TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY

Số liệu của đề bài
Lực kéo băng tải: F =11700 N
Vận tốc băng tải: V = 0,53 m/s
Đường kính tang: D= 400 mm
Thời gian phục vụ: l
h
=12500 giờ
Số ca làm việc: số ca = 2
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 70
o
Đặc tính làm việc : Êm
Trong đó:
1 – Động cơ
2 – Nối trục đàn hồi
3 – Hộp giảm tốc
4 – Bộ truyền đai
5 – Băng tải
1
T
mm
= 1,68 T
1
T
2
= 0,72 T
1

: hiệu suất
- Hiệu suất bộ truyền:

η
=
đ
η
.
2
br
η
.
4
α
η
.
k
η

Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (2.3)
Hiệu suất bộ truyền đai
đ
η
= 0,95
Hiệu xuất một cặp bánh răng
br
η
= 0,96
Hiệu xuất một cặp ổ lăn
α

β
:

β
=
ckck
t
t
T
T
t
t
T
T
2
2
1
21
2
1
1
.)(.)( +
=
8
5,4
.72,0
8
6,2
.68,0
22

T
mm

≤

T
T
dn
k
 1,68
≤

T
T
dn
k
= 2,0
- Điều kiện quá tải:

T
T
mm

≤

T
T
dn
max
 1,68

3
= 25,32 (vg/ph)
1.4. Phân phối tỉ số truyền.
- Tỉ số truyền của hệ dẫn động :
U
n
n
lv
đc
ct
=
=
3,25
1425
= 56,32
- Tỉ số truyền cũng được xác định bởi CT :
U
ct
= U
h
.U
đ
U
h
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U
đ:
tỉ số truyền của bộ truyền động đai. Theo tiêu chuẩn chọn U
đ
= 2,8

=
α
η
lv
P
=
995,0
123,4
= 4,14 (kw) ( với
lv
P
= P
t
.
β
= 6,201.0,665 =
4,123 )
n
tg
= n
lv
= 25,32 (vg/ph)
T
tg
= 9,55.
6
10
.
tg
tg

= 9,55.
6
10
.
III
III
n
P
= = 9,55.
6
10
.
32,25
20,4
= 1584123 (N.mm)
-Trục II.
P
II
=
α
ηη
.
br
III
P
=
995,0.99,0
20,4
= 4,04 (kw)
n

br
II
P
=
995,0.99,0
04,4
= 4,1 (kw)
n
I
= n
II
.U
1
= 88,87.5,69 = 505.67 (vg/ph)
T
I
= 9,55.
6
10
.
I
I
n
P
= 9,55.
6
10
.
67,505
1,4

10
.
1415
27,4
= 28818 (N.mm)
Bảng số liệu tổng kết:
Động cơ I II III Tang
4
Tỷ số truyền
U 2,8 5,69 3,51 1
Công suất
P (kw) 4,27 4,1 4,04 4,20 4,14
Tỷ số truyền
n (vg/ph) 1415 505,67 88,87 25,32 25,32
Mô men
xoắn
T (N.mm)
28818 77431 434139 1584123 1561492
PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Chọn loại đai.
- Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thường làm bằng
chất liệu đai vải cao su
2.2. Xác định thông số của bộ truyền.
- Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh
đai nhỏ d
1
= 160 mm
Ta có vận tốc đai:
V =
60000

1
= 452 mm
với : -
ε
= 0,01
÷
0,02 : hệ số trượt
- u = 2,8 : tỉ số truyền đai
5
- Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn
chọn d
2
=450 mm
-Tính lại u’ theo d
2
vừa chọn
u’=
( )
1
2
1
d
d
ε
−
=
160
45099,0 ×
= 2,78
- Sai lệch của u’ so với u

2
đạt yêu cầu
- Khoảng cách trục:
- Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT
a=
( )( )
21
25,1 dd +÷
=915
÷
1220 mm
- Với điều kiện 0,55
( )
21
dd +
+ h
≤
a
≤
2
( )
21
dd +
chọn a= 1000 mm
- Chiều dài dây đai:
- Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:
L = 2a +
( ) ( )
a
dddd

<
10
max
=i
m/s
- Góc ôm
1
α
:
Góc ôm
1
α
được tính theo CT 4.7 với điều kiện (
0
120≥
α
)
6

1
α
=180
0
( )
a
dd
1
57
0
12

=
- K
đ
: hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K
đ
= 1,1
- C
α
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
1
α

C
α
=
( )
1
1800025,01
α
−−
= 0,985
- C
1
: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C
1
=1
- C
u
: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C
u

với h
o
= 4,2 (bảng 2.1)

⇒
d
a
= 160 +2.4,2 = 168,4 mm
2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
7
- Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19
F
o
= 780
v
đ
F
ZCv
KP
+








α
.

2
1
α
=790,5 N
Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng:
Thông số Kí hiệu, đơn vị Giá trị
Loại đai Đai thang thường
Đường kính bánh nhỏ, lớn
d
1
, d
2
(mm)
160 và 450
Vận tốc đai v (m/s) 11,84
Tỉ số truyền
u
đ
2,8
Khoảng cách trục a (mm) 1010
Chiều dài dây đai L (mm) 3000
Góc ôm
( )
o
1
α
163,35
Số đai Z( chiếc ) 3
Chiều rộng bánh đai B(mm) 63
Đường kính ngoài bánh đai

3.2: Định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
H
σ
=
o
H lim
σ
.
H
HL
S
K
+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở
o
H lim
σ
= 2.HB + 70
⇒

o
H 1lim
σ
= 2 . 245 +70 = 560 (MPa)
o
H 2lim
σ
= 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ

7
10
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N
HE1
= 60.c.
ii
i
tn
T
T

3
max
∑








• N
HE2
= 60.c.
∑
∑




12500.
8
5,4
.72,0
8
6,2
.68,0
33






+
= 2,08.10
7
Vì N
HE2
> N
HO2
nên lấy N
HE2
= N
HO2

⇒
K
HL2
= 1

(MPa)
[ ]
H
σ
=
[ ] [ ]
2
21
HH
σσ
+
=
45,495
2
8,4811,509
=
+
(MPa)
- Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
F
σ
=
o
F lim
σ
. K
FL
. K
FC

6
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N
FE1
= 60.c.
ii
i
tn
T
T

6
max
∑








N
FE2
= 60.c.
∑
∑











+
= 1,05.10
7
Vì N
FE2
> N
FO2
nên lấy N
FE2
= N
FO2

⇒
K
FL2
= 1
Tương tự
⇒
K
FL1
= 1.
• Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 do tải đặt một phía
+ Hệ số an toàn khi tính về uốn S
F

chH
σσ
2,8 . 580 = 1624 (MPa)
10
[ ]
==
2
max
2
.8,2
chH
σσ
2,8 . 450 = 1260 (MPa)
[ ]
==
1
max
1
.8,0
chF
σσ
0,8 . 580 = 464 (MPa)
[ ]
==
2
max
2
.8,0
chF
σσ

ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
1
+ 1) = 0,53.0,4.(6,07 + 1) = 1,499
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng k
HB
= 1,05
+ Mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T
1
= 77431 (N.mm)
⇒
a
w1
= 49,5.(5,69 + 1).
3
2
4,0.07,6.8,481
05,1.77431
= 173,67 (mm)
Lấy a
w1
= 173 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a
w1

=119 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u
1
=
21
119
= 5,66
• Tính lại khoảng cách trục
11
a
w1
=
2
).(
21
zzm +
=
2
)11921.(5,2 +
=175 (mm)
Lấy a
w1
= 180, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 175
(mm)
lên 180 (mm).
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
H
σ
= Z
M

⇒
Z
H
=
)2,21.2sin(
1.2
= 1,72
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε
Z
=
3
4
α
ε
−
• Hệ số trùng khớp ngang
α
ε
= 1,88 – 3,2.(
21
11
zz
+
) = 1,88 – 3,2.(
109
1
18
1
+

HV
= 1 +
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
2

1
1
• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d
w1
=
1
.2
1
1
+u
a
w
=
169,5
180.2
+
= 53,81 (mm)
•
H
ν

• Chiều rộng vành răng b
w
=
1
.
wba
a
ψ
= 0,4 . 180 = 72 (mm)
•
⇒
H
ν
= 0,006 . 73.1,43 .
69,5
180
= 3,52
.
⇒
K
HV
= 1 +
1.05,1.77431.2
81,53.72.52,3
=1,084

⇒
K
H
=1,05.1,084.1 = 1,1382

µ
),do đó z
R
= 0,95 ; với d
a
<700 (mm), k
xH
= 1
⇒
[ ]
H
σ
= 481,8.1.0,95.1 = 457,71 (MPa)
Ta có
H
σ
= 412,27 (MPa) <
[ ]
H
σ
= 457,71 (MPa)
⇒
thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
1
F
σ
=
mdb
YYYKT

FF
wwF
KKT
db
2

1
13
F
ν
=
1
1

u
a
Vg
w
oF
δ
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
F
δ
= 0,016
g
o
= 73
⇒
F
ν

z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
0cos
21
3
= 21
z
v2
=
β
3
2
cos
Z
=
0cos
119
3
= 119
theo bảng (6.18) ta được Y
F1
= 3,89
Y

σ
=
5,2.81,53.72
89,3.1.598,0.41,1.77431.2
= 52,03 (MPa) <
[ ]
1F
σ
= 256,03
(MPa)

1
2
12
.
F
F
FF
Y
Y
σσ
=
= 52,03 .
89,3
58,3
= 47,88 (MPa) <
[ ]
2F
σ
= 240,36

= 1260 (MPa).
max1F
σ
=
qtF
K.
1
σ
= 42,3 . 1,68 = 71,06 (MPa) <
[ ]
max1F
σ
= 464 (MPa)
max2F
σ
=
qtF
K.
2
σ
= 37,26 . 1,68 = 62,596 (MPa) <
[ ]
max2F
σ
= 360 (MPa)
- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia
d
1
=

y
∆
) = 52,5 + 2. 2,5.(1 + 0,157 - 0,015) = 58,21
(mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x
2
-

y
∆
) = 297,5 + 2. 2,5.(1 + 0,358 - 0,015) = 296,215
(mm)
+ Đường kính đáy răng
d
f1
= d
1
– (2,5 – 2.x
1
) . m = 52,5 – (2,5 – 2.0,157) . 2,5 = 47,035 (mm)
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2.x
2

.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+
+=
= 297,5 +
11921
5,0.2
+
.297,5 = 299,625 (mm)
3.4: Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
15
a
w2
= K
a
. (u
2
+ 1) .

ba
ψ
.(u
2
+ 1) = 0,53.0,3.(3,51 + 1) = 0,72
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng K
HB
= 1,12
⇒
a
w2
= 43.(3,51 + 1).
3
2
3,0.51,3.45,495
12,1.5,217069
= 190 (mm)
Lấy a
w2
= 190 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a
w2
=1,86…3,72 (mm)
chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Chọn sơ bộ
β

2
=98 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u
2
=
28
98
= 3,5
• Tính lại góc nghiêng
β
của răng.
16
cos
β
=
2
21
.2
).(
w
a
zzm +
=
190.2
)9828(5,2 +
= 0,829
β
⇒
=
o

b
α
β
2sin
cos.2
ở đây
b
β
là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
⇒
tg
b
β
= cos
t
α
.tg
β
= cos (23,95).tg(35) = 0,6399
Với
twt
αα
=
= arctg.(
β
α
cos
tg
) = arctg (
35cos

m
a
wba
.
sin

2
π
β
ψ
= 0,3.190.
5,2.14,3
35sin
= 4,164
⇒
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε
Z
=
α
ε
1
=
418,1
1
= 0,839
Trong dó hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=





+−
98
1
28
1
.2,388,1
.0,819 =1,418
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
=
β
H
K
.
HV
K
.
α
H
K

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
α
H
K

H
ν
=
2
2

u
a
Vg
w
oH
δ
V =
60000

22
nd
w
π
=
60000
87,88.26,84.14,3
= 0,392(m/s)
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
H
δ
= 0,002
g
o

⇒
K
H
=1,0067.1,07.1,13 = 1,213

⇒
H
σ
= 274.1,507.0,839.
2
26,84.51,3.57
)151,3.(213,1.5,217069.2 +
= 447,96
(MPa)
- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
=
[ ]
H
σ
.z
v
.z
R
.K
xH
Với V = 0,517 (m/s) < 5 (m/s), z
v

18
1
F
σ
=
mdb
YYYKT
ww
FF

2
2
1
1
βε

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn
FVFFF
KKKK
αβ
=
• Theo bảng (6.7),
β
F
K
= 1,24
• Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9,
α
F
K

190
= 1,68
K
FV
= 1 +
37,1.07,1.65,166072.2
32,85.56.68,1
= 1,016
⇒
K
F
= 1,07 . 1,37. 1,016= 1,489
+ Hệ số trùng khớp răng
ε
Y
=
α
ε
1
=
418,1
1
= 0,71
+ Hệ số trùng nghiêng của răng
β
Y
= 1 -
140
β
= 1 -

Theo bảng (6.18) ta được Y
F1
= 3,65 , Y
F2
= 3,6
Với m = 2,5, Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
Y
R
= 1 (bánh răng phay),K
xF
= 1 (d
a
<400 mm)
Do đó
[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
11
σσ
=
= 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)

[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
22
σσ
=

[ ]
2F
σ
= 240,35
(MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
max1H
σ
=
qtH
K.
σ
với
qt
K
=
T
T
max
=
1
1
.68,1
T
T
= 1,68
⇒
max1H
σ
= 393,45 . 1,68 = 668,865 (MPa) <

1
=
β
cos
.
1
zm
=
35cos
28.5,2
= 85,45 (mm)
d
2
=
β
cos
.
2
zm
=
35cos
98.5,2
= 299,09 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2.m = 85,45 + 2. 2,5 = 90,45 (mm)
d
a2


+
+=
= 85 +
9428
0.2
+
.85 = 85 (mm)

2
21
236
.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+
+=
= 299 +
9828
7,0.2

(Z
1
,Z
2)
18 109 28 94
Hệ số dịch chỉnh
(x,y)
0,157 0,0358 0 0
Đường kính
vòng chia (d
1
,d
2
)
45 272,5 85,45 286,88
Đường kính đỉnh
răng (d
a1
,d
a2
)
50,71 279,215 90,45 291,88
Đường kính đáy
răng
(d
f1
,d
f2
)
39,535 268,04 79,2 280,63

3
1
.2,0
τ
T
=
3
15.2,0
77431
= 29,55 (mm)
Lấy d
1
= 30 (mm)
- Đường kính trục II
Chọn
[ ]
τ
= 20 (MPa)
d
2
=
[ ]
3
2
.2,0
τ
T
=
3
20.2,0

- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là b
o
= 25 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng
+ l
m1
= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).30 = 36…45 (mm)
chọn l
m11
= 36 (mm) ; l
m12
=45 (mm)
+ l
m2
= (1,2…1,5).d
2
= (1,2…1,5).48 =57,6 …72 (mm)
chọn l
m23
= 59(mm) ; l
m24
= 69 (mm) ; l
m25
= 64(mm)
+ l
m3
= (1,2…1,5).d
3

+ Trục II
l
22
= 0,5.( l
m23
+ b
o
) + k
1
+ k
2
= 0,5.(59 +25) + 10 + 8 = 60 (mm)
l
23
= l
22
+ 0,5.( l
m23
+ l
m24
) + k
1
= 60 + 0,5.(59 + 69) + 10 = 134 (mm)
l
24
= 2.l
23
- l
22
= 2.134 – 60 = 208 (mm)

= l
22
= 60 (mm)
l
33
= l
24
= 208 (mm)
l
34
= l
21
= 268 (mm)
l
C31
= 0,5.( l
m38
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5.( 90 + 25) +18 +10 = 85,5 (mm)
l
31
= l
34
+ l
C31

• F
x12
=
12
12
r
r
.
12121

t
Fcbcq

Vị trí đặt lực bánh 2 là dương
⇒
r
12
=
2
12w
d
=
26
2
52
=

Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb
12
= 1

12
12
r
r−
.
12t
F
.
β
α
cos
tw
tg
= 1.2978.
0cos
95,23tg
= -1323 (N)
• F
Z12
= 0
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng YOZ :
Phương trình lực :
11Y
F

+
12Y
F

+ F
Y12
. l
13
- Fl
Y11
. l
11
= 0

⇒
Fl
Y10
= -195 (N)
Fl
Y11
= 424 (N)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
Phương trình lực :
11x
F

+
12x
F

+
10x
lF


x11
. l
11
= 0

⇒
Fl
x10
= 1801 (N)
Fl
x11
= 1433(N)
⇒
Lực tổng tại các gối đỡ là
Fl
t10
=
2
10
2
10 YX
FlFl +
=
22
1951801 +
= 1811 (N)
Fl
t11
=
2

Y11
. (l
11
- l
13
) = 424 (268 – 134) = 56816 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
M
Y1D
= M
Y1B
= 0
M
Y1A
= F
X11
. l
12
= 256 . 58,5 = 14976 (Nmm)
M
Y1C
= Fl
X11
. (l
11
- l
13
) = 1433. (268 - 134) = 192022 (Nmm)
⇒
Momen tương đương tại các tiết diện là

222
77431.75,019202256816 ++

= 211180 (Nmm)
M
td1D
=
2
1
.75.0 T
=
2
77431.75,0
= 67057(Nmm)
M
td1B
= 0
- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục
là

[ ]
3
0,1.
tdj
j
M
d
σ
=
[ ]

σ
Dtd
D
M
d ≥
=
3
67.1,0
67057
= 21,55 (mm)
+ Tại tiết diện C-C

[ ]
3
1
1
.1,0
σ
Ctd
C
M
d ≥
=
3
67.1,0
211180
= 31,58 (mm)
Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau :
d