LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến
thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp
ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương
pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi
tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động
cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy từng bước giúp sinh viên làm quen với
công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc côn - trụ và
bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc
và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp
lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực
hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp
ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Lê Ngọc Tươi đã
hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học
này.
Hà nội, tháng 12 năm 2013
Sinh viên thực hiện
Hà Văn Nguyên
Phần 1 : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
1.1. Tính toán chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết.
- Công suất cần thiết: P
ct
=
==

3
.0,99 = 0,88
Tra bảng 2.3
η
đ
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai.
η
br
= 0,95 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.
η
ol
= 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η
kn
= 0,99 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi.
1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
U
t
= U
đ
.U
br
.U
bt
= 4.4.1 = 16
Tra bảng 2.4:
+ U
đ
= 4: Tỷ số truyền bộ truyền đai.

đb
= 988 (vòng/phút)
Tra bảng P 1.1 chọn động cơ 4A100S4Y3
Công suất
(kw)
Vận tốc quay
(vòng/phút)
η% Cos
3,0 1420 82 0,83
1.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.
1.2.1. Xác định công suất trên các trục.
- Đĩa băng tải: P
bt
=
42,2
99,0
4,2
==
ol
lv
P
η
(kw)
- Trục II: P
II
=
knol
bt
P
ηη

68,2
= 2,82 (kw)
1.2.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.
- Trục động cơ: n
đc
= 1420 (vòng/phút)
-Trục I: n
I
=
355
4
1420
==
đ
đc
U
n
(vòng/phút)
- Trục II: n
II
=
89
4
355
==
br
I
U
n
(vòng/phút)

= 168500 (Nmm)
* Bảng thông số
Trục Đai thang I II Băng tải
Tỷ số truyền
U
4 4 1
Công suất
(kw)
2,8 2,68 2,52 2,42
Tốc độ vòng
quay
(vòng/phút)
1420 355 89
momen xoắn
T (Nmm)
168500 630300
Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI THANG).
2.1. Chọn loại đai.
Ta tính monen trên trục động cơ:
T
đc
= 9,55.10
6
.
đc
đc
n
P
= = 9,55.10
6

2
/[d
1
(1- ε)] = 500/[125(1-0,02)] = 4,08
= (u
t
– u)/u = (4,08 – 4)/4 = 0,02 = 2% < 4%
Theo bảng 4.14 chọn a = 0,95d
2
= 0,95.500 = 475 (mm)
Khoảng cách trục a thỏa mãn điều kiện
2(d +d ) a 0,55(d + d ) h
1 2 1 2
≥ ≥ +
Trong đó h=8( tra bảng 13.3)
Tính chiều dài đai L(mm) theo công thức 4.4
2
(d + d ) (d -d )
1 2 2 1
L 2a+ +
2 4a
π
≈
= 2005,8 (mm)
Theo tiêu chuẩn ta chọn L = 2000 (mm)
- Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo 4.15
i= v/l = 6,2/2 = 3,1/s <10/s
Ta xác định chính xác khoảng cách trục a theo công thức sau:
a =
( ) ( )

dd
L
dd
L
ππ
(mm)
Ta tính góc ôm
1
α
trên bánh nhỏ:

1
α
= 180º - 57º(d2 – d1)/a = 133,2º
Như vậy
1
α
thỏa mãn điều kiện
1
α

≥ 120
o
2.3 Xác định số đai.
ta xác định số đai cần thiết z theo công thức
z = P
I
.K
d
/([P

α
, ta tra bảng 4.15 được
C
α
= 0,87

l
C
là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra trong bảng 4.16 phụ thuộc chỉ số
chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài
0
l
lấy làm thí nghiệm, ta có
l/l
o
= 2000/1700 = 1,2 từ bảng ta chọn được C
1
= 1,04

C
u
là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, ta tra theo bảng 4.17
Ta được
C =1,14
u

C
z
là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, tra
bảng 4.18 ( ta dựa vào tỉ số


0 1
d
v
F = 780.P .K / (v.C .z)+ F
α
= 780.4,5.1,45/(6,2.0,87.4) + 0,31 = 236 (N)
Trong đó:

v
F
là lực căng do lực li tâm sinh ra, ta định kì điều chỉnh lực căng nên ta có
2
m
F = q .v
v
= 0,105.6,2 = 0,31
m
q
là khối lượng 1 mét chiều dài đai,ta tra theo bảng 4.22 được
m
q 0,105
=
v là vận tốc vòng, m/s ta có v = 6,2 (m/s)
1
P
là công suất trên trục bánh đai chủ động, kw
Kđ = 1,45
C
α

4 Chiều dài đai L (mm) 2000mm
5 Khoảng cách trục a(mm) 471,9mm
6 Góc ôm
1
α
( )⁰
133,2º
7 Số đai
Z
4
8 Lực tác dụng nên trục
F
r
(N)
1733N
9 Chiều rộng bánh đai
B(mm)
65mm
Giới hạn chảy
1ch
σ
= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền
2b
σ
= 750 (MPa)
Giới hạn chảy

H
m
HE
HO
N
N
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ của bộ truyền.
+ HB= 245 < 350 ⇒ m
H
= 6
+ N
HO
= 30H
HB
2,4

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp xúc.
N
HO1
= 30H
HB
2,4

= 30.245
2,4
= 1,626.10
7
N
HE
= 60.1.

FC
.
F
FL
S
K
-
o
F lim
σ
= 1,8.HB: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2.
o
F 1lim
σ
= 1,8 . 245 = 441 (MPa)
o
F 2lim
σ
= 1,8 . 230 = 414 (MPa)
- K
FC
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
- K
FL
=
F
m
FE
FO
N


[ ]
2
F
σ
=
57,236
75,1
1
.1.414 =
(MPa)
3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[ ]
==
1
max
1
.8,2
chH
σσ
2,8 . 580 = 1624 (MPa)
[ ]
==
2
max
2
.8,2
chH
σσ

3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
3.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài.
( )
[ ]
( )
3
2
1
2
1/1
HbebeHRe
uKKKTuKR
σ
β
−+=

( )
( )
8,2118,481.4.25,0.25,01/12,1.16850014.50
3
22
=−+=
(mm).
+ K
R
= 0,5K
d
= 0,5.100 = 50 (Mpa
1/3
): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại

(mm)
Tra bảng 6.22 ta được: z
1p
= 17 HB < 350 nên z
1
= 1,6z
1p
= 1,6.17 = 27,2
Lấy z
1
= 27
- Đường kính trung bình và mô dun trung bình:
d
m1
= ( 1-0,5K
be
).d
e1
= (1- 0,5.0,25).102,7 = 89,9 (mm)
M
tm
= d
m1
/Z
1
= 89,9/27 = 3,2 (mm)
Mô đun vòng ngoài (6.56):
m
te
= m

= 4.26 = 104 răng.
Góc côn chia:

o
o
arctg
z
z
arctg
76149090
14
104
26
12
2
1
1
=−=−=
=






=





(mm)
3.3.3 kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc.
Theo 6.8
( )
( )
( )
Mpa
ubduKTZZZ
mmmHHMH
3904.91.6,53.85,0/142,1.168500.276,0.76,1.274
85,0/12
22
2
1
2
1
=+=
+=
ε
σ
- Theo bảng 6.5 Z
M
= 274 Mpa
1/3
- Theo bảng 6.12 x
t
= x
1
+ x
2





+−=
zz
α
ε
- Theo 6.61 K
H
= K
Hβ
K
Hα
K
Hv
= 1,12.1.1,07 = 1,2
+ Bánh răng côn răng thẳng : K
Hα
= 1
+ Vận tốc vòng theo 6.22 : v = πd
m1
n
1
/60000 = π.89,9.238/60000 = 1,12 (m/s)
Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
( ) ( )
2,54/14.9112,1.73.006,0/1
1
=+=+=

= 0,25.214,4 = 53,6
Theo 6.1 và 6.1a
[ ] [ ]
4581.95,0.1.8,481
===
xHRVHH
KZZ
σσ
(Mpa)
Như vậy
[ ]
HH
σσ
<

Tính lại chiều rộng vành răng:
[ ]
( ) ( )
3,30458/390.77,41/77,41
22
===
HH
b
σσ
Lấy b =30 (mm)
3.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo 6.25
[ ]
1 1
1 1

be
) = 0,14.4/(2-0,14) = 0,3
Theo bảng 6.21 K
Fβ
= 1,06
Theo 6.64
( ) ( )
144/14.9112,1.73.016,0/1
1
=+=+= uudvg
moFF
δν
(m/s)
Do đó
( )
( )
1,11.06,1.168500.2/91.30.1412/1
11
=+=+=
αβ
FFmFFv
KKTbdvK
Do đó: K
F
= K
Fβ
K
Fα
K
Fv

Hệ số quá tải: K
qt
= 1,8
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
maxH
σ
=
5238,1.390. ==
qtH
K
σ
(Mpa)
[ ]
max
H
σ
= 1260 (MPa)
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:
max1F
σ
=
qtF
K.
1
σ
= 113 . 1,8 = 203 (MPa) <
[ ]
max1F
σ

1
= 26 z
2
=104
Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x
1
= 0,38 x
2
= -0,38
Theo công thức bảng 6.19 tính được:
Đường kính ngoài: d
e1
= m
te
z
1
= 4.26 = 104 (mm) d
e2
= m
te
z
2
= 4.104 = 416 (mm)
Góc côn chia:
oo
76;14
21
==
δδ
Chiều cao răng ngoài:

Giới hạn bền
b
σ
= 600 (Mpa)
Giới hạn chảy
ch
σ
= 340 (MPa)
ứng suất xoắn cho phép
[ ]
τ
= 12…20 (MPa)
4.2. Tính thiết kế trục.
4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I: d
1
=
[ ]
8,34
20.2,0
168500
.2,0
3
3
1
==
τ
T
(mm)
Lấy d

= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
chọn l
m12
= 50 (mm)
-chiều dài may ơ bánh răng côn:
+ l
m13
= (1,2…1,4).d
1
= (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
chọn l
m13
= 50 (mm)

+ l
m23
= (1,2…1,4).d
2
= (1,2…1,5).55 = 66 …77 (mm)
chọn l
m23
= 70 (mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
+ l
m22
= (1,4…2,5).d
2
= (1,4…2,5).55 = 77…137,5 (mm)

+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(50 + 21) + 10 +15 = 60,5 (mm)
l
c22
= 0,5(l
m22
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(80 + 29) + 10 +15 = 79,5 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:
+ Trục I:
l
12
= -l
c12
= -60,5 (mm)
l
11
= (2,5…3)d
1
= (2,5…3).35 = 87,5…105 chọn l

= 0,5.b
13
cos
2
+ k
1
+k
2
+ d
e1
= 0,5.30cos76
o
+ 10 + 5 + 104 = 122,6 (mm)
l
21
= l
m23
+ b
o
+ 3k
1
+ 2k
2
= 122,6 + 29 + 3.10 + 2.5 = 191,6 (mm)
4.2.3. Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các
đoạn trục.
4.2.3.1. Trục I.
Vị trí đặt lực của bánh răng 3: dương
r
13

(N)
F
x13
=
32403240.1.1.
52
52
13131
13
13
==
t
Fcbcq
r
r
(N)
F
y13
=
114414cos20
0cos
3240
.
52
52
cos
cos
13
13
13

F
y12
= F
r
cosα =1733. cos50 = 1114 (N)
4.2.3.1.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
+ Phương trình mômen :
(
)
1
0
x
F
M
→
∑
= F
y12
. l
12
+ Fl
y11
. l
11
– F
y13
.l
13
– F

y12
– F
y13
= 0
⇒
Fl
y10
= F
y12
+

F
y13
– Fly
11
= 1144+1114 – 1325 = 933 (N)
- Trong mặt phẳng xoz:
+ Phương trình mômen :
(
)
1
0
y
F
M
→
∑
=F
x12
.l

∑
x
F
= F
x12
- Fl
x10
+ F
x13
– Fl
x11
= 0
⇒ Fl
x10
= F
x12
+ F
x13
- Fl
x11
= 1328 + 3240 - 4475 = 93 (N)
- Phản lực tổng trên hai ổ:
Fl
t10
=
93893393
222
10
2
10

12
2
12
=+=+
yx
MM
(Nmm)
M
tđ12
=
145900168500.75,0075,0
222
12
2
12
=+=+
TM
(Nmm)
d
12
=
[ ]
5,28
63.1,0
145900
1,0
3
3
12
==

4,39
63.1,0
385300
1,0
3
3
10
==
σ
tđ
M
(mm)
+ M
11
=
21490019750084600
222
11
2
11
=+=+
yx
MM
(Nmm)
M
tđ11
=
259800168500.75,021490075,0
222
11

MM
(Nmm)
M
tđ13
=
146700168500.75,01480075,0
222
13
2
13
=+=+
TM
(Nmm)
d
13
=
[ ]
6,28
63.1,0
146700
1,0
3
3
13
==
σ
tđ
M
(mm)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn

= 0,2…0,3F
2
= 0,2…0,3
1990 1327
95
630300
3,0 2,0
2
2
==
D
T
(N)
Tra bảng 16.10a D
t
= 95 (mm)
Lấy F
x12
= 1500 (N)
Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ
là lớn nhất, do đó F
x12
ngược chiều với F
x23
.
4.2.3.2.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
+ Phương trình mômen :
(
)

23232323
=
−
=
−
l
rFlF
zy
(N)

+
Phương trình lực :
∑
y
F
= -Fl
y20
+ F
y23
– Fl
y21
= 0
⇒
Fl
y20
= Fl
y23
– F
y21
= 1144 – 423 = 721 (N)

5,79.15006,122.3240
21
22222323
=
+
=
+
l
lFlF
xx
(N)
+ Phương trình lực :
∑
x
F
= -Fl
x20
– F
x23
+ Fl
x21
+ F
x22
= 0
⇒ Fl
x20
= -(F
x23
– Fl
x21

4.2.3.2.3. Tính mô men uốn tổng M
j
, mô men tương đương M
tđj
tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có
b
600 (Mpa) [] = 50 (Mpa)
+ M
21
=
000
222
21
2
21
=+=+
yx
MM
(Nmm)
M
tđ21
=
00.75,0075,0
222
21
2
21
=+=+

(Nmm)
M
tđ23
=
553300630300.75,09040075,0
222
23
2
23
=+=+ TM
(Nmm)
d
23
=
[ ]
48
50.1,0
553300
1,0
3
3
23
==
σ
tđ
M
(mm)
+ M
20
=

20
==
σ
tđ
M
(mm)
+ M
22
=
000
222
22
2
22
=+=+
yx
MM
(Nmm)
M
tđ22
=
545900630300.75,0075,0
222
22
2
22
=+=+ TM
(Nmm)
d
22

Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng 23
Tiết diện ổ lăn 20
\Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục và đĩa xích
theo k6 kết hợp với lắp then.
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

[ ]
S
SS
SS
S
jj
jj
j
≥
+
=
22
.
τσ
τσ