ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
A.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
I. Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện.
Chọn động cơ điện.
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P
ct
=
Trong đó
+ P
ct
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw).
+ P
t
=P
lv
. β là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
Trong đó
P
lv
là công suất làm việc: P
lv
= = = 5,88 (kw)

Trong đó: F là lực kéo băng tải (N).
v là vận tốc băng tải (m/s).
β là hệ số đẳng trị
β = = = 0,77
P
t
= 5,88.0,77 = 4.53 (kw)
+ là hiệu suất truyền động η =

là hiệu suất của khớp nối. Tra bảng η
kn
= 0,99
Thay số ta được: η

= 0,995
4
.0,98
2
.0,96.0,99 = 0,895
P
ct
= = 5,06 (kw)
- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện.
+ Dựa vào bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp
U
h
=22 và tỉ số truyền của bộ truyền ngoài( bộ truyền đai) U
n
=2
+ Theo công thức 2.17
n
lv
= = = 31,2 (v/ph)
Trong đó: v là vận tốc băng tải (m/s).
D là đường kính băng tải (mm).
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ
n

mm
=1,7
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện an toàn khi mở máy và khi làm việc.
II. Phân phối tỉ số truyền.
- Xác định tỉ số truyền U
t
của hệ thống dẫn động.
U
t
=
Trong đó: n
đc
là số vòng quay của động cơ (v/ph).
n
lv
là số vòng quay của băng tải (v/ph).
Thay số ta được U
t
= = 46,63
- Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động U
t
cho các bộ truyền.
Ta có U
t
= U
n
.U
h
Chọn sơ bộ U
n

.
=
995,0.99,0
88,5
= 5,97 (kw)
+ Trên trục 2: P
2
=
olbr
P
ηη
.
3
=
995,0.98,0
97,5
= 6,12 (kw)
+ Trên trục 1: P
1
=
olbr
P
ηη
.
2
=
995,0.98,0
12,6
= 6,28 (kw)
+ Trên trục động cơ: P

728
1
1
2
===
+ Trên trục 3: n
( )
pv
u
n
/33
47,3
113
2
2
3
===
- Momen xoắn trên các trục.
+ Trên trục 1: T
1
= 9,55.
6
10
.
1
1
n
P
= 9,55.
6

n
P
= = 9,55.
6
10
.
33
97,5
= 1727682 (N.mm)
Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3
Công suất P(kw) 6,54 6,28 6,12 5,97
Tỉ số truyền U 2 6,42 3,74
Số vòng quay n(v/p) 1455 728 113 33
Momen xoắn T(Nmm) 82382 517221 1727682
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai.
Dựa vào bảng 4.13 và hình 4.1 ta chọn loại đai là đai thang thường loại B
II. Tính các thông số của bộ truyền đai.
1. Tính đường kính bánh đai, chiều rộng bánh đai, chiều dài đai, khoảng
cách trục.
- Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
= 160 mm
- Vận tốc đai v = = = 12,18 (m/s) < v
max

Theo công thức 4.6 ta có: a =
Trong đó: λ = l - = 1600 - = 854,25
= = = 77,5
Thay số ta được: a = = 420 mm
- Tính góc ôm đai.
Theo công thức 4.7 ta có
α
1
= 180 - = 180 – = 159
0
> a
min
= 120
0
2. Xác định số đai .
- Theo công thức 4.16 ta có: Z =
+ Theo bảng 4.7 ta chọn K
đ
= 1,25
+ Với α = 159
0
ta có C
α
= 1- 0,0025(180
0
- α) = 1- 0,0025(180
0
– 159
0
) = 0,95

= + F
v
Trong đó
F
v
= q
m
.v
2
với q
m
= 0,178 kg/m (bảng 4.22)
F
v
= 0,178.12,18
2
= 26,41 N
Do đó F
o
= + 26,41 = 210 N
- Lực tác dụng lên trục.
F
r
= 2.F
o
.z.sin() = 2.210.3.sin() = 1239 N
Dựa vào các kết quả tính toán ta có bảng sau
Thông số Kích thước
Loại đai Đai thang thường loại B
Đường kính bánh đai nhỏ d

1
= 245; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230 khi đó ta có
= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
= 1,8HB
1
= 1,8.245 = 441 MPa
= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
= 1,8HB
2
= 1,8.230 = 414 MPa
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo công thức 6.5 ta có N
HO
= 30
Ta có
N
HO1
= 30 = 30.245
2,4
= 1,6.10
7
và N
HO2
= 30 = 30.230

.0,5875) = 5.10
7
> N
HO2
= 1,39.10
7

Do đó K
HL2
= 1
Tương tự ta có N
HE1
> N
HO1
do đó K
HL1
= 1
- Theo công thức 6.1a sơ bộ ta xác định được
=
Vậy
1
= 560. = 509 MPa và
2
= 530. = 482 MPa
- Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng thẳng nên =
2
= 482 MPa
- Vì bộ truyền cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng nên
’
= = = 495,5 MPa

= 1
- Theo công thức 6.2a ta có
- Với bộ truyền đã cho là bộ truyền quay một chiều nên K
FC
= 1
Vậy sơ bộ ta xác định được
[ ]
( )
[ ]
( )
Mpa
Mpa
F
F
5,236
75,1
1.1
.414σ
252
75,1
1.1
.441σ
2
1
==
==
- Ứng suất khi quá tải
[ ]
==
1

2
.8,0
chF
σσ
0,8.450 = 360 (MPa)
III. Tính bộ truyền cấp nhanh( Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng).
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
= K
a
. (u
1
+ 1) .
[ ]
3
1
2
2
1baH
HB
u
KT
ψσ
Trong đó
- K
a

( ) ( )
mm
w
191
4,0.42,6.482
02,1.82382
.142,6.5,49
3
2
1
=+=
Lấy a
w1
= 190 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp, mô đun.
- Theo công thức 6.17
m = (0,010,02) a
w
= (0,010,02).190 = 1,9 3,8
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn m = 2,5
- Xác định số răng.
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Theo công thức 6.19 ta có số răng của bánh nhỏ là
Z
1
=
( ) ( )
48,20
142,65,2

2
= 20 +128 =148 răng
- Khoảng cách trục thực tế.
a
w1
= = = 185 mm
Vậy ta chọn a
w1
= 185 mm
+ Góc ăn khớp
cos
tw
α
=
( )
1
21
.2
cos
w
a
mzz
α
+
=
( )
185.2
20cos.5,2.12820 +
= 0,939
tw

+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
⇒
Z
H
=
)1,20.2sin(
1.2
= 1,76
+ Z là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Z
( )
3
ε4
α
ε
−
=
với
βcos.

.2,388,1ε
ε
0
α
=
−
=⇒
=












+−=⇒
Z
+ K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
HvHHH
K.K.K
αβ
=
Trong đó

w
HH
u
a
vg δν
0
=
Vận tốc vòng v được tính theo công thức 6.40
v =
60000
n.d.
11w
π
với
50
14,6
185.2
1
.2
1
=
+
=
+
=
Utt
a
d
w
w


065,1
1.02,1.82382.2
50.74.98,2
1 =+=→
HV
K
Vậy K
0863,1065,1.1.02,1
==
H

Thay số ta được
( )
( )
Mpa
H
8,446
50.4,6.74
14,6.0863,1.82382.2
.876,0.76,1.274σ
2
=
+
=
- Theo công thức 6.1 và 6.1a ta xác định được chính xác ứng suất tiếp xúc cho
phép
[ ] [ ]
XHRVHH
KZZ σσ =

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
- Theo công thức 6.43 ta có
m.d.b
Y.Y.Y.K.T.2
1ww
1FF1
1F
βε
σ =
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Trong đó
+ T
1
là momen xoắn trên trục chủ động T
1
= 82382 Nmm
+ m là mô đun pháp m = 2,5 mm
+ b
w
là chiều rộng vành răng b
w
= 74 mm
+ d
w1
là đường kính vòng lăn bánh chủ động( bánh nhỏ) d
w1
= 50 mm
+ Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

là hệ số tải trọng khi tính về uốn K
FVFFF
K.K.K
αβ
=
Trong đó: K
Fβ
= 1,055( tra bảng 6.7 với
bd
ψ
=1,57)
Theo bảng 6.14 ta chọn K
Fα
= 1( bánh răng thẳng)
K
FV
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
wwF
KKT
db
với
tt
w
FF
u

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Vậy ta có:
( )
Mpa
F
5,52
5,2.50.74
08,4.1.59,0.224,1.82382.2
δ
1
==( )
Mpa
Y
Y
F
F
FF
3,46
08,4
6,3
5,52δδ
1
2
12
===

- Mặt khác ta có [σ

F1
] = 252.1.1,016.1 = 256,03 MPa
Tương tự [σ
F2
] = 236,5.1.1,016.1 = 240,28 MPa
Vậy = 52,5 MPa < [σ
F1
]
max
= 256,03 MPa
= 46,3 MPa < [σ
F2
]
max
= 240,28 MPa
Như vậy độ bền uốn thỏa mãn.
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
- Ta có K
qt
= = 1,7
- Theo công thức 6.48 ta có
( )
[ ]
( )
MpaMpaK
HqtHH
1260σ03,5977,19,457σσ
max
max
=<===

= 50 (mm)
d
2
=
β
cos
.
2
zm
=
0cos
128.5,2
= 320 (mm)
- Đường kính đỉnh răng.
d
a1
= d
1
+ 2.m.(1 + x
1
-

y
∆
) = 50 + 2. 2,5.(1 + 0 - 0) = 55 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x

dd
w






+
+=
= 50 +
12820
0.2
+
.50 = 50 (mm)
2
21
224
.
.2
d
ZZ
y
dd
w






ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- K
a
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Theo bảng 6.5 ta có K
a
= 43 MPa
1/3
- T

là momen xoắn trên trục bánh chủ động.
T =
2
2
T
=
2
517221
= 258610,5 (Nmm)
- Theo bảng 6.6 ta chọn
3,0=
ba
ψ

( ) ( )
754,0174,3.3,0.53,01.ψ.53,0ψ
2
=+=+=→ u
babd
- Theo bảng 6.7 với = 0,754 và sơ đồ 3 ta chọn K

0
- Theo công thức 6.31 ta có số răng bánh nhỏ là
3,28
)174,3.(5,2
35cos.205.2
)1.(
cos 2
0
2
3
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Lấy Z
3
= 28 răng
- Số răng bánh lớn là Z
4
= u
2
.Z
3
= 3,74.28 = 104,72

H
σ
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
) (
)1.( 2
2
2wmw
mH
dub
uKT +
Trong đó
- Z
M
là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu. Theo bảng 6.5 ta có Z
M
= 274 MPa
1/3
- Z
H
là hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc. Theo công thức 6.34 ta có
Z
tw
b
H
2sin

9,35cos
20tan
) =
o
2,24
49,1
)2,24.2sin(
)4,33cos(.2
0
0
==⇒
H
Z
- Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức 6.37 ta có
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
+ Hệ số trùng khớp dọc:
β
ε
=
m
b
w
.
sin
.
π













+−
43
11
.2,388,1
zz
. cos
β
=











Hβ
= 1,08
Ta có
+ Theo công thức 6.40 ta có v =
60000
π
22
nd
w
= = 0,51 m/s
Với v = 0,51 m/s theo bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánh
răng. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s ta chọn K
Hα
= 1,13
+ Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có
73;002,0δ
0
== g
H
+ Theo công thức 6.42 ta có
55,0
74,3
205
.51,0.73.002,0ν ==
H
Ta có
( )
mmab
wbaw
5,61205.3,0.ψ

σ
.Z
v
.Z
R
.K
xH
+ Vì v = 0,51 m/s < 5 m/s nên ta chọn Z
V
= 1
+ Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám
m
µ
25,1 2,5 R
a
÷=
do đó Z
R
= 0,95
+ Đường kính đỉnh răng d
a1
< 700 và d
a2
< 700 K
XH
= 1
Do đó
[ ]
( )

T = = = 258610,5 Nmm
- m là mô đun pháp m = 2,5 mm
- bw là chiều rộng vành răng bw = 61,5 mm
- dw2 là đường kính vòng lăn bánh bánh chủ động dw2 = 86,3 mm
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn
FVFFF
KKKK
αβ
=
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
+ Theo bảng 6.7 ta chọn
β
F
K
= 1,24
+ Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9 ta chọn
α
F
K
= 1,37
+ K
FV
= 1 +
αβ
ν
FF
wwF
KKT
db

K
F
= 1,24 .1,37. 1,01 = 1,72
- Hệ số trùng khớp răng
ε
Y
=
α
ε
1
=
4,1
1
= 0,7
- Hệ số trùng nghiêng của răng
β
Y
= 1 -
140
β
= 1 -
140
9,35
= 0,74
- Y
F3
, Y
F4
là hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
+ Số răng tương đương. Theo công thức 6.18 ta có

= 3,6
- Với m = 2,5 ta có Y
s
là hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu với tập trung
ứng suất Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- Y
R
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Chọn Y
R
= 1 (bánh răng phay), K
xF
= 1 (d
a
<400 mm)
Do đó ta có

[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
33
σσ
=
= 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)
[ ] [ ]
xFsRFF

6,3
= 125 (MPa) <
[ ]
2F
σ
= 240,3 (MPa)
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
maxH
σ
=
qtH
K.
σ
với
qt
K
=
T
T
max
=
1
1
.7,1
T
T
= 1,7
( )
[ ]
( )

6.Các thông số khác của bộ truyền.
- Đường kính vòng chia.
d
3
=
β
cos
.
3
zm
=
9,35cos
28.5,2
= 86,4 (mm)
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
d
4
=
β
cos
.
4
zm
=
9,35cos
105.5,2
= 324 (mm)
- Đường kính đỉnh răng.
d

w






+
+=
= 86,4 +
8728
0.2
+
.86,4 = 86,4 (mm)
4
43
436
.
.2
d
ZZ
y
dd
w







= 20 Z
2
= 128 Z
3
= 28 Z
4
= 105
Hệ số dịch chỉnh x;mm 0 0 0 0
Đường kính vòng chia d,mm d
1
= 50 d
2
= 320 d
3
=86,4 d
4
=324
Đường kính đỉnh răng d
a
,mm d
a1
= 55 d
a2
=325 d
a3
=91,4 d
a4
=329
Đường kính đáy răng d
f


[ ]
3
.2,0
τ
k
T
- Đường kính trục 1
Chọn
[ ]
τ
= 15 Mpa; T
1
= 82382 Nmm
Ta có d
1
=
[ ]
3
1
.2,0
τ
T
=
3
15.2,0
82382
= 30,1 mm
Chọn d
1

3
= 1727682
Ta có d
3
=
[ ]
3
3
.2,0
τ
T
=
3
25.2,0
1727682
= 70,17 (mm)
Chọn d
3
= 70 (mm)
- Theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn là b
o1
= 19 (mm); b
o2
= 27 (mm);
b
o3
= 35 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục 1 nên không cần quan tâm đến đường kính
trục động cơ điện.
III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Chọn l
m36
= 85 mm; l
m37
= 90 mm; l
m38
= 100 mm

2. Khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục.
Theo bảng 10.3 ta chọn
Tên gọi Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong
của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
k
1
= 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k
2
= 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k
3
= 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông h
n
= 15
- Trục 1
l
13
= l
23

23
= l
22
+ 0,5.( l
m23
+ l
m24
) + k
1
= 61,5 + 0,5.(60 + 75) + 10 = 139 mm
l
24
= 2.l
23
- l
22
= 2.139 – 61,5 = 216,5 mm
l
21
= 2.l
23
= 2.139 = 278 mm
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 25