1 hà văn QUÂN

Lời nói đầu
Thiết kế đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ
khí, môn học này không những giúp cho e có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn
với kiến thức đã được học , mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các
môn học chuyên nghành sẽ được học sau này.
Đề tài của e được giao là Thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có động
cơ, hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang, hộp giảm
tốc và khớp nối truyền chuyển động tới băng tải. Do là lần đầu tiên làm
quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy, cùng với sự hiểu biết
còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng
của các môn học có liên quan song bài làm của em không thể tránh được
những thiếu sót. Em mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của
các thầy cô bộ môn giúp cho em ngày càng tiến bộ
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc biệt là
thầy Vũ Thế Truyền đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo một cách tận tình
giúp đỡ em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao!
Thái Nguyên, ngày tháng năm 2016
Sinh vên

HÀ VĂN QUÂN

1


MỤC LỤC
Chương I: Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền

3

1.1 Tính chọn động cơ

3

1.2 Phân chia tỷ số truyền

4

Chương II: Tính toán thiết kế các bộ truyền

7

2.1 Thiết kế bộ truyền ngoài

7

2.2 Thiết kế bộ truyền trong

11

2.3 Tính trục và ổ lăn

29

Kết luận và kiến nghị

61

Tài liệu tham khảo

CHƯƠNG I : TÍNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ
SỐ TRUYỀN

2


1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

Với là công suất trên trục công tác ( KW )
*Công suất cần thiết trên băng tải
3,12 (KW)
*Tra bảng 2.3 trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ

Ta có : . 0,99.0,98.0.95 = 0,90
• Công suất cần thiết trên trục động cơ là :

(KW)
1.2 tính số vòng quay của trục :

Số vòng quay của trục là :

Ta có :
*Tỷ số truyền của từng bộ tham gia

3


• Số vòng quay sơ bộ

= 36,38.20 = 668,7 (v/p)
1.3 Chon động cơ :

_ động cơ làm việc ở chế độ dài với phụ tải không đổi lên động cơ

phải có
= 3,46 (k/w)
Ta chọn được động cơ Từ bảng (1.3) đó là 4A132S8Y3 có thông số kỹ
thuật:
+ Công suất định mức:
+ Tốc độ quay :

(kw)

=720 (v/p)

+ Số vòng quay đồng bộ : = 750 (v/p)
1,3 Tỷ số truyền chung :
= 19,79
Mà : chọn
: = 5,38
Với là tỷ số truyền của bánh răng trụ răng thẳng

= = 5,38

1.4 Công suất động cơ trên các trục ;

*công suất động cơ trên trục dẫn II
4


= 3,12 / 0,995.0,99 = 3,19 (kw)
*công suất động cơ trên trục dẫn I
= 3,19 /0,995.0,97 = 3,3 (kw)

1.5 Tốc độ quay trên các trục :

*Tốc độ quay trên trục I là :
*Tốc độ quay trên trục II là :

187,5 (v/p)
34,85(v/p)

1.6 Momen xoán trên các trục:
*Momen xoán động cơ theo công thức :
40110 (N/mm)
* Momen xoắn trên trục I là :
168080 (N/mm)
* Momen xoắn trên trục II là :
1058898 (N/mm)
Tra có bảng thông số sau :

Công suất P
(kw)
Tỷ số truyền
i
Vận tốc vòng
n (v/p)

Động cơ

I

II

4

3,3

3,19

4
750

5,38
187,5
5

34,85


Momen
(N.mm)

40110

168080

1058898

CHƯƠNG II : TÍNH THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG
BĂNG TẢI ĐAI THANG
I chọn dạng đai:
Từ các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai:
750 vòng /phút

= 3,5(kw)
Ta chọn đai vải cao xu B -800 có lớp lót số lớp 3
II Xác định các thông số của bộ truyền đai
a,Xác định đường kính bánh đai nhỏ
= 5,2….6,4.
=5,2….6,4.
=177…..219 (mm)
Theo bảng 4,6 ta chọn = 180(mm)
Trong đó là momen xoắn trên trục bánh đai nhỏ .Nmm
+ Đường kính đai lớn
==734(mm)
6


Theo bảng tiêu chuẩn ta chọn = 750 mm
Trong đó : u là tỷ số truyền
� =0,01-0,02 – hệ số trượt
Tỷ số truyền thực tế
== = 4,25
sai lệch tỷ số truyền
∆U==(4-4,25)/4= 6,25% < 10% → đảm bảo phạm vi cho
phép

Sơ đồ tiết diện đai

Ký hiệu
B

Khích thước tiết diện đai
17

H

10,5

14
4,2
F ()

138

b. Khoảng cách các trục được xác định theo công thức
a≥ 1,5……2(+) ⟺ a ≥ 1,5……2(180+750) ⟺a ≥
270…..1500(mm)
→ chọn a = 1200(mm)
7


3. chiều dài đai được xác định
L=2a + +
L =2.1200 + +
L =3591,8(mm)

Số vòng chạy của đai :
i=
với L =3,5918m
và:
V === 7(m/s)
→ i = == 1,9< 3 …5 ( ) thỏa mãn

C, Góc ôm trên bánh đai nhỏ được xác định theo công
thức

= - == ≥ thỏa mãn điều kiện góc ôm

III Xác định tiết diện đai

8


Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo
của đai
A=b.�= →b=
Trong đó : � là chiều dày của đai .Với đai vải cao su
≤ → � ≤ ==4,5 (mm)
Theo bảng 4.1 KTCĐVCX ta chọn � = 4,5(mm)
= ==314,2 (N)
Theo bảng 4.7 TSCHSTTĐ
+ Ta chọn = 1,1+ 0,1=1,2
ứng xuất có ích cho phép được xác định theo công thức

=..
ứng xuất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm đối với các loại
đai
=+ góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài =
→ ứng suất căng ban đầu =1,8 ,Mpa
Theo bảng 4.9 ta có
+ =2,5
+ =10
→ = - = 2,5 - =2,25(Mpa )

9


+ Theo bảng 4.10 TSCHSKĐAHCGÔ
Ta chọn =0,94
+ = 1- .(0,01. -1)
Với đai vải cao su thì =0,04
→= 1-0,04.(0,01. -1) =1,02
+ Theo bảng 4.12 TSCHSKĐAHCVTBT với góc nghiêng đường nối tâm
bộ truyền ngoài =
Ta có : =0,8
→ =.. =2,25.0,94.1,02.0,8=1,72(mm)
→ b= = =48,7(mm)
Chọn b=50 theo tiêu chuẩn chiều rộng đai
D, Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trục
Với đã chọn khi xác định tính lực căng ban đầu
=. b.�=1,8.50.4,5=405(N)
Lực tác dụng lên trục
=2sin()= 2.405 sin =799,9(N)

Phần 3 : Tính toán thiết kế các bộ truyền
3.1 : Thiết kế bộ truyền trong : Bộ truyền bánh răng
10


3.1.1. Chọn vật liệu :
- Do công suất truyền tải không lớn lắm , không có yêu cầu gì đặc biết
về vật liệu , để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như
nhau cụ thể chọn thép 45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả
năng chạy mòn của răng , nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp

hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị
+ ( 10 … 15 ) HB
• Bánh nhỏ :

+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa
+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
• Bánh lớn :

+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
+ Giới hạn bền : = 750 MPa
+ Giới hạn chảy : = 450 MPa
Chọn độ rắn của bánh lớn : = 250
3.1.2. Xác định ứng suất cho phép :
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] được xác
định bởi công thức :
11


[] =
[] =

( 1)
( 2)

Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với số chu kì cơ sở

, – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70
= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75

Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260 , độ rắn của bánh lớn : = 250

= 2 + 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa
= 2 + 70 = 2 . 250 +70 = 570 MPa
= 1,8 = 1,8 . 260 = 468 MPa
= 1,8 = 1,8 . 250 = 450 MPa
– hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7
*Tính hệ số và – hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục
vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :
=
12


=
ở đây : , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30
 = 30 = 30 . = 1,87 .

= 30 = 30 . = 1,7 .
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4 . đối với tất cả các loại thép

, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương . Khi bộ truyền làm việc với
tải trọng thay đổi :
= 60c
=
= . = 1,6
do đó = 1
suy ra

do đó = 1

Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :
[] =
[ ] = = 536,36
[ ] = = 518,18

13


Với bộ truyền bánh răng trụ thằng , ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá
trị trung bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1,25 []
[ ] = = = 527,39 1,25 []
• Kiểm tra sơ bộ ứng suất :

1,25 [] = 1,25 . 518,18 = 647, 73 MPa 527,39 => Thỏa mãn yêu cầu
Theo :
= 60c

=
= .=
Vì =

= 4 . do đó:

= 1 và = 1

Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được
:
[] =
[ ] = = 267,43 MPa
[ ] = = 257,14 MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
[ = 2,8 . = 2,8 . 580 = 1624 MPa
[ = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 580 = 464 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 450 = 360 MPa
14


3.1.3. Xác định các thông số của bánh răng :
A, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức :
= .( .

(*)

+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo
bảng 6.5 với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : = 49,5 MP
+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động , Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
+ u – tỉ số truyền

+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc
+ , – các hệ số . Tra bảng 6.6 : = 0,3
= 0,53. (u +1 ) = 0,53 . 0,3 . ( 4.99 + 1 ) = 0,95
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : = 1,05
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. ( 4,99 +1 ) . = 99,07 mm
Lấy = 100 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
= .
+ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta
chọn : = 77 MP
15


= 77 . = 31,8 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp :
4.1. Xác định môđun :
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) . = ( 0,01 0,02 ) . 100 = ( 1 2 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu
chuẩn là m = 1,5
4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x :
Ta có góc nghiêng = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 22,253
Lấy = 22
Số răng bánh lớn : = . = 20 .4,99 = 109,8
Lấy = 110
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 5

Khoảng cách trục thực tế :
= = = 99 mm
4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
điều kiện :
=. ..

]

Trong đó :
16


+ - là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp .Tra bảng 6.5
ta được =274 MP
+ – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
=

(*)

+ – là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :
tg = cos . tg = 0 => = 0
+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20
a=0,5m.()=66
+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 51,6
Thay số liệu vào (*) ta có :
= = = 1,01
Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
Với là chiều rộng vành răng :

= . = 0,3 . 99 = 29,7 mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,7
 = = 0,87

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (1 )
17


+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,
tra bảng 6.7 ta được : = 1,05
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng
thời ăn khớp = 1

Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
v = = = 2,36 ( m/s )
Với v = 2,36 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 6. Theo bảng 6.14
cấp chính xác 6 và v 2,5 m/s suy ra =1,01
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 38
= . .v . = 0,006 . 38 .2,36 . = 2,4
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + = 1,07
Theo (1 ) ta được : = . . = 1,05.1 .1,07 = =1,12
Thay các số liệu vào :

=. ..

= 274 .1,01. 0,87 . = 261,79 MPa

18


Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2,36 m/s 2,5 m/s , = 1 với cấp chính xác là động học là
6 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 5 , khi đó cần gia công đạt độ
nhám = 2,5…. 1,25m , do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] . . . = 527,39 .1 .0,95 . 1 = 501,02

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng
không vượt quá một giá trị cho phép :
=

[]
=

[]

Theo bảng 6.7 : = 1,1 , theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s và cấp chính
xác là 6 , = 1,05
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )

= 38

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 . 38 . 2,36 . = 6,38
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn
= 1 + = 1 + = 1,17
Do đó : = . = 1,1 . 1,05 . 1,17 = 1,35
Ta có :

= 1,7 => = = = 0,58
19


= 0

=>

= 1–

= 1

Số răng tương đương :
= = = 22
= = = 110
Theo bảng 6.18 ta được : = 4 , = 3,6
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 3 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất

= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] . . . = 267,43 . 1 . 1 . 1 = 267,43
[ ] = [ ] . . . = 257,14 . 1 . 1 . 1 = 257,14
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :
=

= 2 MPa
= 65,42 MPa [ ] = 267,43 MPa

= = = 58,8 MPa [ ] = 257,14 MPa
4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy ,
… vv ) với hệ số quá tải :
=
Trong đó : là momen xoắn quá tải , T là monen danh nghĩa
20


Theo 6.48 với

= = 2,2

= . = 261,79. =388,29 MPa < [ = 1260MPa
Theo (6.49) :
= . = 65,42. 2,2 =143,92MPa <[ = 464MPa
= . = 58,8. 2,2 =129,36 MPa < [ = 360MPa
 Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :

= = 31,8 mm
= = .u = 31,8 . 4,99 = 158,68mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 31,8 + 2 . ( 1 + 0 ) . 1,5 =
=34,8 mm
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 158,68 + 2 . ( 1 + 0 ) . 1,5 = =161,68mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 31,8 – 2,5 . 1,5 = 28,05 mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m =158,68– 2,5. 1,5 = 154,93 mm

21


Các thông số và kích thước của bộ truyền :

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

= 210 mm
m = 2mm
= 29,7mm
= 4,5
= 22 , = 110
=0, =0
=0

5 TÍNH VÀ THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN

5.1. tính sơ bộ về đường kính trục
Theo công thức 10.9 ta có :
Trong đó : là momen xoắn Nmm
là ứng suất xoắn cho phép
Chọn = 20 MPa
Đường kính đầu vào của hộp giảm tốc là
Với = 3,3 (kW) , = 187,5 ,
= 9,55
= 168080
Nmm
Trương tự với = 5,38
=

1058898 Nmm
22


Đường khính trục sơ bộ là :
= 35 mm
= 21

:

= 55mm

= 29

5.2. khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực ;
Chiều dài may ơ bánh đai , may ơ bánh răng trụ
= 52 mm

Chiều dài may ơ khớp nối
= 120mm
Chiều dài bánh răng trụ lớn
= 66mm
Chiều dài bánh răng trụ nhỏ
= 96mm
Vậy ;

tra bảng ( 10.3) ta có

= 12 :

=8

Khoảng cách chiều dài trên các điểm đặt lực
23


Theo bảng 10.4 ta có
Trục I :
= ( 2,5 3 ) = 87 chọn = 90
= 0,5 ( + )

+

+

Với
Trong đó ; chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
= 15 mm
là khoảng cách công.sôn
= = 30 mm
Thay vào :
= 70
==

+

= - 70 mm

+

+ + 0,5 ( + cos )
= 184 mm
_ trục 2

=

+

+ + +

= 66 +77 + 29 + 3. 12 + 2.8 = 210,8mm
= 0,5(

+

) + + = 75,5mm
24


=

+ + 0,5 ( + cos ) = 131,5mm

a, tính toán cụ thể
B, lực từ khớp nối tác dụng lên trục
= ( 0,2 – 0,3 )
= = 2. 168080 / 75 = 4482
là đường kính vòng tròn qua tâm : tra bảng (15.10 )
= 1344
D, lực tác dụng lên bộ truyền đai

= 1289,71 .sin 20 = 441
là góc nội bộ tâm ngoài
I . Tính lực

a . Mô men uốn tải mặt cắt nguy hiểm
25