Thiết kế trạm dẫn động băng tải

Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
ĐỒ ÁN CỞ SỞ THIẾT KẾ MÁY
NHIỆM VỤ THIẾT KẾ: TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
PHẦN I: KHÁI QUÁT
Trạm dẫn động băng tải là một cơ cấu máy được dùng rộng rãi trong nghành
cơ khí: trong các nhà máy, phân xưởng,…Đặt biệt trong các dây chuyền sản xuất, nó có
vai trò rất quan trọng, có khả năng ảnh hưởng đến chỉ tiêu kinh tế và chất lượng sản
phẩm của các nhà máy cũng như phân xưởng…v.v.
Một trạm dẫn động băng tải gồm các cơ cấu chủ yếu sau: động cơ điện có tác
dụng tạo ra công suất để các bộ phận khác làm việc, bộ truyền động đai dùng để truyền
công suất từ động cơ đến hộp giảm tốc, hộp giảm tốc gồm hai bộ truyền bánh răng: bộ
truyền bánh răng nghiêng, bánh răng thẳng, tạo thành một tổ hợp để giảm số vòng và
truyền công suất đến máy công tác, và băng tải là các bộ phận công tác.
Trong một phân xưởng yêu cầu trang bị một hệ thống dẫn động băng tải để
vận chuyển các chi tiết máy từ chổ này đến chổ khác.
Với các số liệu tính toán:
- Lực vòng trên băng tải (N): P=6000
- Vận tốc trên băng tải (m/s): V=0,8
- Đường kính tang (mm): D=350
- Thời gian sử dụng (năm): t=5
- Chiều rộng băng tải (mm): B =400
- Chế độ làm việc:
+ 16 giờ/ngày
+ 300 ngày/năm
- Trục tang: ngang
- Đặc tính tải trọng:
+Va đập nhẹ, quay 2 chiều Hình 1. Đồ thị đặc tính tải trọng
+Theo đồ thị.
Hình 2. Sơ đồ động
1. Động cơ điện ; 2. Bộ truyền đai; 3. Hộp giảm tốc; 4. Bộ truyền xích; 5. Tang và băng
tải

CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
M
(Nmm)
0.8M
M
0.9M
t(h)
1
6
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
PHẦN II: CÁC NỘI DUNG THIẾT KẾ
CHƯƠNG 1: CHỌN SƠ ĐỒ TRUYỀN ĐỘNG- CHỌN ĐỘNG CƠ-
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG:
* Số vòng quay của trục tang:
- Do vận tốc của băng tải nhỏ nên số vòng quay của trục tang cũng nhỏ:







===
ph
vg
D

V
tg
n 7,43
350.
8,0.1000.60
.
.1000.60
ππ
- Ta chọn bộ truyền ngoài từ động cơ đến trục vào hộp giảm tốc là bộ truyền đai thang.
Vì đai thang có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, làm việc êm, thích hợp với vận tốc lớn và
tránh hư hỏng trong lúc làm việc có thể bị quá tải.
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: 1000 (vòng/phút).
- Nếu chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ quá lớn, sẽ làm tăng tỉ số truyền nên yêu
cầu phải chế tạo hộp giảm tốc lớn gây cồng kềnh và giá thành chế tạo tăng.
II. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
1. Chọn loại và kiểu động cơ:
Ta chọn động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha kiểu lồng sóc vì nó
có những ưu điểm: làm việc đảm bảo, giá rẻ, cấu tạo vận hành đơn giản, mắc trực tiếp
với mạng điện xoay chiều không cần biến đổi dòng điện.
2. Chọn công suất của động cơ:
Để chọn được động cơ điện phù hợp với yêu cầu thiết kế, ta cần tính cho
được công suất cần thiết, theo đồ thị đặt tính tải trọng, do trên băng tải có tải trọng thay
đổi và động cơ làm việc ở chế độ dài hạn nên công suất cần thiết được tính theo phương
pháp momen đẳng trị. Ta chọn công suất định mức lớn hơn hoặc bằng công suất đẳng
trị.
Các thông số cần tính toán:
- Momen cực đại trên băng tải:
( )
Nm
PD

M 1050
2
350.6000
2
max
===
- Momen đẳng trị trên băng tải: (công thức 2-3,TL[Thiết Kế CTM])
321
3
2
32
2
21
2
1
ttt
tMtMtM
đt
M
++
++
=
Theo đồ thị đặc tính tải trọng (hình 1):
M
1
= 0,8M ; t
1
= 1h
M
2

= M ; t
2
= 6h
M
3
= 0,9M ; t
3
= 1h
( ) ( )
( ) ( ) ( )
( )
Nm
MMM
đt
M 26,1013
161
1.
2
1050.9,06.
2
10501.
2
1050.8,0
161
1.
2
9,06.
2
1.
2

8,0
=
++
++
=
++
++
=
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
- Công suất đẳng trị trên băng tải: (công thức 2-4, TL[Thiết Kế CTM]) .
( )
kW
tg
n
đt
M
đt
N 6,4
9550
7,43.26,1013
9550
.
===
- Công suất cần thiết của động cơ N
ct
: (công thức 2-1, TL[Thiết Kế CTM]).
η

đt
N
ct
N
=
Trong đó:
xolbrđ
ηηηηη
...
42
=
Với
xolbrđ
ηηηη ,,,

chọn trong bảng 2-1, TL[Thiết Kế CTM ]:
đ
η
= 0,95 - Hiệu suất của bộ truyền đai thang.
br
η
= 0,97 - Hiệu suất của 1 cặp bánh răng trụ.
ol
η
= 0,995 - Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn.
x
η

=0,96 - Hiệu suất bộ truyền xích.
84,096,0.995,0.97,0.95,0...

4242
≈==⇒
xolbrđ
ηηηηη
Ta suy ra: Công suất cần thiết của động cơ:
( )
kW
đt
N
ct
N 48,5
84,0
6,4
===
η
.
3. Điều kiện để chọn động cơ:
- Công suất định mức của động cơ:
ctđc
NN
≥
.
Nên chọn N
đc
= 5,5 kW.
- Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất lớn hơn công suất cần thiết N
ct
. Trong tiêu
chuẩn động cơ điện của công ty cổ phần điện cơ Hà Nội
( />cuc-5,5kW-(3K132S4).htm) có nhiều loại thõa mãn điều kiện này, tuy nhiên ở đây ta

chọn loại động cơ điện có ký hiệu 3K132S4 có công suất động cơ N
đc
= 5,5kW, động cơ
có số vòng quay là n
đc
= 1445(vg/ph), là loại động cơ dễ tìm ngoài thị trường, kiểu động
cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế, giá thành rẻ hơn động cơ khác và đảm bảo hiệu suất
của máy khi làm việc.
*Thông số kỹ thuật cần thiết của động cơ: (Bảng 2P, TL[Thiết kế CTM]).
Công suất động
cơ N
đc
(kW)
n
đc
(Vòng/phút)
Hiệu suất
η
%
đm
M
M
min
đm
M
M
max
đm
m
M

M
Khối lượng
động cơ (Kg)
5,5 1445 85,5 0,86 2,2 2 62
Ta chọn động cơ điện không đồng bộ 3 pha bởi vì:
- Kết cấu của nó đơn giản.
- Làm việc tin cậy.
- Có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha mà không cần thiết bị đối dòng.
III. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
1. Phân phối tỉ số truyền: Dựa vào số vòng quay của động cơ điện đã chọn ở trên, ta
tính như sau:
- Tỷ số truyền chung:
ch
i
=
07,33
7,43
1445
==
tg
n
đc
n
- Mà:
xbrtđch
iiii ..
2
=
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN

1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Trong đó:
đ
i
- Tỷ số truyền của bộ truyền đai, ta chọn
đ
i
=[2…6]=3,5 (bảng 2-2, TL[Thiết Kế
CTM]).
x
i
- Tỷ số truyền của bộ truyền xích, ta chọn
x
i
=[2…6]=2 (bảng 2-2, TL[Thiết Kế
CTM]).
brt
i
- Tỷ số truyền của bộ bánh răng trụ răng thẳng.
- Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương
pháp ngâm dầu, tức là đường kính các bánh răng xấp xỉ nhau:
Ta có:
18,2
5,3.2
07,33
.
===
xđ
ch

brt
ii
i
i
2. Công suất của hệ thống:
Công suất và số vòng quay từng trục:
- Công suất cần thiết trên trục của động cơ:
( )
kWN
ct
48,5
=
- Truc I:
( )
kWNN
olđctI
18,5995,0.95,0.48,5..
===
ηη
- Trục II:
( )
kWNN
olbrIII
5995,0.97,0.18,5..
===
ηη
- Trục III:
( )
kWNN
olbrIIIII

83,4995,0.97,0.5..
===
ηη
- Trục tang:
( )
kWNN
olxIII
61,4995,0.96,0.83,4..
===
ηη
Bảng kết quả tính toán và phân phối tỉ số truyền:
Trục
Thông số
Trục động
cơ
Trục I Trục II Trục III
Trục
tang
I 3,5 2,18 2,18 2
n (vòng/ph) 1445 414 190 87 44
N (kW) 5,48 5,18 5 4,83 4,61
--------------------
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:
1. Chọn loại đai :
Truyền động đai được dùng để truyền động giữa các trục tương đối xa nhau và truyền
được chuyển động tương đối êm dịu. Tuy nhiên, vẫn có sự trượt giữa dây đai và bánh
đai vì
một vài yếu tố kĩ thuật không thể tránh khỏi. Chính điều này làm cho tỉ số truyền không
ổn định, do đó ta phải chọn dây đai có tỉ số truyền i luôn không quá 10.

 Cho biết các thông số ban đầu :
- Công suất cần thiết của động cơ N = 5,48 (kW)
- Số vòng quay của trục động cơ : n = n
1
= 1445 (vòng/phút)
- Tỉ số truyền : i = 3,5
- Số vòng quay của trục bị dẫn: n
2
= 414 (vòng/phút)
- Giả sử vận tốc đai: v < 5 (m/s).
 Ta chọn được 2 loại đai : hoặc loại Б hoặc loại B (bảng 5-13, TL[Thiết Kế
CTM]).
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
2. Trình tự thiết kế tính toán:
CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN
LOẠI ĐAI
BẢNG TRA
(TL[TK
Б B
1. Tiết diện đai :
Kích thước tiết diện đai : a.h (mm) 17x10,5 22x13,5
[Bảng 5-11]
Diện tích tiết diện đai : F ( mm ) 138 230
2. Định đường kính bánh đai nhỏ D (mm): 160 200 [Bảng 5-14]
Kiểm nghiệm vận tốc đai (m/s):

1

11
076,0
1000.60
.1445.14,3
1000.60
..
D
DDn
v
đc
≈==
π
12,16 15,2
Vận tốc này thỏa mãn : V≤V = (30÷35) (m/s) Thỏa Thỏa
3.Tính đường kính D của bánh lớn :

( ) ( )
mmDD
n
n
D
11
2
1
2
.42,31
≈−=
ξ
(Trong đó
ξ

= 0,02 là hệ số trượt của đai thang )
547,2 684
Công thức
(5-4)
Lấy D theo tiêu chuẩn 560 710 [Bảng 5-15]
Số vòng quay thực của trục bị dẫn:
( )
2
1
2
1
12
.1,1416..1
D
D
D
D
nn
=−=
ξ
(vòng/phút)
405 399
Công thức
(5-8)
2
n
sai lệch rất ít so với yêu cầu (3 ~ 4%) Thỏa Thỏa
Tỉ số truyền thực: i=
2
1

n
n
3,57 3,62
4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A: A
≈
D
2
(mm) 560 710 [Bảng 5-16]
5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A sơ
bộ theo công thức:
L = 2A +
A
DDDD
4
)(
2
)(
2
2121
+
+
+
π
2481,83 3140,28
Công thức
(5-1)
Lấy L theo tiêu chuẩn: 2500 3150 [Bảng 5-12]
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây:
u =
10

max
=≤
u
L
v

4,86 4,83
Công thức
(5-20)
6. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều
dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn :
8
)D D(8)]D D(-[2L)D D(2
2
21
2
2121
−−+++−
=
ππ
L
A
654 821
Công thức
(5-2)
Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện :
2(D
2
+D

)
≥
A
≥
0,55(D
1
+D
2
) + h Thỏa Thỏa
Công thức
(5-19)
Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai:
A
min
= A - 0,015L ( mm )
616,5 773,75
Khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng: 729 915,5
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
A
max
= A + 0,03L ( mm )
7. Tính góc ôm :

A
DD
0
12

0
1
57).(
180
−
−=
α
Ta thấy góc ôm thỏa mãn điều kiện :
0
1
120
≥
α
0
145
145
0
Công thức
(5-3)

8. xác định số đai Z cần thiết:
Chọn ứng suất căn bản ban đầu là:
2,1
0
=
σ
N/mm
2
và
theo trị số D

1
, ta được:

[ ]
O
P
σ
(N.mm
2
) 1,67 1,51 [Bảng 5-17]
Hệ số ảnh hưởng của góc ôm:C 0,92 0,92 [Bảng 5-18]
Hệ số ảnh hưởng của chế độ tải trọng: C
t
0,9 0,9 [Bảng 5-6]
Hệ số ảnh hưởng của vận tốc: C
v
0,94 0,85 [Bảng 5-19]
Số đai cần thiết tính theo công thức:

[ ]
FCCCv
N
Z
vt
O
P
ct
.....
.1000
α

σ
=
F: Tiết diện đai (mm
2
).
v: vận tốc đai (m/s).
2,37 1,47
Công thức
(5-22)
Ta lấy số đai Z: 3 2
9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
Chiều rộng bánh đai :
B
đ
= (Z - 1)t + 2S (mm)
Trong đó: t và S được tra trong bảng 10-3
65 60
Công thức
(5-23)
Đường kính ngoài của bánh đai:(công thức 5-24)
Bánh dẫn: D
n1
= D + 2h 170 212
Bánh bị dẫn: D
n2
= D + 2h 570 722
10. Xác dịnh lực căng ban đầu S
0
và lực tác dụng lên
trục:

- Lực căng ban đầu:
( )
NFS .
00
σ
=
165,6 276
Công thức
(5-25)
- Lực tác dụng lên trục:
)
2
sin(3
1
0
α
ZSR
≈
(N)
1421,4 1579,4
Công thức
(5-26)
Kết luận: Từ kết quả tính toán 2 loại đai ở bảng trên ta thấy nên dùng loại đai Б, vì
bộ truyền đai loại Б dễ chế tạo, có kích thước bánh đai và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn
loại B.
*Bảng thông số của bộ truyền :
Thông số Giá trị
Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN

1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Đường kính bánh đai 160(mm) 560(mm)
Đường kính ngoài bánh đai 170(mm) 570(mm)
Chiều rộng bánh đai 65(mm)
Số đai 3 đai
Chiều dài dây đai 2500(mm)
Khoảng cách trục 654(mm)
Góc ôm 145
0
Lực tác dụng lên trục 1421,4(N)
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP CHẬM
1. Chọn vật liệu chế tạo:
Do hộp giảm tốc hai cấp chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải
thiện, thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng nên chọn vật liệu làm bánh
răng có độ rắn bề mặt răng HB<350, đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng
chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn khoảng 25
÷
50 HB:
HB
1
=HB
2
+(25
÷
50)HB
 Bánh răng nhỏ:
Thép 45 thường hóa: (bảng 3-8, TL[Thiết Kế CTM]).
+ Độ rắn: HB
1

= 220, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 100 – 300(mm)).
+ Giới hạn bền: σ
b1
= 580 (N/mm
2
)
+ Giới hạn chảy : σ
ch1
= 290 (N/mm
2
)
 Bánh răng lớn :
Thép 35 thường hóa: (bảng 3-8, TL[Thiết Kế CTM]).
+ Độ rắn : HB
2
= 160, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 300 – 500(mm)).
+ Giới hạn bền : σ
b2
= 480 (N/mm
2
)
+ Giới hạn chảy : σ
ch2
= 240 (N/mm
2
)
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
• Số chu kỳ tương đương của bánh lớn : (công thức 3-4, TL[Thiết Kế CTM]).
N

tđ4
= 60.u
∑








2
max
M
M
i
n
i
T
i
Trong đó:
+M
i
; n
i
; T
i
- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i.
+M

max
- momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến
momen xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
+u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
=> N
tđ4
= 5.16.300.60.87.[0,8
2
.1 + 1
2
.6+0,9
2
.1]= 0,9333.10
9
> N
0
= 10
7
(bảng 3-9,
TL[Thiết kế CTM]
Trong đó: n
4
=
brt
II
i
n
=
18,2
190

= 87(vg/ph)
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
• Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ3
= N
tđ4
. i
brt
= 0,9333.10
9
. 2,18 = 2,035.10
9
> N
0
= 10
7
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k
’
N
của cả hai bánh đều bằng 1: k
’
N
=1
• Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : (công thức 3-1, TL[Thiết kế
CTM]).
σ

tx4
= [
σ
Notx
]. k
’
N
Với [
σ
Notx
] = 2,6.HB = 2,6.160 = 416 (N/mm
2
) - ứng suất tiếp xúc cho phép khi
bánh răng làm việc lâu dài (bảng 3-9, TL[Thiết kế CTM]).
=>
σ
tx4
= [
σ
Notx
]. k
’
N
= 416.1 = 416 (N/mm
2
)
• Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
=>
σ
tx3

= [
σ
Notx
]. k
’
N
= 2,6.220 = 572 (N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là :
σ
tx4
= 416 (N/mm
2
)
b. Ứng suất uốn cho phép:
• Số chu kỳ tương của bánh lớn công thức : (công thức 3-8, TL[Thiết Kế
CTM]).
N
tđ4
= 60.u
∑









m
i
M
M
max
n
i
T
i
Với m là bậc đường cong mỏi uốn, ở đây lấy m
≈
6 đối với thép thường hóa
=> N
tđ4
= 5.16.300.60.87.[(0,8)
6
.1 + 1
6
.6+0,9
6
.1] =0,8511.10
9
> N
0
= 5.10
6
• Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ3
= N

tđ4
. i
brt
= 0,8511.10
9
.2,18 = 1,8554.10
9
> N
0
= 5.10
6
Do N
tđ3
và N
tđ4
đều lớn hơn N
0
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất uốn k
N
”
của cả hai
bánh đều bằng 1: k
N
”
= 1
• Giới hạn mỏi uốn của thép 45 (bánh nhỏ) :
σ
-1
= (0,4
÷

0,45).
σ
b
= 0,43.580 = 249,4 (N/mm
2
)
Giới hạn mỏi uốn của thép 35(bánh lớn)
σ
-1
= (0,4
÷
0,45).
σ
b
= 0,43.480 = 206,4 (N/mm
2
)
Hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
σ
K
= 1,8
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên để tính ứng suất uốn cho
phép ta dùng công thức : (công thức 3-5, TL[Thiết kế CTM])
[
σ
]
u
=
( )
σ

σ
σσ
Kn
k
Kn
k
NN
.
..6,14,1
.
.
''
1
''
0
−
÷
=
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[
σ
]
u3
=
8,1.5,1
1.4,249.5,1
= 138,56 (N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[
σ
]
u4
=
8,1.5,1
1.4,206.5,1
= 114,67 (N/mm
2
)
• Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: K = K
tt
.K
đ
= (1,3
÷
1,5)= 1,4
• Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
==
A
b
A
ψ
0,4
• Tính khoảng cách trục: (công thức 3-9, TL[Thiết kế CTM])
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
A

≥
(i
brt
+ 1)
[ ]
3
2
6
.
.
.
.
10.05,1
IIAbrt
tx
n
NK
i
ψσ








Ta suy ra: A
≥
(2,18 + 1)

3
2
6
87.4,0
5.3,1
.
18,2.416
10.05,1








= 200,4 (mm)
Lấy A = 201 (mm).
3. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
- Vận tốc vòng: (công thức 3-17,TL [Thiết kế CTM])
v =
)1.(1000.60
..2
1000.60
..
1
+
=
brt
IIII

i
nAnd
ππ
=
)118,2.(1000.60
190.201.2
+
π
= 1,257 (m/s)
Do v = 1,257 (m/s) < 3 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác là 9 theo bảng 3-
11,TL [TK-CTM].
- Định chính xác hệ số tải trọng K:
+ Chiều rộng bánh răng: b =
ψ
A
.A = 0,4.201 = 80,4 (mm).
Lấy b = 81 (mm).
+ Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
d
3
=
1
2
+
brt
i
A
=
118,2
201.2

+
= 126,4 (mm)
Do đó:
ψ
d
=
4,126
81
3
=
d
b
= 0,64
Với
ψ
d
= 0,64 tra bảng 3-12,TL[TK CTM] tìm được K
ttbảng
= 1,04.
Tính hệ số tập trung tải trọng: công thức 3-20,TL[TK CTM].
K
tt
=
2
104,1
2
1
a
+
=

+
ngttb
K
= 1,02
Theo bảng 3-13,TL[TK CTM] tìm được hệ số tải trọng động: K
đ
=1,45 (giả sử
b
≤
β
sin
.5,2
n
m
).
Hệ số tải trọng: K = K
tt
.K
đ
= 1,02.1,45 = 1,479
Ta thấy hệ số tải trọng K ít khác so với lấy sơ bộ ở trên nên ta lấy chính xác
khoảng cách trục A là : A = 201 (mm) (không cần tính lại A)
4. Xác định môđun,số răng:
- Môđun pháp: m
n
= (0,01
÷
0,02)A = (0,01
÷
0,02). 201 = (2,01

÷
4,02) (mm)
Lấy m
n
= 4 (mm)
- Số răng bánh nhỏ : Z
3
=
)118,2.(4
201.2
)1(
2
+
=
+
brtn
im
A
= 31,6
Lấy Z
3
= 32
- Số răng bánh lớn: Z
4
= i
brt
. Z
3
= 2,18.32 = 69,44
Lấy Z

4
=70
5. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Hệ số dạng răng: (bảng 3-18, TL[TK CTM]).
+ Bánh nhỏ : y
3
= 0,476
+ Bánh lớn : y
4
= 0,511
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Công thức 3-33,TL[TK CTM].
+ Đối với bánh răng nhỏ:
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
84.87.32.4.476,0
5.479,1.10.1,19
....
..10.1,19
2
6
3
2
3
6
3
==
bnZmy
NK

III
u
σ
= 79,3 (N/mm
2
) < [
σ
]
u3
+ Đối với bánh lớn: Công thức 3- 40,TL[TK CTM]).
511,0
0,476
.3,79.
4
3
34
==
y
y
uu
σσ
= 73,9 (N/mm
2
) <[
σ
]
u4

6. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: Công thức 3-43,TL[TK CTM]

+ Bánh nhỏ: [
σ
]
txqt3
= 2,5[
σ
]
Notx
= 2,5.572 = 1430 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn: [
σ
]
txqt4
= 2,5[
σ
]
Notx
= 2,5.416 = 1040 (N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép: Công thức 3-46, TL[TK CTM]
+ Bánh nhỏ: [
σ
]
uqt3
= 0,8.
σ
ch

= 0,8.290 = 232 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn: [
σ
]
uqt4
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.240 = 192 (N/mm
2
)
- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc: Công thức 3-13, và 3-41 TL[TK CTM]
≤
+
=
II
bt
brt
tx
nb
NKi
iA .
..)1(
.
.
10.05,1
3
6

σ
[
σ
]
tx
σ
txqt
=
σ
tx
.
≤
qt
K
[
σ
]
txqt
=>
8,1.
190.81
5.479,1.)118,2(
.
18,2.201
10.05,1
36
+
=
txqt
σ

= 399,6 (N/mm
2
)
Trong đó K
qt
= 1,8 là hệ số quá tải.Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho
phép của bánh lớn và bánh nhỏ (thỏa mãn điều kiện).
- Kiểm nghiệm sức bền uốn: Công thức (3-40) và (3-42) TL[TK CTM]
+ Bánh nhỏ:
qtuuqt
K.
33
σσ
=
=79,3.1,8 = 142,74 (N/mm
2
) < [
σ
]
txqt3
+Bánh lớn:
σ
uqt4
=
σ
u4
. K
qt
= 73,9.1,8 = 133,02 (N/mm
2

) < [
σ
]
txqt4
7. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Bảng 3-2 TL[TK CTM]
Môđun pháp: m
n
= 4 (mm)
Số răng: Z
3
= 32 ; Z
4
= 70
Góc ăn khớp:
α
= 20
0
Đường kính vòng chia: d
3
= m . Z
3
= 4.32 = 128 (mm)
d
4
= m . Z
4
= 4.70 = 280 (mm)
Khoảng cách trục: A = 204 (mm)
Chiều rộng bánh răng: b = 81 (mm)
Đường kính vòng đỉnh: D

e3
= d
3
+ 2m
n
= 128 + 2.4 = 136 (mm)
D
e4
= d
4
+ 2m
n
= 280+ 2.4 = 288 (mm)
Đường kính vòng chân :D
i3
= d
3
- 2m
n
– 2c =d
3
- 2,5m
n
= 128 – 2,5.4 = 118 (mm)
D
i4
= d
4
- 2m
n

– 2c = d
4
- 2,5m
n
= 280 – 2,5.4 =270 (mm)
8. Tính lực vòng tác dụng lên trục:
- Lực vòng: P =
d
M
x
2
( Công thức 3-49, TL[TK CTM])
Với M
x
=
n
N.10.55,9
6
=> P =
dn
N
.
.10.55,9.2
6

CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
=> P

3
=
128.190
5.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
3
6
=
dn
N
II
II
=3926,8 (N)
=> P
4
=
280.87
83,4.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
4
6
=
dn
N
III
III

= 3787,1 (N)
-
Lực hướng tâm : P
r
= P. tg
α
=> P
r3
= P
3
. tg
α
=3926,8.tg20
0
= 1429,2 (N)
=> P
r4
= P
4
. tg
α
=3787,1.tg20
0
= 1378,4 (N)
- Lực dọc trục: P
a
=0
III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG CẤP NHANH
1. Chọn vật liệu chế tạo:
 Bánh răng nhỏ:

Thép 50 thường hóa: (bảng 3-8, TL[Thiết Kế CTM]).
+ Độ rắn: HB
1
= 230, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 100 – 300(mm)).
+ Giới hạn bền: σ
b1
= 600 (N/mm
2
)
+ Giới hạn chảy : σ
ch1
= 300 (N/mm
2
)
 Bánh răng lớn :
Thép 40 thường hóa: (bảng 3-8, TL[Thiết Kế CTM]).
+ Độ rắn : HB
2
= 180, phôi dập (giả thiết đường kính phôi từ 300 – 500(mm)).
+ Giới hạn bền : σ
b2
= 520 (N/mm
2
)
+ Giới hạn chảy : σ
ch2
= 260 (N/mm
2
)
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
• Số chu kỳ tương đương của bánh lớn : (công thức 3-4, TL[Thiết Kế CTM]).
N
tđ2
= 60.u
∑








2
max
M
M
i
n
i
T
i
Trong đó:
+M
i
; n
i
; T
i

- momen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i.
+M
max
- momen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến
momen xoắn do quá tải trong thời gian rất ngắn).
+u - số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
=> N
tđ2
= 5.16.300.60.190.[(0,8)
2
.1+1
2
.6+0,9
2
.1]= 2,0383.10
9
> N
0
= 10
7
(bảng 3-9,
TL[Thiết kế CTM]
Trong đó: n
2
=
brt
I
i
n

=
18,2
414
= 190(vg/ph)
• Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ :
N
tđ1
= N
tđ2
. i
brt
= 2,0383.10
9
. 2,18 = 4,4435.10
9
> N
0
= 10
7
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k
’
N
của cả hai bánh đều bằng 1: k
’
N
=1
• Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : (công thức 3-1, TL[Thiết kế
CTM]).
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN

1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
σ
tx2
= [
σ
Notx
]. k
’
N
Với [
σ
Notx
] = 2,6.HB = 2,6.180 = 468 (N/mm
2
) - ứng suất tiếp xúc cho phép khi
bánh răng làm việc lâu dài (bảng 3-9, TL[Thiết kế CTM]).
=>
σ
tx2
= [
σ
Notx
]. k
’
N
= 468.1 = 468 (N/mm
2
)
• Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :

=>
σ
tx1
= [
σ
Notx
]. k
’
N
= 2,6.230.1 = 598 (N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng trị số ứng suất tiếp xúc cho phép nhỏ nhất là :
σ
tx2
= 468 (N/mm
2
)
b. Ứng suất uốn cho phép:
• Số chu kỳ tương của bánh lớn công thức : (công thức 3-8, TL[Thiết Kế
CTM]).
N
tđ2
= 60.u
∑









m
i
M
M
max
n
i
T
i
Với m là bậc đường cong mỏi uốn, ở đây lấy m
≈
6 đối với thép thường hóa.
=> N
tđ2
= 5.16.300.60.190.[(0,8)
6
.1 + 1
6
.6+0,9
6
.1] =1,8587.10
9
> N
0
= 5.10
6
• Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ :

N
tđ1
= N
tđ2
. i
brt
= 1,8587.10
9
.2,18 = 4,0520.10
9
> N
0
= 5.10
6
Do N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất uốn k
N
”
của cả hai
bánh đều bằng 1: k
N
”
= 1
• Giới hạn mỏi uốn của thép 50 (bánh nhỏ) :
σ

-1
= (0,4
÷
0,45).
σ
b
= 0,43.600 = 258 (N/mm
2
)
Giới hạn mỏi uốn của thép 40(bánh lớn)
σ
-1
= (0,4
÷
0,45).
σ
b
= 0,43.520 = 223,6 (N/mm
2
)
Hệ số an toàn n = 1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
σ
K
= 1,8
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên để tính ứng suất uốn
cho phép ta dùng công thức : (công thức 3-5, TL[Thiết kế CTM])
[
σ
]
u

=
( )
σ
σ
σσ
Kn
k
Kn
k
NN
.
..6,14,1
.
.
''
1
''
0
−
÷
=
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[
σ
]
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 (N/mm

2
)
- Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[
σ
]
u2
=
8,1.5,1
1.6,223.5,1
= 124,2 (N/mm
2
)
• Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: K = K
tt
.K
đ
= (1,3
÷
1,5) = 1,4
• Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
==
A
b
A
ψ
0,4
• Tính khoảng cách trục: A
n
= A

c
= 204 (mm) (vì hộp giảm tốc đồng trục)
3. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
- Vận tốc vòng: (công thức 3-17,TL [Thiết kế CTM])
v =
)1.(1000.60
..2
1000.60
..
1
+
=
brt
II
i
nAnd
ππ
=
)118,2.(1000.60
414.204.2
+
π
= 2,78 (m/s)
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Do v = 2,78 (m/s) < 3 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác là 9 theo bảng 3-11,TL [TK-
CTM].
- Định chính xác hệ số tải trọng K:

+ Chiều rộng bánh răng: b =
ψ
A
.A = 0,4.204 = 81,6 (mm).
Lấy b = 81 (mm).
+ Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
d
1
=
1
2
+
brt
i
A
=
118,2
204.2
+
= 128,3 (mm)
Do đó:
ψ
d
=
3,128
81
1
=
d
b

= 0,63
Với
ψ
d
= 0,63 tra bảng 3-12,TL[TK CTM] tìm được K
ttbảng
= 1,04.
Tính hệ số tập trung tải trọng: công thức 3-20,TL[TK CTM].
K
tt
=
2
104,1
2
1
a
+
=
+
ngttb
K
= 1,02
Theo bảng 3-13,TL[TK CTM] tìm được hệ số tải trọng động: K
đ
=1,45 (giả sử
b
≤
β
sin
.5,2

n
m
).
Hệ số tải trọng: K = K
tt
.K
đ
= 1,02.1,45 = 1,479
Ta thấy hệ số tải trọng K ít khác so với lấy sơ bộ ở trên nên ta lấy chính xác
khoảng cách trục A là : A = 204 (mm) (không cần tính lại A)
4. Xác định môđun,số răng:
- Môđun pháp: m
n
= (0,01
÷
0,02)A = (0,01
÷
0,02). 204 = (2,04
÷
4,08) (mm)
Lấy m
n
= 4 (mm)
- Số răng bánh nhỏ : Z
3
=
)118,2.(4
204.2
)1(
2

+
=
+
brtn
im
A
= 32,08
Lấy Z
1
= 32
- Số răng bánh lớn: Z
2
= i
brt
. Z
1
= 2,18.32 = 69,76
Lấy Z
2
=70
5. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
- Hệ số dạng răng: (bảng 3-18, TL[TK CTM]).
+ Bánh nhỏ : y
1
= 0,476
+ Bánh lớn : y
2
= 0,511
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Công thức 3-33,TL[TK CTM].
+ Đối với bánh răng nhỏ:

81.414.32.4.476,0
18,5.479,1.10.1,19
....
..10.1,19
2
6
1
2
1
6
1
==
bnZmy
NK
I
u
σ
= 17,9 (N/mm
2
) < [
σ
]
u1
+ Đối với bánh lớn: Công thức 3- 40,TL[TK CTM]).
511,0
0,476
.9,17.
2
1
12

==
y
y
uu
σσ
= 16,7 (N/mm
2
) <[
σ
]
u2
6. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: Công thức 3-43,TL[TK CTM]
+ Bánh nhỏ: [
σ
]
txqt1
= 2,5[
σ
]
Notx
= 2,5.598 = 1495 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn: [
σ
]
txqt2
= 2,5[
σ

]
Notx
= 2,5.468 = 1170 (N/mm
2
)
- Ứng suất uốn cho phép: Công thức 3-46, TL[TK CTM]
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
+ Bánh nhỏ: [
σ
]
uqt1
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.300 = 240 (N/mm
2
)
+ Bánh lớn: [
σ
]
uqt2
= 0,8.
σ
ch
= 0,8.260 = 208 (N/mm
2
)

- Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc: Công thức 3-13, và 3-41 TL[TK CTM]
≤
+
=
II
bt
brt
tx
nb
NKi
iA .
..)1(
.
.
10.05,1
3
6
σ
[
σ
]
tx
σ
txqt
=
σ
tx
.
≤
qt

K
[
σ
]
txqt
=>
8,1.
190.81
5.479,1.)118,2(
.
18,2.204
10.05,1
36
+
=
txqt
σ
= 393,8 (N/mm
2
)
Trong đó K
qt
= 1,8 là hệ số quá tải. Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho
phép của bánh lớn và bánh nhỏ (thỏa mãn điều kiện).
- Kiểm nghiệm sức bền uốn: Công thức (3-40) và (3-42) TL[TK CTM]
+ Bánh nhỏ:
qtuuqt
K.
11
σσ

=
=17,9.1,8 = 32,22 (N/mm
2
) < [
σ
]
txqt1
+Bánh lớn:
σ
uqt2
=
σ
u2
. K
qt
= 16.7.1,8 = 30,06 (N/mm
2
) < [
σ
]
txqt2
7. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Bảng 3-2 TL[TK CTM]
Môđun pháp: m
n
= 4 (mm)
Số răng: Z
1
= 32 ; Z
2
= 70

Góc ăn khớp:
α
= 20
0
Đường kính vòng chia: d
1
= m . Z
1
= 4.32 = 128 (mm)
d
2
= m . Z
2
= 4.70 = 280 (mm)
Khoảng cách trục: A = 204 (mm)
Chiều rộng bánh răng: b = 81 (mm)
Đường kính vòng đỉnh: D
e1
= d
1
+ 2m
n
= 128 + 2.4 = 136 (mm)
D
e2
= d
2
+ 2m
n
= 280 + 2.4 = 288 (mm)

Đường kính vòng chân :D
i1
= d
1
- 2m
n
– 2c =d
1
- 2,5m
n
= 128 – 2,5.4 = 118 (mm)
D
i2
= d
2
- 2m
n
– 2c = d
2
- 2,5m
n
= 280 – 2,5.4 =270 (mm)
8. Tính lực vòng tác dụng lên trục:
- Lực vòng: P =
d
M
x
2
( Công thức 3-49, TL[TK CTM])
Với M

x
=
n
N.10.55,9
6
=> P =
dn
N
.
.10.55,9.2
6

=> P
1
=
128.414
18,5.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
1
6
=
dn
N
I
I
= 1867(N)
=> P
2

=
280.190
5.10.55,9.2
.
.10.55,9.2
6
2
6
=
dn
N
II
II
= 1795,1 (N)
-
Lực hướng tâm : P
r
= P. tg
α
=> P
r1
= P
1
. tg
α
=1867.tg20
0
= 679,5 (N)
=> P
r2

= P
2
. tg
α
=1795,1.tg20
0
= 653,4 (N)
- Lực dọc trục: P
a
=0
VI. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
* Các số liệu ban đầu:
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
- Công suất làm việc: N = 4,83 kW.
- Số vòng quay trục dẩn: n
3
= 87 vg/ph.
- Số vòng quay trục bị dẩn: n
tang
= 44 vg/ph.
- Chế độ làm việc: 5 năm, 300 ngày/năm, 16 giờ/ngày.
1. Chọn loại xích:
Chọn xích: Có ba loại xích: xích ống, xích con lăn, và xích răng.Trong ba loại
xích trên ta chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có ưu điểm:
• Có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát
lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn).
• Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống,chế tạo xích con lăn

không khó bằng xích răng.
• Xích con lăn có nhiều trên thị trường →dễ thay thế,Phù hợp với vận tốc yêu
cầu
Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy
2. Định số răng cửa đĩa xích Z
1
, Z
2
:
Tỉ số truyền của bộ truyền xích: i
xích
= 2
Chọn số răng đĩa xích nhỏ Z
1
theo bảng (6- 3) TL[TK CTM]:
Z
1
= 30
 Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= i
xích
. Z
1
= 2. 30 = 60
3. Định bước xích t:
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số
vòng quay trong 1 phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.
• Hệ số điều kiện sử dụng k ( Công thức 6-6, TL[TK CTM]):
k= k

đ
. k
A
. k
o
. k
đc
. k
b
. k
c
= 1,2. 1. 1. 1,25. 1,5. 1,25= 2,8125
Trong đó :
• k
đ
= 1,2 : Hệ số xét đến tính chắt tải trọng (tải trọng va đập trung bình).
• k
A
= 1 : Hệ số xét đến chiều dài xích (Giả sử A= (30÷ 35)t ).
• k
o
= 1 : Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đia xích làm
với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60
0
).
• k
đc
= 1,25 : Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục không
điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích).
• k

b
= 1,5 : Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn định kì).
• k
c
= 1,25 : Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca).
• Công suất tính toán N
t
( Công thức 6-7, TL[TK CTM):
N
t
= k. k
Z
. k
n
. N= 2,8125. 0,83. 0,575. 4,83= 6,48 kW.
Trong đó :
N= 4,83 kW: Công suất danh nghĩa.
k
Z
=
83,0
30
25
1
1
==
Z
Z
o
: Hệ số răng đĩa dẫn.

k
n
=
575,0
87
50
3
1
==
n
n
o
: Hệ số vòng quay đĩa dẫn ( lấy n
ol
= 50vg/ph là số
vòng quay cơ sở, tra bảng (6- 4), TL[TK CTM).
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
Bước xích được chọn theo bảng (6- 4) TL[TK CTM, thỏa điều kiện: N
t
≤ [N] =>
Với n
o1
=50 vg/ph. Chọn được xích ống con lăn một dãy (ҐOCT 10947- 64), có:
- Bước xích: t= 38,1 (mm).
- Diện tích băn lề: F= 394,3 (mm
2
).

- Công suất cho phép: [N]= 11 kW.
Với loại xích này, theo bảng (6- 1) TL[TK CTM, ta được:
- Các kích thước chủ yếu của xích: C= 25,4; D= 22,23; l
1
= 56,9; b= 36,10; d=
11,12; l= 35,46.
- Tải trọng phá hỏng: Q= 100 000 (N).
- Khối lượng 1 mét xích: q= 5,5 (kg).
Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa xích dẫn theo điều kiện: n
3
≤ n
gh
. Với n
gh
– số
vòng quay giới hạn, phụ thuộc bước xích và số răng đĩa xích.
Tra bảng (6- 5) TL[TK CTM] => n
gh
≈ 580 (vg/ph)
=> Thỏa mãn điều kiện n
1
= 87 ≤ n
gh
= 580 (vg/ph)
4. Định khoảng cách trục A và số mắc xích X:
Chọn khoảng cách trục sơ bộ ( Công thức 6-13, TL[TK CTM]):
A= (30÷ 50)t => Chọn A= 40t
Số mắc xích X ( Công thức 6-4, TL[TK CTM]) :
57,125
40

.
2
306040.2
2
6030
.
2
2
2
22
1221
=






−
++
+
=






−
++

+
=
t
t
t
t
A
tZZ
t
AZZ
X
ππ
Lấy số mắc xích X= 126
Số lần va đập trong một giây của bản lề xích u : u=
38,1
126.15
87.30
.15
.
11
==
X
nZ
Theo bảng (6- 7) TL[TK CTM],số lần va đập cho phép trong một giây [u]= 20
 Điều kiện u ≤ [u] thỏa.
Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn X= 126 ( Công thức
6-3, TL[TK CTM]):
mm
ZZZZ
X

ZZ
X
t
A
24,1532
2
3060
.8
2
6030
126
2
6030
126
4
1,38
2
.8
224
22
2
12
2
21
1
=















−
−






+
−+
+
−=















−
−






+
−+
+
−=
π
π
Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá. Ta giảm
khoảng cách trục A một khoảng ∆A= 0,003A= 4,59 (mm)
Lấy A= 1528 (mm)
5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích:
Đường kính vòng chia đĩa dẫn :
d
c1
=
5,364
30

180
sin
1,38
180
sin
0
1
0
==
Z
t
(mm)
Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn :
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
d
c2
=
728
60
180
sin
1,38
180
sin
0
2
0

==
Z
t
(mm)
6. Tính lực tác dụng lên trục:
Lực R tác dụng lên trục ( Công thức 6-17, TL[TK CTM]):
R≈ k
t
. P=
4,3351
87.1,38.30
83,4.15,1.10.6
..
..10.6
7
7
≈=
ntZ
Nk
t
(N)
Với k
t
= 1,15 – bộ truyền nằm ngang
---------------------------
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu
Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhảy cảm với tập trung ứng suất, có thể
nhiệt luyện được và dễ gia công. Trục thường làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim.

Đối với làm việc trong những máy móc quan trọng, chịu tải lớn, có thể dùng thép 45
hoặc 40X. Đối với trục làm việc trong điều kiện có gối trục bằng ổ trượt quay nhanh,
trục nên làm bằng thép 20 hoặc 20X, ngõng trục thấm than rồi tôi để tăng tính chống
mòn. Vì hộp giảm tốc chịu tải trung bình nên ta chọn loại thép 45 thường hóa có giới
hạn bền:
( )
2
/600 mmN
b
=
σ
2. Tính sức bền trục
a. Tính sơ bộ đường kính của trục:
Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức 7-2, TL [TK CTM]:
3
.
n
N
Cd
≥
Trong đó:
- C: hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép, đối với đầu trục vào và trục truyền
chung có thể lấy C = (130
110
÷
)= 120.
- N: công suất truyền (kW)
- n: số vong quay trong 1 phút của trục (vg/ph)
• Đối với trục I:
N

I
= 5,18 (kW).
n
I
= 414 (vòng/phút).

86,27
414
18,5
.120
3
≈≥⇒
I
d
(mm.)
• Đối với trục II:
N
II
= 5 (kW).
n
II
= 190 (vòng/phút).
69,35
190
5
.120
3
≈≥⇒
II
d

(mm).
• Đối với trục III:
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1
Đồ án cơ sở thiết kế máy Thiết kế trạm dẫn động băng tải
N
III
= 4,83 (kW).
n
III
= 87 (vòng/phút).
79,45
87
83,4
.120
3
≈≥⇒
III
d
(mm).
• Đối với trục tang:
Ntg = 4,61 (kW).
n
tg
= 44 (vòng/phút).
57,56
44
61,4
.120

3
≈≥⇒
tg
d
(mm)
Để chuẩn bị cho bước tính toán gần đúng, trong ba trị số d
I
, d
II
, d
III
, d
tg
ta có thể lấy
trị số d
II

≈
35,69 (mm) để chọn loại ổ bi cỡ nhẹ tra trong bảng 14P,[TL CTM], ta có
được chiều rộng của ổ B = 21 (mm).
b. Tính gần đúng:
Để tính các kích thước chiều dài của trục, ta dựa vào hình7.3, bảng 7–1 [TL CTM].
• Ta chọn các kích thước như sau:
Tên gọi Kích thước Bảng tra
Khe hở giữa các chi tiết quay (ổ lăn) c = 10 (mm)
Bảng 7-1, TL [TK CTM]
Khe hở giữa bánh răng và thành trong
hộp
∆
= 10 (mm)

Chiều rộng của ổ lăn B = 21 (mm)
Bảng 14P, TL [TK CTM]
Chiều dài của ổ lăn D = 100 (mm)
Khoảng cách từ thành trong của vỏ hộp
đến mặt bên của ổ lăn
l
2
= 10 (mm)
Bảng 7-1, TL [TK CTM]
Chiều cao của nắp và đầu bulông l
3
= 18 (mm)
Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu
bulông
l
4
= 15 (mm)
Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b
1
= 81 (mm)
Chiều rộng bánh răng cấp chậm b
2
= 81 (mm)
Chiều rộng bánh đai B
đ
= 65 (mm)
Theo hình 11. 2,[TL TK CTM] ta tính các khoảng cách như sau:
71
2
21

1010
2
81
22
2
1
=+++=++∆+=
B
l
b
a
(mm)
71
2
21
1010
2
81
22
2
1
=+++=++∆+=
B
l
b
c
(mm)
173
2
21

2
21
1071.2
22
2
=+++=+++=
BB
ccb
(mm)
76
2
21
1518
2
65
22
43
=+++=+++=
B
ll
B
l
đ
(mm)
Tổng khoảng cách từ trục I đến trục III:
A = A
n
+ A
c
= 204 + 204 = 408 (mm).

Tính sơ bộ đường kính của nối trục (chỉ dựa vào moment xoắn):
CBHD: NGUYỄN NHỰT DUY SVTH: LAO NHỰT HUYỀN
TRẦN CAO NHÂN
1