ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương
trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn
học Chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến
thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi,
Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và
làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh
răng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối
tới hộp giảm tốc và sẽ truyền chuyển động tới băng tải.
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử
dụng và tra cứu các tài liệu sau:
- Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất
và PGS.TS-Lê Văn Uyển.
- Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.
- Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những
mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng
của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót.
Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em
cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Ngô
Văn Quyết đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được
giao .
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !
-----------------------------------@----------------------------------
1

TT
bt
(KW)
Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất tính
toán P
t
sẽ được tính bởi công suất tương đương P
tđ
Mô men tương đương trên băng tảI :

=
T
tdbt
81,936073
4,06,0
4,0.6,0
.
8,0
2
1
2
1
=
+
+
=





5
==
n
T
tdbt
(KW)
Trong đó:
n
5
là số vòng quay của trục tang quay của băng tải:

=
n
lv
=
n
5

42
355.
78,0.60000
.
.60000
=
Π
=
Π
D
v
(vg/ph)

Công suất tương đương trên trục động cơ là:

85,4
85,0
12,4
===
η
P
P
tdbt
tddc
(KW)
I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
Theo bảng 2.4, chọn tỉ số của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ là
16
=
u
h
, truyền động xích (bộ truyền ngoài) là
→=
2
u
x
tỉ số truyền của toàn bộ hệ
thống là:
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

322.16.
===

T
T
T
≤

4,1
=
T
Tmm

Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với P
tddc
=4,85 kw và n
đb
=1500 vg/ph ,ta chọn
được kiểu động cơ là : K132M4
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :
P
đc
= 5,5 kW ;
phvgn
dc
/.1445
=
;
2
=
Tdn
Tk


=16
Ta có :
21
.uuu
h
=
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm
Trong hộp giảm tốc đồng trục ta chọn u
1
= u
2
⇒

416
21
====
uuu
h
Tính lại giá trị u
xích
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc

= 39 (vg/ph).
P
III
=
ηη
xÝchGH
lv
P
=
93,0.9925,0
45,4
= 4,82 (kW) ;
P
II
=
ηη
brEF
III
P
=
97,0.9925,0
82,4
= 5,01 (kW) ;
P
I
=
ηη
brCD
II
P

n
P
I
I
= 9,55.10
6
.
1445
20,5
= 34366,78(Nmm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
10.55,9
=
n
P
II
II
6
.
25,361
01,5
= 132444,29 (Nmm).
T
III
= 9,55. 10
6


4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Trục
Thông số
Động cơ I II III Trục ct
P (KW) 5,5 5,2 5,01 4,82 4,45
U 1 4 4 2,15
n(vg/p) 1445 1445 361,25 90,31 42
T (Nmm) 36349,48 34366,78 132444,29 509699,92 1011750
5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Bảng 1
PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
II.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Công suất tại trục chủ động P
1x
=P
III
= 4,82 kw
Số vòng quay của trục chủ động n
1x
=n
3
=90,31 v/ph
Tỉ số truyền u
x
= 2,15
Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 30
0

0
]
Trong đó, với z
1
= 25, k
z
=z
01
/z
1
= 25/25 = 1 ;
với n
01
= 50 v/ph, k
n
=n
01
/n
1x
= 50/90,31 = 0,55
Hệ số sử dụng K= k
0
k
a
k
đc
k
đ
k
c

0
= 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p =
31,75 mm thoả mãn điều kiện mòn;
P
tx
< [ P
0
] =5,83 kW
đồng thời theo bảng5.8[1], P
tx
< P
max.
.
Khoảng cách trục a
w34
= 40p =40. 31,75 =1270 mm;
Theo CT5.12[1] số mắt xích sẽ là:
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
x= 0,5(z
1
+z
2
)+2a
w34
/p +(z
2
-z
1
)

2
- 2(55-25)
2
/π
2
}
1/2
}=1260,887
( mm)
Để xích không quá căng giảm a một lượng
∆a
w34
=(0,002-0,004 )a
w34
=2,52…5,04 mm.
Vởy ta lấy khoảng cách trục là a
w34
=1256 mm.
-Số lần va đập của xích;
i = z
1
n
1x
/15x = 25.90,31 /(15.120)=1,25 <[i] =25
II.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Để đảm bảo xích không bị phá huỷ do quá tải hệ số an toàn s phảI thoả mãn điều
kiện; (theo ct5.15[1])
s = Q
x
/ (k

/v
x
=1000 .4,82 / 1,19 = 4050,42N.
- F
vx
= qv
2
= 5,8.1,19
2
= 5,38 N.
- F
0x
=9,81k
f
q a
w34
= 9,81.4.3,8.1,256 = 187,28N; trong đó :k
f
= 4(bộ truyền
nghiêng 1 góc 35
0
).
Do đó:
s = 88500/(1,2.4050,42 +187,28 +5,38) = 17,51
Theo bảng 5.10[1] ,ta có [s] =8,2.Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
II.1.4. Đường kính đĩa xích:
Theo ct5.17[1] và bảng 13.4[1]:
d
1x
=p/sin(π /z

l
=19,05
(bảng 5.2).
II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
Theo công thức:
σ
Hx
= 0,47[k
r
( F
tx
K
đ
+F
vđx_
) E/ (A
x
k
d
) ]
1/2
≤ [σ
Hx
]
7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
trong đó
với z
1
=25, k

F
vđx2
=13.10
-7
n
2x
p
3
1 = 13.10
-7
.42.31,75
3
.1 =1,75 N
Do đó;
σ
Hx1
= 0,47.[0,42.(4050,42.1 +3,75)2,1.10
5
/(262.1) ]
1/2
= 549,08 MPa
đĩa xích 2:

x2
= Z
2
p n
2x
/60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s
Từ đó: F

0
so với phương ngang).
Sơ đồ lực tác dụng lên trục:(Hình1)
0
x
y
z
x
F
rx
3
5
°

Hình1
II.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
II.2.1.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng).
II.2.1.1.Chọn vật liệu.
Theo bảng 6.1[1] chọn:
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có:
σ
b3
= 850 MPa ;σ
ch3
= 580 MPa. Chọn HB
3
= 250 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192...240 có:
σ
b4

=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
°
limH
σ
= 2.HB + 70 ⇒ σ
°
H lim1
= 570 MPa;
σ
°
H lim2
= 560 MPa;
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
CKiiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
1
∑∑=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
ckiiiHE
ttTTtncN /./....60
3
133
∑∑=

( )

]
3
=
MPa1,509
1,1
1.560
=
; [σ
H
]
4
=
MPa8,481
1,1
1.530
=
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :
[ ] [ ] [ ]
( )
MPa
HHH
8,481,min
43
==
σσσ
- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng:
Theo ct6.13[1]:
Bánh 3: [σ
H
]

°
=
lim
σσ
Chọn sơ bộ:Y
R
.Y
S
.K
XF
=1 => [σ
F
] =(σ
°
F lim
/S
F
).K
FC
.K
FL
Tra bảng 6.2[1]: σ
°
F lim
= 1,8.HB ; S
F
=1,75 ;
=> σ
°
F lim3

FO
= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

( )
cki
m
iiiFE
ttTTtncN
F
/./....60
1
∑∑=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.

( )
6766

[σ
F4
]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa,
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σ
F3
]
max
= 0,8σ
ch3
= 0,8.580= 464MPa;
[σ
F4
]
max
= 0,8σ
ch4
= 0,8.450 = 360MPa;
II.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo ct6.15a[1]:
a
w23
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2

;
Theo bảng 6.6[1] chọn Ψ
ba
=0,4

( ) ( )
06,114.4,0.5,01.5,0
2
=+=+=⇒
u
babd
ψψ
Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 4) ta được K
H
β
=1,11 ;
[σ
H
]= 481,8 MPa
Thay số ta định được khoảng cách trục :
a
w23
= 49,5.(4 +1).
72,181
4,0.4.8,481
11,1.29,132444
3
2
=
(mm)

= 4.29 = 116 (răng)
=> Z
t
= Z
3
+ Z
4
= 29+ 116 = 145
• Tính lại khoảng cách trục : a’
w23
= m.Z
t
/ 2 = 2,5. 145/ 2 = 181,25 (mm)
Do đó cần dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục từ 181,25 xuống 180 mm
Theo CT6.22[1], hệ số dịch tâm:
y= a
w23
/m - 0,5z
t
=180/2,5-0,5.145 =- 0,5
Theo CT6.23[1]: K
y
= 1000y/z
t
=1000.(- 0,5)/145 =- 3,45
Theo CT6.10a[1] tra được:

K
x
=- 0,0866

.cosα/(2a
w23
) =2,5.145.cos20
0
/(2.180) =0,95
=> α
tw34
= 18
0
52’
Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Đường kính vòng chia : d
3
= m. z
3
= 2,5.29 = 72,5 (mm).
d
4
= m.z
4
= 2,5. 116 =290 (mm).
- Đường kính vòng lăn : d
w3
=2a
w23
/(u
2
+1) =2.180/(4+1)=72 (mm)
d
w4

= d
4
–(2,5-2x
4
)m
=290-(2,5+2.0,4).2,5=281,75(mm).
- Chiều rộng vành răng :b
w34
=ψ
ba
.a
w23
=0,4.180 =72 (mm)
- Hệ số trùng khớp: ε
α
= 1,88-3,2(1/z
3
+1/z
4
)
= 1,88-3,2(1/29+1/116) =1,74
II.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H
]
Theo 6.33[1]:

: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
Z
H
=
34
2sin
2
tw
α
=
( )
'5218.2sin
2
0
= 1,81
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Z
ε
=
3
)4(
α
ε
−
=
3
)74,14(
−

π
π
nd
w
(m/s)
12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn g
o
= 73
Theo công thức 6.42 [1] :

99,3
4
180
.36,1.73.006,0.
2
23
3
===
u
a
vg
w
oHH
δν
Trong đó theo bảng 6.15[1] => δ
H
=0,006


Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 1,36 (m/s ) ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5 m/s ) . Cấp chính xác động học là 9,
chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là
R
a
= 2,5...1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm). ⇒ K
xH
= 1.
[σ
H
] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7MPa , σ
H

≤

F4
/ Y
F3
Trong đó: Y
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
ε
=1/ ε
α
=1/1,74=0,57
- Y
β
= 1 (bánh răng thẳng)
Theo bảng 6.18[1], có Y
F3
= 3,93: Y
F4
=3,654
Theo bảng 6.7, K
F
β
= 1,23; K
F
α
=1,37: theo bảng 6.14 với v< 2,5m/s và cấp
chính xác 9.
Theo công thức

66,10

F
β
K
F
α
)
13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
=1+10,66.72.72/(2.132444,29.1,23.1,37)=1,12
⇒ K
F
=1,23.1,37.1,12=1,82
Vậy σ
F3
= 2.132444,29.1,82.0,57.1.3,93/(72.72.2,5) = 83,33 MPa
σ
F4
= σ
F3
Y
F4
/ Y
F3
= 83,33.3,654/3,93= 77,48 MPa
tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
F3
] =[σ
F3
]. Y

] = 236,5.1.1,016.1=240,284 MPa
σ
F3
, σ
F4
đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo .
II.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
Hệ số quá tải: K
qt
=T
max
/T
1
=1,4
Theo 6.48[1] :
σ
Hmax
= σ
H
qt
K
= 443,31
4,1
= 524,53MPa < [σ
H]
]
max
= 1260MPa;

= 190 (HB) ; σ
b1
= 600 MPa ;σ
ch1
= 340 MPa.
HB
2
= 170 (HB) ; σ
b2
= 600 MPa ;σ
ch2
= 340 MPa
II.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
-ứng suất tiếp xúc cho phép:

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH

K
HL
=
H
m
HEHO
NN

m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với m
H
= 6.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB

H
HB
: độ rắn Brinen.

74,2
1
10.833,0190.30
==

7
1
733
1
10.833,010.45,924,0.)8,0(6,0.1.13250.1445.1.60
=>=+=
HOHE
NN

( )
7
2
733
2
10.764,010.11,234,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
HOHE
NN

=> lấy N
HE
=N
HO
để tính => K
HL1
= K
HL2
=1
⇒[σ
H

1max
=2,8

σ
ch1
=2,8.340 = 952 Mpa
Bánh 2:

[σ
H
]
2max
=2,8

σ
ch2
=2,8.340 = 952 Mpa
Vậy ta chọn [σ
H
]
max
=952 Mpa
- ứng suất uốn cho phép:

[ ]
( )
FCFLxFSRFFF
KKKYYS
°
=

°
F lim2
= 1,8.170 = 306 MPa.
K
FC
: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => K
FC
=1
15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
K
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN

m
F
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với m
F
= 6.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N

1
10.410.97,804,0.)8,0(6,0.1.13250.1445.1.60
=>=+=
FOFE
NN

( )
6766
2
10.410.24,204,0.)8,0(6,0.1.13250.25,361.1.60
=>=+=
FOFE
NN
Ta có : N
FE
> N
FO
=> để tính toán lấy N
FE
=N
FO
=> K
FL1
= K
FL2
=1
Thay vào công thức trên ta được:
[σ
F1
]=342.1.1/1,75 =195,43 MPa


a
w12
/ [m(u
1
+1)] = 2.180/[ 2(4+1)] = 36 (răng)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u
1
Z
1
= 4.36 = 144 (răng)
=> Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 36 + 144 = 180
• Tính lại khoảng cách trục : a’
w12
= m.Z
t
/ 2 = 2. 180/ 2 = 180 (mm)
Do đó không cần dịch chỉnh,tức là x
1
=x
2

w1
=2a
w12
/(u
1
+1) =2.180/(4+1)=72 (mm)
d
w2
= u
1.
d
w1
=4.72 =288 (mm)
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= d
1
+ 2m =72 + 2.2=76 (mm).
d
a2
= d
2
+ 2.m =292 (mm).
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
–2,5m
=72-2,5.2=67(mm).
d

]
Theo 6.33[1]:
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

2
1112
11
..
)1.(..2
ww
H
dub
uKT
+

Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
Z
M
= 274 MPa
1/3
(tra bảng 6.5) ;

)77,14(
−
=0,86
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H
β
.K
HV
K
H
α
Tra bảng 6.7[1]: K
H
β
= 1,08(ψ
bd
=0,53. ψ
ba
(u
1
+1)=0,795)
Với bánh răng thẳng: K
H
α
=1

vg
w
oHH
δν
Trong đó theo bảng 6.15[1] => δ
H
=0,006

64,1
1.08,1.78,34366.2
72.54.17,12
1
..2
..
1
1
112
=+=+=
αβ
ν
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
⇒ K
H
= 1,08.1.1,64 = 1,77
Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] :

R
a
= 2,5...1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700(mm). ⇒ K
xH
= 1.
[σ
H
] = 372,727.1,01.0,95.1 = 357,63 MPa
Như vậy, σ
H

≤
[σ
H
] ⇒ Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc.
II.2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo ct6.43,6.44[1] :
σ
F1
=2T
1
K
F
Y
F1
Y

F1
= 3,74 ; Y
F2
=3,6
Theo bảng 6.7, K
F
β
= 1,17; K
F
α
=1,27 ; theo bảng 6.14 với v>2,5m/s và cấp
chính xác 8.
Theo công thức

46,32
4
180
.4,5.56.016,0.
1
12
1
===
u
a
vg
w
oFF
δν
Trong đó theo bảng 6.15 [1], δ
F

σ
F2
= σ
F1
Y
F2
/ Y
F1
= 61,65.3,6/3,74= 59,34 MPa
tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
F1
] =[σ
F1
]. Y
R
. Y
s
. K
xF
[σ
F2
] =[σ
F2
]. Y
R
. Y
s
. K
xF

=1,4
Theo 6.48[1] :
σ
Hmax
= σ
H
qt
K
= 305,67
4,1
=361,67 MPa < [σ
H]
]
max
= 952 MPa;
σ
F1max
=σ
F1
K
qt
= 61,65.1,4 = 86,31 MPa < [σ
F1
]
max
= 272 MPa;
σ
F2max
= σ
F2

d
d
; 1 ≤ c ≤ 1,3.
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn
Các thông số và kích thước của hai bộ truyền:
* Bộ truyền cấp nhanh:
Khoảng cách trục: a
w12
= 180 (mm).
Môđun : m = 2
Chiều rộng vành răng: b
w12
= 54 (mm).
Tỉ số truyền : u
1
= 4
19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Góc nghiêng của răng: β = 0
o
Số răng của bánh răng: Z
1
= 36 , Z
2
= 144.
Hệ số dịch chỉnh: x
1
=0, x
2
= 0;

= 29 , Z
4
=116
Hệ số dịch chỉnh: x
3
= -0,11 , x
4
= -0,4.
Đường kính chia: d
3
= 72,5(mm), d
4
= 290(mm).
Đường kính đỉnh răng: d
a3
= 77,01(mm), d
a4
= 293,06(mm).
Đường kính đáy răng: d
f3
= 65,7(mm), d
f4
= 281,75(mm).
Lực ăn khớp trên các bánh răng như sau:
n
1
n
2
n
3

r13
=F
r22
= F
t13
.tgα
tw12
=954,63.tg20
0
=347,46 N
F
t23
=F
t32
=2T
2
/d
w3
=2.132444,29/72 =3679,01 N
F
r23
=F
r32
= F
t23
tgα
tw34
=3679,01.tg(18
0
52’) =1257,22 N

= 30 (mm) D
3
= 28 (mm)
Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
T = 125,0(N.m)
D
c
=14 (mm) d
1
= M10 D
2
=20 (mm)
l = 62 (mm) l
1
= 34 (mm) l
2
= 15 (mm)
l
3
=28 (mm) h = 1,5
III.2.Thiết kế trục
III.2.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45,tôi cóσ
b
= 600 MPa.
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12..20 Mpa
III.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3;

[ ]

=>
26,33
18.2,0
29,132444
3
2
=≥
d
(mm)
• Trục III :T
III
=509699,92 Nmm, [τ
3
] =20 MPa
=>
32,50
20.2,0
92,509699
3
3
=≥
d
(mm)
Động cơ K132M4 có đường kính trục d
đc
=32 (mm),ta có thể chọn sơ bộ
đường kính các đoạn trục I,II và III như sau :
d
v1
=32 ; d

1
=15 (mm)
• Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :k
2
=10 (mm)
• Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ : k
3
=10 (mm)
• Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h
n
=20 (mm)
Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục :
l
mx
= (1,2…1,5)d
x
= (1,2…1,5)45 = 60(mm)
l
m12
= (1,4…2,5)d
v1
= (1,4…2,5)32 = 50 (mm).

l
m13
=l
m22

01
) +k
3
+h
n
]
= -[0,5(50+19)+10+20] =- 64,5(mm)
l
13
=0,5(l
m13
+b
01
)+k
1
+k
2
= 0,5(60+19)+15+10=64,5 (mm)
l
11
=2l
13
=2.64,5=129 (mm)
• Trục III :
l
32
= 0,5(l
m32
+b
03

11
+l
32
+0,5(b
01
+b
03
)+k
1
=129+78,5+0,5(19+27)+15=245,5 (mm)
l
21
=l
23
+l
32
=245,5+78,5=324 (mm)
Vậy ta có các khoảng cách :
l
12
=-64,5 ; l
13
=64,5 ; l
11
=129
l
22
=64,5 ; l
21
=324 ; l

l
11
l
m13
l
32
l
31
l
33
l
22
l
23
l
21
l
m23
l
m33
k
3
h
n
k
1
b
01
b
03

0
1113 BAkxtx
XXFFF
(1)
∑
=−+=
0...
111121313
lXlFlFm
Bkxtox
(2)
∑
=++−=
0
1113 BAry
YYFF
(3)
∑
=−=
0..
1111313
lYlFm
Broy
(4)
⇒



=
=

= 347,46 N
F
t23
= 3679,01 N F
r23
= 1257,22 N
- Xác định các phản lực tại các gối đỡ:
Ta có:
∑
=+++−=
0
222322 DCttx
XXFFF
(1)
( ) ( )
∑
=+−+−−=
0..
2122321232221221
lXllFllFm
Cttx
(2)
∑
=−−+=
0
222322 DCrry
YYFFF
(3)
( ) ( )
∑

79,1021
89,582
2
2
- Trục III:
Hình6
25