
= 80,46 (N)
F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a (2.19)
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. 2029= 30,44 (mm);
k
f
= 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc trên 40
o

so với
phương nằm ngang;
do đó: F
0
= 9,81. 2. 9,7. 2,029 = 386,15 (N)
Từ đó, ta tính được: s =
226800
1,2.1868,06 386,15 80,46+ +
= 84,3
Theo bảng 5. 10 - tr 86- TTTKHDĐCK tập 1, với n
1

π
=
50,8
180
sin
25
o
 
 ÷
 
= 405,3 (mm) Ta lấy d
1
= 405 (mm)
d
2
=








2
sin
z
p
π
=

)] = 50,8. [0,5 + cotg(180
o
/50)] = 832,84 (mm)
Ta lấy d
a2
= 833 (mm)
• 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 (2.20)
với d
l
= 28,58 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - TTTKHDĐCK tập 1.
Nên r = 0,5025.28,58 + 0,05 = 14,41 (mm)
do đó: d
f1
= 428 - 2. 14,41 = 399,18 (mm) , ta lấy d
f1
= 399 (mm)
d

t
- Lực vòng trên đĩa xích, F
t
= 1868,06 (N)
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10
-7
. n
II
. p
3
. m (2.22)
=> F
vd1
= 13. 10
-7
. 135,97. (50,8)
3
. 1 = 2,72 (N)
k
d
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
d
= 1
(xích 1 dãy);
K

TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 645 (mm
2
);
Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:
- Ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
( )
5
0,4 1868,06.1,2 2,72 .2,1.10
645.1
+
= 401,77 (MPa)
- Ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 50 ⇒ k
r2
= 0,24;
F
vd2
= 13. 10
-7
. n
III

xích v = 2,88 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.
e. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 20 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Hình 2.3 Lực tác dụng lên 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
(2.23)
Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0
và F
v

SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 21 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy

b
d
d
f
d
a
Hình 2.4 Hình vẽ mặt cắt xích
Bảng 2.3 Bảng thông số bộ truyền xích
Các đại lượng Thông số
Khoảng cách trục a = 2029 mm
Số răng đĩa chủ động z
1
= 25
Số răng đĩa bị động z
2
= 50
Tỷ số truyền u
xích
= 2
Số mắt của dây xích x = 118
Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d
1
= 405 mm
Bị động: d
2
= 809 mm

độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi 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 mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn
của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10
đến 15 đơn vị:
H
1
≥ H
2
+ (10…15)HB.
Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn:
• Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) :
+ Thép 45 tôi cải thiện ;
+ Độ rắn: HB = (241…285) ;
+ 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


[σ
F
] =
F
F
S
lim
0
σ
. Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(2.26)
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

H
] =
H
HLH
S
K.
lim
0
σ
(2.27)
[σ
F
] =
F
FLFCF
S
KK
lim
0
σ
(2.28)
Trong đó:
σ
lim
0
H
và σ
lim
0
F

1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa;
σ
2lim
0
H
= 2HB
2
+ 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa;
σ
1lim
0
F
= 1,8. HB
1
= 1,8 . 250 = 450 MPa ;
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

H
, m
F
- Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;
m
H
= m
F
= 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ;
N
HO
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;
Với:
N
HO
= 30.H
4,2
HB
(2.31)
-> N
HO1
= 30. 250
2,4
= 17067789
N
HO2
= 30. 240
2,4

= 15474913

m
i
tnMM
F
∑
max
/
(2.33)
Trong đó:
c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
n
i
- Số vòng quay của bánh răng trong một phút;
M
i
- 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
I
= 467,74vòng/phút ;
với bánh răng lớn (bánh răng 2):
c = 1; n
II
= 135,97vòng/phút.

3 3
3
5 845 5 507
1 . . 4 .4
3600 1267,5 3600 1267,5
 
   
 
+ − +
 
 ÷
 ÷  ÷
 
   
 
 

=35296351
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 25 -