TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
A.LỜI MỞ 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 đai. 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 Trần Quyết
Tiến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành
đồ án môn học này./..
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 1
1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Đề số: 1A
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ

1000
= 5 KW
Hệ số tải trọng tương đương : β
β =
√
t
i
t
ck
∑
(
P
i
P
l
)
=
√
t
mm
t
ck
.
(
1,4 M
M
)
2
+
t

(
M
M
)
2
=1
Hiệu suất truyền động : η
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 2
2
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
η = η
đ
η
br
η
3
ol
η
k
η
đ
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai để hở ( Tra bảng 2-3)
η
br
= 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng, để kín. ( Tra bảng 2-3)
η
ol
= 0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)
η

lv
: là số vòng quay của trục công tác
u
t
: là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
Số vòng quay của trục công tác : n
lv
n
lv
=
60000.v
π .D
=
¿
60000.2,0
π .575
=66,43¿
vòng/phút )
với D= 575mm : đường kính băng tải
Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : u
t
u
t
= u
đ
.u
br

Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : u
đ


T
mm
T
≤
T
k
T
dn
-Theo bảng 1.1-Phụ lục/234/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu 4A132S6Y3 có thông
số kỹ thuật
Kiểu động cơ Công suất
(kw)
Vận
tốc(v/p)
Cos φ η (%)
T
max
T
dn
T
k
T
dn
4A132S6Y3 5,5 960 0,80 85 2,2 2,0

Kiểm tra điều kiện mở máy
P
đc
= 5,5 > P

II. Phân phối tỷ số truyền :
- Với động cơ đã chọn ,ta có : P
đc
= 5.5 (KW)
n
đc
= 960 (v/p)
Theo công thức tính tỷ số truyền ta có :
u
t
=
n
đ c
n
lv
=
960
66 ,43
=14,451
Mà ta có : u
t
= u
đ
u
br
Trong đó : u
đ
= 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng
U
br

- Tốc độ quay trên trục II là:
n
II
=
n
I
u
br
=
240
3,612
=66,43
( v/p)
-Tốc độ quay trên trục công tác là:
n
ct
=
n
II
U
k
=
66,43
1
=66,43(v / p)

- Công suất trên trục II : P
2
=
p

I
η
đ
=
5,179
0,96
= 5,395 (KW)
7. Xác định momen xoắn trên các trục :
Momen xoắn trên trục động cơ là:
T
đ c
=9,55. 10
6
.
P
đ c
n
đ c
=9,55.10
6
.
5,395
960
=54713,541Nmm
Momen xoắn trên trục I là :
T
I
=9,55. 10
6
.

6
.
P
tđ
n
ct
=9,55.10
6
.
5
66,43
=718801,746 Nmm

♦
Ta có bảng thông số sau :
Thông
số/Trục
Động cơ Trục I Trục II Trục công tác
u
đ
=4 u
br
=3,612 U
k
=1
P (KW) 5,5 5,179 5,050 5
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 5
5
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ

đc
= 54713,541 Nmm
b
b
y
40
0
h
t
o
Tỷ số truyền : u
1
= u
đ
= 4
Số ca làm việc : 1 ca
Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ
b.Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai gồm các bước :
– Chọn loại đai.
– Xác định kích thước và thông số các bộ truyền.
– Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu và khả năng kéo của đai.
– Xác định lực căng dây đai và lực tác dụng lên trục.
Theo hình dạng tiết diện đai , phân ra : Đai dẹt ,đai thang ,đai nhiều chêm và
đai răng.
Với :
Công suất của bộ truyền đai : P
1
=5,5 KW
Số vòng quay trục chủ động : n

d
1
:
Theo bảng 4.21/t63/q1 chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
=180 mm theo Б tiêu
chuẩn.
Vận tốc đai : v =
π . d
1
n
1
60000
=
π .180.960
60000
= 9,047 (m/s)
v =9,047 (m/s) < v
max
= 25 (m/s) ( thỏa mãn )
b.Xác định đường kính bánh đai lớn d
2
Theo công thức (4.2)/t53/q1 ta có đường kính bánh đai lớn :
d
2
= u
đ
.d
1
.(1-

Sai số của tỉ số truyền
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 8
8
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Δ =
u
t
−u
đ
u
đ
.180% =
4,025−4
4
.100% =0,623% < 4%(thoả mãn)
3.Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
–Dựa vào bảng 4.14/t60/q1 ,ta có
u
đ
=4=¿ a/d
2
=0 ,95
Vậy ta có : a = 0,95.
d
2
= 0,95.710= 674,5 mm
Giá trị của a phải thỏa mãn điều kiện sau
0.55.(d
1

= 2851,1 mm
Tra bảng 4.13/t59/q1, chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l = 2800 mm
– Nghiệm số vòng chạy của đai trong một giây ,theo công thức (4.15)/t60/q1,ta
có :
i =
v
l
=
9,047.10
3
2800
=3,23 s
−1
Vậy ta có : i =
3,23

s
−1
<
i
max
=10
s
−1
(thỏa mãn)
–Tính lại khoảng cách trục a:

2 2
8
4

2
= 265
Vậy khoảng cách trục thực :a =
1402+
√
1402
2
−8. 265
2
4
=700,8
mm
Ta thấy a =700,8 mm thỏa mãn điều kiện
500 ≤ a ≤ 1780
4.Xác định góc ôm trên bánh nhỏ và bánh lớn:
Theo công thức 4.7/t54/q1 ,ta có :
Góc ôm
α
1
=
180
0
−
(
d
2
−d
1
)
a

= 223,1
0
Kiểm tra điều kiện : α
1
¿136,89
0
> α
min
=
120
0
(thỏa mãn)
5.Xác định số đai cần thiết z :
Theo công thức (4-16)/t60/q1 ta có : z =
P
1
.k
đ
[
P
0
]
.C
α
.C
1
.C
u
.C
z

P
[¿ ¿ 0]
P
1
¿
=
5,395
3,0
=1,798
,tra bảng 4.18/t61/q1,ta được
C
z
=0,95
C
α
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
α
1
Ta có :
C
α
=1−0,0025.
(
180−α
1
)
¿1−0,0025.
(
180−136,89
)

3,0.0,892.1,04.1,14.0,95
= 1,968 đai.
Lấy số đai z = 2 đai < 6 đai => thoả mãn.
6. Xác định chiều rộng, đường kính ngoài của bánh đai : B ,
d
a
Theo công thức (4.17) và bảng 4.21/t63/q1, ta có :
Chiều rộng bánh đai : B= (z –1).t + 2.e
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 11
11
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
Đường kính ngoài của bánh đai :
d
a
=d+2. h
0
Tra bảng 4.21/t63/q1 ta có :
h
0
= 4,2 , t = 19 ,e =12,5
Vậy : B = (2
–1¿.19+2.12,5=44mm
⇒ - §êng kÝnh ngoµi cña b¸nh ®ai nhá lµ:
d
a1
= d
1
+ 2h
0

F
v
=q
m
.v
2
q
m
:
Khối lượng 1m chiều dài đai .Tra bảng 4.22/t64/q1ta được

q
m
=0,178
kg
m
=>
F
v
=q
m
.v
2
=0,178.9,047=14,568N
Vậy ta có :

F
0
=
780.5,395.1,1.

0
= 473,826N
F
r đ y
=F
r đ
.sinα = 1121,167 .sin65
0
= 1061,123 N
với α =
65
0
là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 13
13
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
8.Bảng kết quả tính toán :
Thông số Đai thang thường
Đường kính bánh đai nhỏ :
d
1
180 mm
Đường kính bánh đai nhỏ :
d
2
710 mm
Chiều rộng bánh đai B : 44 mm
Chiều dài đai : l 2800 mm
Số đai : z 2đai

14
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
– Công suất trên trục chủ động :
P
1
= P
I
=5,179 KW
– Số vòng quay trên trục chủ động :
n
1
=
n
I
=240 v/ p h
– Momen xoắn trên trục chủ động :
T
1
=T
I
=
206081,041
Nmm
– Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng :
u
1
=u
br
=3
,612

σ
ch2
= 450(MPa)
b. Xác định ứng suất cho phép :
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 15
15
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công thức
6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác định theo
công thức sau:
[σ
H
] =
H
H
S
lim
0
σ
. Z
R
.Z
v
.K

v
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
Y
s
=1,08 – 0,0695ln(m)
K
xF
- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;
Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy:
Z
R
Z
v
K
xH
= 1
Y
R
YsK
xF
= 1

0
limH
: lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số
chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
s
F
; s
H
: Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2
/t94/q1 .Ta có:
σ
0
limH
= 2.HB + 70 ; s
H
=1,1
σ
o
F lim
=1,8.HB ; s
F
=1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB
1
=250 ; độ rắn bánh lớn : HB
2
= 235
Khi đó :
σ
1lim

=
m
H
√
N
HO
N
HE
;
K
FL
=
m
F
√
N
FO
N
FE
ở đây:

m
H
;
m
F
Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 17
17

H
HB
2,4N
HO 1
=30.250
2,4
= 1,706 .
10
7
N
HO 2
=30.235
2,4
= 1,471 .
10
7

N
HE
;
N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương .
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng không đổi nên ta có
N
HE
= N

2
=
1,471.10
7
 K
HL1
= 1 , K
HL2
= 1;
K
FL1
= 1 , K
FL2
= 1.
Theo công thức (6.1a) và (6.2a), ta tính được
[σ
H
]
1
=
570.1
1,1
= 518,18 MPa
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 18
18
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ
[σ
H
]

1,75
= 257,142 MPa
[σ
F
]
2
=
423.1
1,75
= 241,174 MPa
- Ứng suất quá tải cho phép theo các công thức 6.13 và 6.14/t 95/q1 ta có:
[σ
H
]
max
= 2,8. σ
ch
⇒ [σ
H
]
max1
=2,8.580 = 1624 Mpa ;
[σ
H
]
max2
=2,8.450 = 1260 Mpa ;
[σ
F
]

ba
3
√
¿

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ
d
wl
=K
d.
σ
¿
H
¿¿
¿
¿
¿
T
1
K
Hβ
(u ± 1)
¿
3
√
¿
+với K
a
,K
d

w
là chiều rộng bánh răng ),chọn bảng 6.6 tthdđck/t1/97
+ Ψ
bd
=
b
w
d
wl
+K
Hβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Theo công thức 6.16/tthdđck/t1/97 ta có :
Ψ
bd
=0,53
ψ
ba
.(u±1) = 0,53.0,35.(3,612+1) = 0,885
Theo bảng 6.7/98 ta có K
Hβ
= 1,06
vậy a
w
= 43.(3,612 +1)
3
√
206081,041.1,03
504,54

=
2a
w
.cosβ
m(u+1)
=
2.170.cos10
2(3,612+1)
= 36,3
lấy z
1
= 36
số bánh răng lớn là z
2
= u.z
1
= 3,612.36 = 130 ;lấy z
2
= 130
Mà z
t
= z
1
+ z
2
=36+130 = 166
+Theo công thức 6.32tkhdđck/t1/103 ta có
Cosβ = mz
t
/(2a

=mz
1
/cosβ = 2.36/0,976 =73,77 (mm)
d
2
=mz
2
/cosβ = 2.130/0,976 =266,39 (mm)
• Đường kính lăn
d
w1
= 2a
w
(u+1)= 2.170/(3,612+1)= 73,72(mm)
d
w2
= d
w1
.u = 73,72.3,612=266,27(mm)
• Đường kính đỉnh răng ăn khớp mgoài
d
a1
=d
1
+2(1+x
1
- ∆y)m
d
a1
= 73,77 + 2.2= 77,77 mm

d
b2
= d
2
cosα = 266,39.cos 20 = 250,324 mm
• Góc profin răng α
t
= arc(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos13)=20,45
0
5.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.53/t105/q1 ta có :
σ
H

≤
[σ
H
] = 504,54
σ
H
=
1
2
1
2. . .( 1)
.
. .
H
M H
w w

⇒
ε
β
= 59,5.sin
13
0
/(2.3,14) = 2,06 > 1
⇒ z
ε
=
√
1/ε
α

- ε
α
: Hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức 6.38b-tr105-tài liệu (1):
ε
α
=[1,88 – 3,2 (1/Z
1
+1/Z
2
)].cosβ
ε
α
=[1,88 –3,2 (1/36 +1/130)].cos(13
o
)= 1,77
Vậy z

b
= cosα
t
.tgβ
Theo công thức ở bảng 6.11 tài liệu [I],theo TCVN 1615_71 α = 20
o
với α
tw
= α
t
=arctg(tg
α
/cosβ)= arctg(tg20/cos13
0
)=20,45
0
(tgβ
b
=cosα
t
.tgβ=cos(20,45)tg(13)=0,208
Vậy β
b
=12
0
Z
H
=
√
2cos β

β
:Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng ,
k
H
β
=1,06
- Trị số của cấp chính xác phụ thuộc vận tốc vòng
Theo 6.40/t1/161: v=π.d
wl
.n
1
/60000
d
w1
: là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức ở bảng 6.11
d
w1
= 2a
w
/

(u±1) = 2.170/(3,612+1) = 73,72 mm
n
1
: Số vòng quay trên trục chủ động n
1
= 240 vòng/phút
→ v=3,14.73,72.240/60000 = 0,9 m/s
Do vận tốc bánh dẫn: v = 0,9 m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 161- tài liệu [1]) ta
được cấp chính xác động học là 9.

= δ
H
.g
0
.v.
√
a
w
/u

+ δ
H
: Trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15/t107/q1 với
dạng răng nghiêng thì δ
H
=0,002
+ g
0
:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng
6.16/t107/q1với cấp chính xác là 9 thì g
0
= 73
ν
H
= 0,002.73.0,9.
√
170/3,612
= 0,9 < 230 thoả mãn
Vậy k
HV

V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn
mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R
a
=1,25÷0,63
µm. Do đó Z
R
= 1 với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
⇒ [σ
H
]
*
= 504,54.1.1.1= 504,54MPa.
Nhận thấy rằng σ
H
< [σ
H
]
*
do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được
điều kiện bền do tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng
SV thực hiện : Đỗ Văn Mười
GVHD : Trần Quyết Tiến Page 24
24
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY KHOA: CƠ KHÍ

Điều kiện bền uốn cho răng:
σ
F1
=
2T
1
. K
F
,Y
ε
.Y
β
.Y
F1
b
w
d
w1
.m
≤ [σ
F1
] (6.43)
σ
F2
=
1
21
.
F
FF

3
1
cos
z
=
36
0,976
3
= 38,72
z
vn2
=
β
3
2
cos
z
=
136
0,976
3
= 146,28
⇒ Y
F1
, Y
F2
- Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức
sau:
Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: Y
F1