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
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
1
2
3
5
4

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
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 3 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
-
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)
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
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
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
học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức
chuyên môn.
Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để

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)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 6 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
Với : M
dt
=
2
2

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
=
696,8.67,9
4,9
9550
kW=

msat
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
Tra bảng P1.1 TTTKHDĐCK tập 1: Các thông số kỹ thuật của động cơ điện K
Ta chọn loại động cơ K mang nhãn hiệu K160S4 có các thông số:
Kiểu
động cơ

Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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
1450
21,35
67,9
dc
bt
n
u
n
= = =
∑
(1.6)
Mà
u
∑
.
HGT ngoai
u u=
u
ngoai
=

xich
u
=2

HGT
u
= 3,44
I.III. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC VÀ LỰC CÁC TRỤC
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
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

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 :
. . 5,66.0,96.0,99 5,38
II I ol brcon
P P kW
η η

I
I
I
P
T Nmm
n
= = =
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 9 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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

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
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
Loại đai Kích thước mặt cắt (mm)
b
t
b h y

=
=15,18(m/s) (2.2)
-Đường kính bánh đai lớn
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 11 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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:
l=2a+
( )
1 2
.
2
d d
π
+
+
( )
2
2 1
4.
d d
a
−
(2.3)
=2.945+
( )
. 630 200
2
π
+
+
( )
2
630 200
4.630

+
=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
2
-d
1
)/a=180-57.(630-200)/ 1102,14

)
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
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
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

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
o
.z.sin(
1
2


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
2
n
2
a

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:
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
max
(2.9)
Đối với xích con lăn z

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
. k
bt
. k
đ

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;
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
= 46,81 KW < [P] = 48,81 KW
Với bước xích p = 50,8 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - TTTKHDĐCK tập 1, điều
kiện p <p
max

+
+
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)
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
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)

≥ [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
60000
= 2,88 (m/s)
F
t

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

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

a2
= 833 (mm)
• Đường kính vòng đáy(chân) răng d
f1
và d
f2
:
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 18 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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

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
d
- Hệ số tải trọng động, K
d
= 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);

- 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)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 19 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
-
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

= 50 > 50 và vận tốc
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
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
nên F
1
= F


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
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: d
a1
=428 mm

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
ch2
= 450 MPa ;
Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB

F
] =
F
F
S
lim
0
σ
. Y
R
.Y
s
.K
xF
.K
FC
.K
FL
(2.26)
GVHD: PGS.TS Ngô Văn Quyết
SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 22 -
Trường ĐHSPKT Hưng Yên Đồ án môn học
Khoa Cơ Khí Cơ Sở Thiết Kế Máy
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;

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
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 -

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
FL
- Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ

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
N
FO

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.

⇒ N

8
.
3 3
3
5 845 5 507
1 . . 4 .4
3600 1267,5 3600 1267,5
 
   
 
+ − +
 
 ÷
 ÷  ÷
 
   
 
 

=35296351
N
FE1
= 60. 1. 467,74.
24000
8
.
6 6
6
5 845 5 507
1 . . 4 .4

 ÷  ÷
 
   
 
 
= 9026647
Như vậy: N
HE1
> N
HO1
, N
HE2
> N
HO2
;

N
FE1
> N
FO1
, N
FE2
> N
FO2
.
K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;

[σ
F
]
2
=
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
(2.34)

SVTH: Tường Ngọc Tú Trang - 25 -