Đồ án chi tiết máy tính
toán thiết kế trạm dẫn
đọng băng tải

GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 1
MỤC LỤCLời nói đầu
Lời nói đầu
hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ
khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ
khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn.
Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với
một người kỹ sư.
T
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ
sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong
ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những
kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 2
học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh
viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo
và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được
sự hướng dẫn tận tình của thầy PGS-TS Ngô Văn Quyết và các thầy bộ môn trong
khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn
thành đồ án môn học này.
Phạm Anh Vũ

12
8.125
2,0.60000
=
(vg/ph)
n
sb
= n
lv
.u
t

GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 3
Với U
t
tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động
U
t
=U
br.
U
X
Tra bảng 2.4 được U
br
=29 ;U
x
=4
V: vận tốc băng tải
D : đường kính băng tải

x
=0,97 hiệu suất bộ truyền xích .
⇒
n
ht
=1. 0,99
4
. 0,97
3
. 0,97 = 0,85
Xác định công suất của động cơ:

P
ct
=
ht
t
n
P
=2,158 (KW)
Trong đó: - P
ct
: công suất cần thiết trên trục động cơ .
- p
t
: công suất tính toán trên máy
- n
ht
: hiệu suất toàn bộ hệ thống.
Vì khi động cơ mở máy thì động cơ chạy với tải trọng không đổi nên khi đó ta

==
VF
kw
Với P
2
= 2,185 kw .
: t
1
=3s= 8,33.10
4
h
⇒
P
td
= 2,158
158,2
8
)10,7.3,88(10.33,8.3,1
442
=
−+
−−
kw
Từ các thong số ta có thể chọn động cơ mang nhẵn hiệu 4A100L4Y3.
Từ bảng P1.1 trang 234 tài liệu tính toán hệ dẫn động cơ khí ta có bảng thông số
kỹ thuật như sau:
Kiểu động
cơ
Công suất Vận tốc quay n% cos
ϕ

0,2
=
dn
K
T
T
⇒
1,3<2,0
⇒
thỏa mãn điều kiện bài toán .
b. kiểm tra điều kiện làm việc:
khi động cơ làm việc thì ta có.
T
maxqt đc
<T
đc
T
đc
= n
ht
.
TnT
T
T
ht
dn
k
.2..
=


.9550
==
ck
t
n
P
N.m
Nhận thấy rằng : 44,8>22,178 Nm
⇔
T
maxqt đc
<T
đc
II: phân phối tỷ số truyền:
Tỷ số truyền của hệ thống truyền động: lv
đc
t
n
n
u
=
Trong đó: n
đc
: số vòng quay của động cơ (vg/ph)
-n
lv
: số vòng quay của trục máy(vg/ph)

.u
xich
2
- u
kn
: tỷ số truyền của khớp nối . u
kn
=1
- u
xich
: tỷ số truyền của bộ truyền xích
ta có u
ng
=u
xich
theo bảng 2.4 (21/hdđck) ta có u
xich
=2......5
ta chọn u
xich
=3,9
⇒
30
9,3
3,118
===
ng
t
h
u

Bội truyền bánh răng trụ răng nghiên 2 : u
2
=4,03
III: xác định các thong số động học và lực của các trục
1: tính toán tốc độ quay của các trục
- trục động cơ :

n
đc
=1420 vg/ph
- trục I:
n
I
=
1420
=
KN
đc
n
n
vg/ph
- trục II:
n
II
=
6,190
45,7
1420
1
==

2. công suất trên các trục động cơ:
- công suất trên trục IV:

P
4
=P
lv
=P
td
=2,158 kw.
-công suất trên trục III:

P
III
=P
IV
/(n
ol
.n
br2
)= 2,158/(0,97.0,99)= 2,247 kw
-công suất trên trục II:

P
II
=P
III
/(n
br1
.n

I
I
n
p
Nm
-trục II:
T
II
=
09,120853
6,190
412,2
.10.55,9.10.55,9
66
==
II
II
n
P
Nm.
-trục III:
T
III
=
47,453675
3,47
247,2
.10.55,910.55,9
66
==

I.
I.
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
1.
1.
chọn vật liệu:
chọn vật liệu:
Tên Vật liệu
b
σ
ch
σ
HB
Bánh 1 Thép tôi 45
cải thiện
750 450 200
Bánh 2 Thép tôi 45
cải thiện
600 340 170
2. xác định ứng suất cho phép:
theo bảng 6.2 (94/
hdđck). Thép tôi cải thiện đạt chế độ rắn HB 180…350 ta
hdđck). Thép tôi cải thiện đạt chế độ rắn HB 180…350 ta
có.
có.
702
0
lim
+= HB

47070200.2
0
1lim
0
1lim
==
=+=⇒
σ
σ
Bánh răng lớn 2: có HB=240
Bánh răng lớn 2: có HB=240
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 7
Mpa
Mpa
F
H
305170.8,1
41070170.2
0
2lim
0
2lim
==
=+=
σ
σ
Theo bảng 6.5 (93/ hdđck).
Theo bảng 6.5 (93/ hdđck).
N

FO
FO
=4.10
=4.10
6
6
-
-
khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
N
N
HE
HE
=N
=N
FE
FE
=N=60.c.n.t
=N=60.c.n.t
Σ
Σ
(6.6/93/ hdđck).
(6.6/93/ hdđck).
N
N
HE
HE
,N
,N

=60.1.1420.292.5.8=9,95.10
8
8
N
N
HE
HE
>N
>N
HO2
HO2
do vậy K
do vậy K
HL2
HL2
=1
=1
Suy ra ta có: N
Suy ra ta có: N
HE1
HE1
>N
>N
HO1
HO1
do đó K
do đó K
HL1
HL1
=1

1lim
h
h
s
σ
27,427
1,1
470
=
Mpa
[σ
H
]
2
=
2
2lim
h
h
s
σ
=
1,1
410
=372,72 MPa
Vậy ứng suất tiếp cho phép:
[б
H
]= ( б
H1

0
Flim2
. K
FC
.K
FL1
/ S
F
) = 306/1,75 = 174,85 Mpa
ứng suất tải cho phép theo (6.14) [93]. TL1.
[σ
H
]
max1
= 2,8 . σ
ch1
= 2,8.450 = 1125 Mpa.
[σ
H
]
max2
= 2,8 . σ
ch2
= 2,8 .340 = 952 Mpa.
[σ
F
]
max1
= 0,8 . σ
ch1

ψ
σ
β
±

Trong đó:
K
a
=43: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
(theo bảng 6.5)
T
1
= 16887,3

Nm.
[σ
H
] = 399,9 MPa
u = u
1
=7,45 : Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc.
ψ
ba
= 0,33 theo bảng (6. 6). [93].TL1.
K
HB
= 1,24 ứng với sơ đồ 3 theo bảng (6-7) .[98] /[TL1].
ψ
bd
= 0,5 ψ

)1(
11
1
2
+
um
a
w
=
)145,7.(2
9848,0.137.2
+
= 15,96 răng. Lấy Z
1
=16
- Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1]
Z
2
= Z
1
.u
1
= 16.7,45 = 119.
Do đó tỷ số truyền thực sự:
U
m
= 119/17 = 7,44 .
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 9
Cosβ =

dub
u
KT
ww
H
2
11
1
1
.
)1.(.2
.
±
.
trong đó: Z
M
= 274 (MPa)
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
137.3,0.
11
==
wbaw
ab
ψ
mm.
⇒
α
t
=α
tw

=1,742.
Hệ số trùng khớp dọc:
==
π
β
ε
β
m
Sin
b
w
.
225,1
2.
8,9.6,24
=
π
sim
ε
α
=
β
cos.
11
.2,388,1
21





+1) = 2.137 / (7,45+1) = 32,42 mm
v=
sm
nd
w
/4,2
60000
1420.42,32.
60000
..
11
==
ππ
.
Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
K
Hα
=1,13
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 10
V
H
=
5,145,7/137.4,2,1.73.02,0/..
0
==
uavg
wH
σ
Có σ

H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
dub
u
KT
ww
H
2
11
1
1
.
)1.(.2
.
±
= 274.1,742.0,783
2
46,32.45,7.137.33,0
465,1).145,7(3,16887.2
+
=405,6
σ
H
=405,6 Mpa
ta có Z

theo (6.17).[93]/ TL1. ta có modun ăn khớp
m=(0,01÷0,02) 150 = 1,5÷3 .
chọn m= 2.
Chọn sơ bộ β= 10
0
. cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ:
Z
1
=
)1(
11
1
2
+
um
a
w
=
)145,7.(2
9848,0.150.2
+
= 17,48 răng. Lấy Z
1
=17
- Số bánh răng lớn (theo công thức (6-20) trang 99/[TL1]
Z
2
= Z
1

d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
dub
u
KT
ww
H
2
11
1
1
.
)1.(.2
.
±
.
trong đó: Z
M
= 274 (MPa)
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
150.333,0.
11

254,15cos.2
2
.2
simSin
Cos
tw
b
=
α
β
=1,7.
Hệ số trùng khớp dọc:
==
π
β
ε
β
m
Sin
b
w
.
2,2
2.
6,9.150.33,0
=
π
sim
ε
α

599,1
1
=0,79.
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2.a
w
/ (u
1
+1) = 2.150 / (7,45+1) = 35,42 mm
v=
sm
nd
w
/632,2
60000
1420.42,35.
60000
..
11
==
ππ
.
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 12
Với v= 2,4 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
K
Hα
=1,13

(16887,3.1,24.1,13)=1,046 Ta có : K
H
=
488,1063,1.13.1.24,1..
==
KKK
HVHH
αβ
Từ các tính toán trên ta được:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
dub
u
KT
ww
H
2
11
1
1
.
)1.(.2
.
±

H
] >σ
H
.
e: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn;
ứng suất uốn:
[ ]
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
..
.....2
11
11
1
theo công thức(6-43) .[98]/ TL1.
Ta có:

1
=
α
F
K
,4

.K
Hβ
.K
Hα
)=1+5,17.49,5.35,42 /(2.16887,3 .1,5.1,37)=1,13

835,1057,1.4,1.24,1..
===
υαβ
FFFF
KKKK
599,1
=
ε
α
hệ số trùng khớp bánh răng.

625,0
599,1
11
===
α
ε
ε
Y

Với β = 42
0
11
`

= 1,08- 0,695.ln( 2)= 1,032
Y
R
=1. K
XF
=1
Theo các công thức (6-43) và (6-44) trang 108/[1] ta có:
Mpa
mdb
YYYKT
ww
FF
F
77,49
2.42,35.5,49
05,4.88,0.625,0.32,2.3,16887.2
..
.....2
11
11
1
===
βε
σ

MPa
Y
Y
F
FF

]
1.
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 14
k
qt
=
3,1
max
=
dn
T
T
[σ
H1
]
max
= σ
H.
qt
k
= 379,9.1,14=433,15 MPa
Theo (6.49).[110]/ TL1. ta có
[ ]
[ ]
)(27251,573,1.24,44.
)(36070,643,1.77,49.
max
22max2
max

Chiều rộng răng
b
w1
= 49,5 mm
Góc Profin gốc α = 20°
Góc ăn khớp α
tw
= 20,763°
Đường kính vòng chia
d
1
= 35, 42 mm
d
2
= 264,58 mm
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0; x
2
= 0
Đường kính vòng đỉnh răng
d
a1
= 42,42mm
d
a2
= 268,58mm
Đường kính vòng chân răng
d
f1

ψσ
β
+=
.
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 15
ta được ψ
ba
= 0,39 (lấy hơn bộ
cấp nhanh 20 ÷ 30% )
⇒ ψ
bd
= 0,5. ψ
ba
.(u
2
+ 1) = 0,5.0,39.(4,03+ 1) =1
Do vậy theo bảng (6.7) có K
Hβ
=1,15
T
2
= 120853,09 N.mm ; U
2
=4,03 T’
2
=T
2
/2=60426,545 N.mm
[σ

.Z
1
=4,03.22= 88,66 lấy Z
2
=89
Tỷ số truyền thực sự: U
m
= 89/ 22 = 4,04
Cos β= m(Z
1
+ Z
2
)/ [ 2. a
w2
] = 3.(22+889) / [2.141] = 0,9840
⇒
β = 10
0
14`=10,249.
c. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc làm việc
σ
H

2
2
2
..
)1.(..2
..

a
= 43
Tra bảng (6-6) trang 97 /[1]
Ta có :
249,10).2988,20cos(.cos tgtgtg
tb
==
βαβ
⇒ β
b
= 9,6247
=






=








==
9840,0
20

Sinb
w
=

Mà b
w
===
141.39,0.
2wba
a
ψ
54,99
⇒ ε
β

1246,1
14,3.5.2
)14,10.(.99,54
>==
o
Sin
Theo công thức (6.36).[105] .TL1.
α
ε
ε
1
=
Z
Mà
671,19840,0







+−=
βε
α
ZZ
Theo công thức (6-15b) trang 96 /[1] ta có :
mmua
w
w
d
95,55)103,4/(141.2)1/(..2
2
2
=+=+=

v=
sm
nd
w
/556,0
60000
6,190.95,55.
60000
..
212

0
= 73
Hệ số tải trọng xuất hiện trong vung ăn khớp:
K
HV
=1+V
H
.b
w
.d
w1
/(2.T
1
.K
Hβ
.K
Hα
)=1+0,479.0,39.141.55,295/
(2.60426,545.1,15.1.13)=1
Ta có : K
H
=
2995,10,1.13,1.15,1..
==
KKK
HVHH
αβ
Từ các tính toán trên ta được:
σ
H

=393,168Mpa
ta có Z
V
= 1
Z
R
= 0,95
K
XH
= 1
Do đó ta có: [σ
H
]= [σ
H
] .Z
V
.Z
R
.K
XH
= 399,9.1.0,95.1 =379, 9Mpa
Nhận thấy rằng [σ
H
] <σ
H
. ta phải chọn lại a
w
. cần tăng thêm khoảng cách trục
và tiến hang kiểm nghiệm lại .
Kết quả khi kiểm nghiệm lại là: a

Cos β= m(Z
1
+ Z
2
)/ [ 2. a
w2
] = 3.(26+104) / [2.165]
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 18
⇒
β = 9
0
159`=19,9865.
d. kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ứng suất tiếp xúc làm việc
σ
H

2
2
2
..
)1.(..2
..
wmw
mH
HM
dub
uKT
ZZZ





=








==
9848,0
20
cos
tg
arctg
tg
arctg
twt
β
α
αα
20,283
0
Vì theo tiêu chuẩn profin α = 20°
==⇒
283,20..2


15,2
14,3.5,2
)9865,,9.(.05,61
>==
o
Sin
Theo công thức (6.36).[105] .TL1.
α
ε
ε
1
=
Z
Mà
621,19848,0
104
1
26
1
2,38.1cos
11
2,38,1
21
=






11
===⇒
α
ε
ε
Z
v=
sm
nd
w
/61,0
60000
6,190.66.
60000
..
212
==
ππ
.
Với v= 0,61 m/s . theo bảng (6.13).[106] TL1. ta có cấp chính xác là 9 .
Có:
K
Hα
=1,13. theo (6.42).[107]/ TL1.
V
H
=
568,004,4/165.61,0.73.002,0/..
0
==

KKK
HVHH
αβ
Từ các tính toán trên ta được:
σ
H
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
dub
u
KT
ww
H
2
11
1
1
.
)1.(.2
.
±

=274.1,74.0,785
MPa3,328
66.03,4.165.37,0
16,1).103,4(10.545,60426.2

H
. Thoả mãn
e. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
ứng suất uốn:
Tra bảng (6-7) trang 98 /[1] ta được : K
Fβ
= 1,15
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 20
[ ]
1
22
22
1
..
.....2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
K
Fα
= 1,37 ; K
Hα
= 1,16

140
1
oO
β
0,9
Số răng tương đương là:
Z
v1
2,27
9848,0
25
33
1
===
β
Cos
Z
⇒ Lấy Z
v1
=27
Z
v2
89,108
9848,0
102
33
2
===
β
Cos

=
MPaYY
FFF
27,7361,3/89,3.82/.
121
==
σ
Vậy ta thấy: σ
F1
= < [σ
F
]
1
σ
F2
= < [σ
F
]
2
f. kiểm nghiệm răng về quá tải:
ứng suất tiếp xuc cực đại:
σ
H1max
= σ
H.
qt
k
Trong đó: k
qt
=

σ
F2max
=83,54 Mpa<[σ
F2max
]= 272 MPa
Vậy ta thấy: σ
F1
= < [σ
F
]
1
σ
F2
= < [σ
F
]
2
Bảng4: Bảng Thông số về bộ truyền bánh răng cấp chậm
Thông số Giá trị
Môdum m
2
= 2,5
Tỷ số truyền cấp nhanh u
2
= 4,03
Góc nghiêng răng β = 9
0
,59’
Số răng
Z

a1
= 71 mm
d
a2
= 269mm
Đường kính vòng chân răng
d
f1
= 59,75mm
d
f1
=257,75mm
5. lực tác động lên các bộ truyền:
a. bộ truyền cấp nhanh:
- Xác định lực vòng
N
d
T
FF
w
tt
5,935
42,35
3,16887.2.2
1
1
21
====
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 22

FF
w
tt
09,1965
66
09,120853
2.
.2
1
2
43
====
Lực hướng kính của bánh răng:
N
tg
Cos
tgF
FF
t
rr
13,751
98,0
98,9.09,1965.
3
43
=
°
===
β
α

n
t
≤
Trong đó:
k = 2,925

087,1
23
25
1
01
===
Z
Z
K
Z

057,1
3,47
50
3
01
===
n
n
K
n
Như vậy :P
t
= 2,925.1,087.1,057.2,247=7,75 kw

.1143=121,53
tính lại khoảng cách trục theo công thức. (5.13).[85]/ TL1.
a= 0,25.p{x
c
-0,5(Z
1
+Z
2
)+
( )
ZZ }]14,3/)2575{[(2)](5,0132[
22
22
−−+−
}
a=0,25.38,1.{122-0,5(92+23)+
( )
22
]14,3/)2392{[(2)]2392(5,0122[
−−+−
a=11152,5 mm .
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục A được giảm bớt một
lượng. Δa=0,003a= 0,003.1152,5= 3,5
Do vậy a= 1149 mm
Số lần va đập của xích. Theo (5.14).[85]/ TL1. có
i= Z
1
.n
3
/ (15.x)= 23. 47,32/(15.122)= 1

F
0
= 9,81.K
f
.
.q.a= 9,81.5,5.1,1.49.2=123,9N
⇒
S= 127.10
3
/(2.3210+123,9+2,695)=19,4
GVHD: PGS-TS Ngô Văn Quyết
SVTH: PHạm Anh Vũ; Lớp: CTK5 24
Theo bảng (5.10).[86].TL1.với n= 50 vg/ph . có [S] =7
Vậy s> [s]
⇒
bộ truyền xích đảm bảo độ bền
4. đường kính đĩa xích.
Theo (5.17).[86]/ TL1. có : d
1
= P/ sim(
1
/ Z
π
)
- d
1
= 38,1/ sin (3,14/23)= 279,94 mm
- d
2
= p / sin (

-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.47,32.38,1
3
.1= 3,4 N
Dùng thép tôi 45 cải thiện đạt độ rắn HB210 , sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép [σ
H
]= 600Mpa . đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa.
Có σ
H1
=0,47.
( )
Mpa76,360395/10.1,2).4,35,1.3210.(23,0
5
=+
σ
H1<
[σ
H
]. thỏa mãn điều kiện
tương tự có σ
H2
=365,88 Mpa .
σ