Đồ Án Chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí

GVHD: Hoµng Xu©n Khoa
SV thùc hiÖn: NguyÔn Danh Minh-Líp CK5-k5
1
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
I. Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và momen xoắn trên các trục
1. Chọn động cơ
a. Xác định chỉ tiêu cần thiết chọn động cơ
Điều kiện làm việc của động cơ điện: có bộ truyền xích chịu va đập và công suất
làm việc:
P
lv
= = = 4,81 KW
Công suất tơng đối nhỏ, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đổi và động cơ
không đồng bộ ngắn mạch có u điểm sau: sử dụng phổ biến trong các ngành công
nghiệp, kết cấu đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có
thể mắc trực tiếp với lới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.
b. Tính toán công suất cho động cơ điện và các trục
Công suất làm việc của động cơ điện phải chịu nhiệt độ cao và nhiệt sinh ra không
vợt mức cho phép.
Công suất làm việc của xích tải là công suất cần thiết P
lv
= 4,81 KW cho quá trình
làm việc phải đạt đợc.
Tra bảng 2.3 ta có bảng 1: hiệu suất giữa các cặp chi tiết truyền chuyển động
Hiệu suất
Khớp nối
1
ổ lăn
2
Bánh răng

3
Xích tải
4
Giá trị 0,96 0,99 0,96 0,90
Trong đó; có một khớp nối, bốn ổ lăn, ba cặp bánh răng và một bộ xích tải
Công suất lần lợt của các trục
Trục IV nối trực tiếp với xích tải và có một cặp ổ lăn, ta có:
P
4
= = = 4,86 KW
trục III nối với trục IV qua bộ truyền xích và có một cặp ổ lăn, ta có:
P3 = = = 5,45 KW
Trục III có 2 cặp bánh răng tơng đồng nên tại mỗi bánh răng nghiêng ta có:
P
3n
= P
3
/2 = 2,73 KW
Trục III nối với trục II qua 2 cặp bánh răng nghiêng và có 1 cặp ổ lăn, ta có:
P
2n
= [P
3n
/(
3
.
3
.
2
) = = 2.99 KW

2
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
Tại cặp bánh răng thẳng: P
2t
= 2.P
2n
= 5,98 KW
Trục I nối với trục II qua cặp bánh răng thẳng và có một cặp ổ lăn, ta có:
P = [P
2t
/(
3
.
2
)] = = 6,29 KW
Trục I nối với động cơ qua khớp nối nên có công suất cần thiết của động cơ là:
P
ct
= P
1
/
1
== 6,55 KW
c. Chọn động cơ điện công suất cần thiết
c
1
. Ta xét hai trờng hợp sau:
TH1: tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất cần thiết cho quá trình
làm vệc trên trục công tác:

P
td
= P
ct
TH2: tải trọng thay đổi, ta xét tới động cơ lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải nhng
nhiệt độ động cơ sinh ra không vợt quá mức cho phép, khi đó công suất tác dụng
tính theo công thức:
P
td
= P
lv.
(1)
với T
2
= 0,68.T
1
, t
1
= 2,8h = 0,35.t
ck
, t
2
= 3,6h = 0,45.t
ck
suy ra: P
lv
= 4,81.= 3,59 KW
hiệu suất của cả quá trình làm :
n =
1

.
2
.
3
.
4
= 0,96.0,90 = 0,73;
ta có: P
ct
= P
td
/ == 4,92 KW
c
2
. Để xác định đúng động cơ làm việc, ta chọn động cơ theo chế độ ngắn hạn, ta
xét hai trờng hợp sau:
TH1: tải trọng không thay đổi . Vì t
1
+t
2
= 6,4h < t
ck
= 8h => tải trọng thay đổi
TH2: động cơ làm việc ngắn hạn, tải trọng thay dổi . Tỷ số thời gian làm việc trong
một chu kì :
t
s
= (t
1
+t

2
)/t
ck
== 0,8 > 0,6 => động cơ coi nh làm việc trong chế độ dài hạn với tải
trọng không đổi.
Kết luận: theo yêu cầu tính toán thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ta chọn công suất cần
thiết của động cơ P
ct
= 6,55 KW
3
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
d. Chọn động cơ điện
Công suất định mức P
đm
.n
đc
> P
ct
= 6,55 KW đồng thời momen mở máy thỏa mãn
điều kiện T
mm
/T = 1,4 < T
max
/T
dm
là tỷ số truyền xoắn trên trục động cơ và chọn
động cơ K160S4 có P
đm
.

đc
= 7,5.0,875 = 6,56 KW > P
ct
= 6,55 KW
căn cứ vào phục lục P1.1, P1.2, P1.3 ta có bảng 2:
Kiểu
động cơ
Công suất
KW
Vận tốc
Vg/ph
Hiệu suất
%
T
k
/T
max
Cos T
k
/T
đn
K160S4 7,5 1450 87,5 2,2 0,86 5,8
3. Số vòng quay của xích tải
n
xt
=== 41,27 vg/ph
4. Phân phối tỷ số truyền
theo hình vẽ ta có 3 tỷ số truyền u
1
, u

2
, u
x
tơng ứng: bánh răng trụ răng thẳng, bánh
răng trụ răng nghiêng, xích tải.
ta có: u
c
= u
1
.u
2
.u
x
= n
đc
/n
xt
== 35,13
ta chọn U
h
= u
1
.u
2
phải thỏa mãn 3 chỉ tiêu:
-Khối lợng nhỏ nhất
-Momen quán tính nhỏ nhất
-Thể tích bánh lớn nhúng trong dầu nhỏ nhất.
ta chọn U
h

= 10 với hộp giảm tốc phân đôi và tra bảng 3.1 suy ra:
u
1
= 3,58; u
2
= 2,79 => u
x
= 3.52
5. Tốc độ quay các trục
Có 4 trục và 3 tỷ số truyền
truc I nối với động cơ nên n
đc
= n
1
= 1450 vg/ph
trục II: n
2
= n
2
/u
1
= = 405,03 vg/ph
trục III: n
3
= n
2
/u
2
== 145,17 vg/ph
trục IV: n

4
= n
3
/n
x
= = 41,24 vg/ph
6. Momen xoắn trên các trục đông cơ :
T
đc
=== 43139,66 Nmm
4
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
T
1
== 41427,24 Nmm
T
2t
=== 140999,43Nmm
T
2n
= T
2t
/2 = 70499,72 Nmm
T
3n
=
T
4
=

Lập bảng 3: công suất, số vòng quay và momen xoắn
Trục Trục
động cơ
Trục I Trục II Trục II Trục III Trục IV
Thông
số
Răng
thẳng
Răng
nghiêng
Công
suất
KW
6.55 6,29 5,98 2,99 2,73 4,86
Vòng
quay
vg/ph
1450 1450 404,03 405,03 145,17 41,24
Momen
xoắn
Nmm
43139,66 41427,24 140999,43 70499,72 179592,89 1125436,47
II. Tính toán bộ truyền ngoài
Tính toán bộ tuyền xích với các thông số sau:
Công suất bánh dẫn P
X
= P
3n
= 5,45 KW
Tỷ số tuyền u

x
= 3,52
Số vòng quay trục III là: n
3
= 145,17 vg/ph
Góc nghiêng đờng nối tâm của bộ truyền ngoài: 90
0
Đặc tính làm việc của xích: chịu va đập
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng tơng đối nhỏ, vận tốc thấp, ta dùng xích con lăn theo bảng 5.4 ta có: z
1x
= 25 23, ta chọn z
1x
= 25, do đó số răng đĩa lớn z
2x
= z
1x
.u
x
= 25,3.52 = 88
tỷ số truyền thực: u
x
== = u
x
5
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
2. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu điều kiện mòn của bộ truyền xích tính theo công
thức: P
t

= P.K.Kz.Kn < [P] (1x)
trong đó: P = P
x
= 5,45 KW
hệ số dạng răng: K
z
= 25/Z
1x
= 25/25 = 1
hệ số vòng quay K
n
= n
01
/n
1x
với n
1x
= 145,17 vg/ph
tra bảng 5.5 ta chọn n
01
= 200 vg/ph, do đó K
n
= 1,38
K đợc tính theo công thức: K = K
o
.K
a
.K
đc
.K

bt
.K
đ
.K
c
(2x)
tra bảng 5.6 ta có:
đờng nối tâm đĩa xích làm với đờng nằm ngang một góc > [] ta lấy
K
o
= 1,25
khoảng cách trục lấy a = 60.P => K
a
= 0,8
vị trí của trục điều chỉnh bằng xích căng, ta lấy K
đc
= 1,1
tải trọng va đập lấy K
đ
= 1,4
làm việc 2 ca lấy K
c
= 1,25
môi trờng làm việc có bụi và chế độ bôi trơn II. Ta lấy K
bt
= 1,3
Thay các thông số vào (2x) ta có:
K = 1,25.0,8.1,1.1,3.1,4.1,25 = 2,50
từ (1x) ta có: P
t

= 5,45.1.1,38.2,5 = 18,80 KW
tra bảng 5.5 và n
01
= 200vg/ph, ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích
P = 31,75mm, thỏa mãn điều kiện mòn P
t
= 18,80 KW < [P] = 19,3 KW
3. Khoảng cách trục sơ bộ: a = 60.P = 60.31,75 = 1905mm
số mắt xích tính theo công thức: X =[(.P]/(4.a.)
=> X = 2.60+(25+88)/2+.31,75/(4 2.1905) = 178,18
u tiên lấy số mắt xích chẵn: X = 178.
khoảng cách trục tính theo công thức:
a = (P/4).{X-(Z
1x
+Z
2x
)/2+
6
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
=> a = 1902,17 mm
để tránh căng xích quá lớn, khoảng cánh trục a tính đợc cần giảm bớt một lợng
a = (0,002 0,004).a = 3,80 7,61 mm
vậy ta lấy khoảng cách trục a = 1898mm
số lần va đập xích trong một giây:
i = lần < 25 lần
4. Kiểm nghiểm xích về hệ số an toàn
Với các bộ truyền xích bị quá tải khi mở máy hoặc thờng xuyên chụi tải trọng va
đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiểm về quá tải theo hệ số an
toàn: S = Q/(K

đ
.Ft+Fo+Fv) > [S] (3x)
trong đó: Q là tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta có: Q = 88500 N và q = 3,8kg/m
K
đ
= 1,4 là hệ số tải trọng động
với = 1,4 và đặc tính làm việc của tải là chịu va đập nên ta lấy K
d
= 1,7
vận tốc xích v = m/s
lực vòng F
t
=
lực căng do lực ly tâm gây ra: F
v
= q= 14,01 N
F
o
lực căng do nhánh xích bị động sinh ra, tính theo công thức F
o
= 9,81.K
f
.q.a
(4x)
với a = 1,898 m; q = 3,8 kg/m; K
f
= 2 vì
từ (4x) suy ra: F
o
= 9,81.2.3,8.1,898 = 141,51 N

thay các giá trị vào (3x) ta có:
S = 88500/(1,7.2838,54+141,51+14,01) = 17,77
tra bảng 5.10 ta có: [S] = 8,5 < S = 17,17. Vậy bộ truyền thỏa mãn hệ số an toàn.
5. Xác định đờng kính xích
bánh dẫn: d
1x
=== 253,32 mm
bánh bị dẫn: d
2x
=
ta có: r = 0,5025.d
1
-0,05 (5x)
7
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
tra bảng 5.2 với bớc xích P = 31,75 mm , ta có: d
1
= 19,05; từ (5x) ta có:
r = 0,5025.19,05-0,05 = 9,52 mm
đờng kính chân xích
d
f1
= d
1x
-2.r = 253,32-2.9,52 = 234,28 mm;
d
f2
= d
2x

-2.r = 889,55-2.9,52 = 870,51 mm.
6. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích tính theo công thức:
[ (6x)
ta có: F
t
= 2838,54 N; K
d
= 1,4; E = 2,1. MPa là mô đun đàn hồi với bớc xích P =
31,75 mm và xích có m = 1 dãy, dựa vào 5.2 ta có: A = 262
K
r
-hệ số kể đến răng đĩa xích phụ thuộc vào Z
đối với bánh dẫn: Z
1z
= 25 => K
r1
= 0,44; bánh bị dẫn: Z
2x
= 88 => K
r2
= 0,20
lực va đập trên 1m xích, tính theo công thức: F
vd
= 13 n
x
.p
3
.m;
với n
1x

= 145,17 vg/ph; n
2x
= 41,24 vg/ph . Suy ra:
F
vd1
= 13 145,17 1 = 6,04 N
F
vd2
= 13 41,24 1 = 1,72 N
từ (7x) ta có :
= 470,61 MPa
=0,47. = 317,11 MPa
tra bảng 5.11 ta chọn thép 45, tôi cải thiện có độ rắn bề mặt răng HR(45 60) và
ứng suất tiếp xúc cho phép [ MPa .
7. Xác định lực tác dụng lên trục
Lực sinh ra trên nhánh bị động: F
2
= F
o
+F
v
= 141,51+14,01 = 155,52 N
Lực sinh ra trên nhánh chủ động: F
1
= F
t
+F
2
= 2838,54+155,52 = 2994,06 N
III. Tính toán bộ truyền bánh răng

A: bộ truyền cặp bánh răng thẳng trên trục I và II
công suất P
1
= 6,29 KW; số vòng quay u
1
= 3,58; n
1
= 1450 vg/ph.
1. Chọn vật liệu
8
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45, tôi cải thiện, có độ rắn
r1
= 220HB, giới hạn bền
b2
= 750MPa, giới hạn chảy
ch1
= 450 MPa
chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40 có độ rắn
r2
= 200HB, tôi cải thiện, giới
hạn bền
b2
= 700 MPa, giới hạn chảy
ch2
= 400 MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép
a. Ta có ứng suất cho phép [
H1

] và [
H2
] đợc xác định theo công thức
[
H1
] = (
Hlim
/S
H
).Z
R1
.z
V1
.K
XH1
.K
HL1
(1)
[
H2
] = (
Hlim
)/S
H
).Z
R2
.Z
V2
.K
XH2

.K
HL2
(2)
số chu kì chịu tải tơng đơng N
HE2
của bánh răng lớn tính theo công thức:
N
HE2
= 60.c.n
2.
t
i
(3)
mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1. Từ (3) suy ra:
N
HE2
= 60.1.405,03.12500.() = 1,49.
số chu kỳ cơ sở của bánh lớn N
HO2
= 30.= 1,00
Vì N
HE2
> N
HO2
=> K
HL2
= 1
tơng tự: N
HE1
= N

HE2
.u
1
= 1.49.3.58 = 5,33. chu kỳ. Số chu kỳ cơ sở bánh nhỏ N
HO1
=
30.30.= 1,26 Vì N
HE1
= N
HO1
=> K
HL
= 1
giới bền tiếp xúc tính theo công thức :
Hlim1
o
Hlim1
.K
HL1
;
Hlim2
=
0
Hlim2
.
giới hạn bền mỏi của bánh răng nhỏ và bánh lớn ta tra bảng 6.2 ta có:
0
Hlim
= 2.HB
1

+70 = 2.220+70 = 510 MPa;
o
Hlim1
= 2.HB
2
+70 = 2.200+70 = 470 MPa;
trong tính toán s b ta l y: Z
R1
.Z
V1
.K
HL1
= 1; Z
R2
.Z
V2
.K
HL2
= 1.
T (1) và (2) suy ra:
[
H1
] = (510/1,1) = 463,64 MPa
[
H2
] = 470/1,1 = 427,27 MPa
ứng suất cho phép tính theo hai cách sau:
[
H
]' = 0,5.([

H1
]+[
H2
]) = 0,5.(463,64+427,27) = 445,46 MPa
[H]'' = 1,18[
H1
] = 1,18.427,27 = 504,18 MPa.
Vậy ta chọn: [
H
] = 445,46 MPa
9
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
b. Ta có ứng suất uốn cho phép
Công thức tính ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:
[] = (
Flim1
/S
F1
).Y
R1
.Y
S1
.K
XF1
.K
FC1
.K
FL1
(4)

[] = (
Flim2
/S
F2
).Y
R2
.Y
S2
.K
XF2
.K
FC2
.K
FL2
(5)
trong tính toán sơ bộ ta lấy Y
R1
.Y
S1
.K
XF1
= 1 và Y
R2
.Y
S2
.K
XF2
= 1
tra bảng 6.2 ta có:S
F1

= S
F2
= S
F
= 1,75
chu kỳ chịu tải tơng đơng N
FE2
của bánh lớn tính theo công thức:
N
FE2
= 60.cn
2
.t
i
(6)
do đây là thép tôi cải thiện nên m
F
=6.Từ (6) suy ra:
N
FE2
= 60.1.405,03.12500.(= 1,20. chu kỳ => N
FE1
= u
1
.N
FE2
N
FE1
= 3,58.1,20 = 4,30. chu kỳ
số chu kỳ cơ sở N

FO1
= N
FO2
= N
FO
= 4.
vì N
FE1
> N
FO
và N
FE2
> N
FO
=> K
FL1
= K
FL2
= 1
giới hạn bền mỏi uốn tính theo công thức:
O
Flim1
= 1,8HB
1
= 1,8.220 = 396MPa;
O
Flim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.200 = 360 MPa

suy ra:
[
F1
] = 396/1,75 = 226,29 MPa; [
F2
] = 360/1,75 = 205,71 MPa
c.Ta có ứng suất quá tải cho phép:
c
1
.Ta có ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép
bánh nhỏ: [] = 2,8.450 = 1260 MPa
bánh lớn: [] = 2,8.400 =1120 MPa
vậy ta chọn [] = 1120 MPa
c
2
.Ta có ứng suất uốn quá tải cho phép:
bánh nhỏ: [
F1
]
MAX
= 0,8.
ch1
= 0,8.450 = 360 MPa
bánh lớn: [
F2
]
MAX
= 0,8.
ch2
= 0,8.400 = 320 MPa

4. Tính khoảng cách trục sơ bộ
a
W1
= K
a
.(u
1
+1) (7)
trong đó: Ka là hệ số, tra bảng 6.5, ta có: K
a
= 49,5. Y
ba
là hệ số chiều rộng vành
răng , tra bảng 6.6 ta chọn Y
ba
= 0,3. Từ công thức Y
bd
= 0,53.(u
1
+1). Y
ba
; suy ra:
Y
bd
= 0,53(3,58+1).0.3 = 0,73
tra bảng 6.7 với Y
bd
= 0,73 và tỷ số truyền số 7, ta có K
HB
= 1,02. Từ (7) suy ra:

a
W1
= 49,5.(3,58+1). = 132,20 mm
5. Xác định các thông số ăn khớp
mô đun bánh răng xác định theo công thức: m = (0,01 0,02)a
W
=> m = (0,01 0,02).132,20 = (1,32 2,64) mm.
10
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn, u tiên dãy 1, ta chọn m = 2
vì là bánh răng thẳng nên = 0. Số răng bánh răng nhỏ xác định theo công thức:
Z
1
= = = 29 => Z
2
= u
1
.Z
1
=29.3,58 = 104
tỷ số truyền theo số răng bánh 1 và bánh 2 là:
u
1
' = Z
2
/Z
1
= 104/29 = 3,59
sai lệch tỷ số truyền lý thuyết so với tỷ số truyền thực tế :

sai lệch quá nhỏ do đó ta lấy
u
1
= 3,58 => khoảng cách trục chính xác:
a
W
= .m =.2 = 133 mm
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:
H
= Z
M
.Z
M
.Z < [
H
] (8)
trong đó: Z
M
tra bảng 6.5, ta có: Z
M
= 274MPa
1/3
Z
H
là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức:
Z
H
= . Vì = 0 =>

= 1,76
Z hệ số trùng khớp tính theo công thức: Z (9)
với là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức:
1/Z
1
+Z
2
)] = [1,88-3,2.(1/29+1/104) = 1,74
thay vào (9) ta có: = 0,87
T
1
= 41427,24 Nmm, K
HB
= 1,02;=1 vì đây là bánh răng thẳng
K
H
= K
HB
.K
HV
.
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số K
HV
tính
theo công thức: K
HV
= 1+(V
H

.b
W
.d
W1
)/(2.T
1
.K
HB
) (10)
đờng kính vòng lăn bánh nhỏ là : d
W1
= Z
1
.m = 29.2 = 58 mm;
b
W
= Y
ba
.a = 0,3.133 = 39,9 mm, ta lấy d
W
= 40 mm
vận tốc vòng: V = = = 4,25 m/s
dựa vào bảng 6.13 và V < 6 m/s, ta chọn cấp chính xác động học là cấp 8.
dựa vào bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8
ta có công thức: V
H
=.g V.
tra bảng 6.15 ta có = 0,004 với điều kiện bánh răng thẳng có vát mép đầu răng
tra bảng 6.16 ta có: g = 56
do đó: V

H
= 0,004.56.4,25. = 5,80 m/s
từ (10) ta có: K
HV
= 1 = 1,15
11
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
từ (8) suy ra:= 403,55 MPa
ta xét: Z
R
.Z
V
.K
XH
Z
R
hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc, với cấp chính xác mức làm việc êm là
cấp 8, khi đó gia công với độ nhám R
a
=2,5 1,25 um, do đó Z
R
= 0,95;
với d
w
< 700mm => K
HV
= 1; Z
V
là hệ số ảnh hởng vận tốc vòng , khi độ rắn mặt

răng HB < 350 MPa => Z
V
= 0,85.V
0,1
=> Zv = 0,95.4,25
0,1
= 0,98
suy ra ứng suất tính lại là: [Z
R
.Z
V
.K
XH
= 445,46.0,95.1.0,98 = 414,75 MPa >
Vậy vật liệu đã chọn thõa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.
7.Kiệ m răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vợt mức cho
phép:
=2.T
1
K
F
F
1
/(b
w
.d
w1
.m)[] (11)
.Y

F1
/Y
F2
(12)
trong đó: T
1
= 41427,24 Nmm; m = 2mm; b
w
= 40mm ; d
w1
= 56 mm và
= 1/1,74 = 0,57 là hệ số kể đến trùng khớp răng
= 1 đối với bánh răng thẳng
Z
V1
= 29 và Z
V2
= 104 tra bảng 6.18 với hệ số dịch răng x
1
= x
2
= 0;
ta có Y
F1
= 3,8; Y
F2
= 3,6.
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn: K

F
= K
FB
.K
FV
. với Y
ba
= 0,73 và tỷ số truyền 7,
ta tra bảng 6.7 ta có K
FB
= 1,02; là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng, đối với răng thẳng .
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :
K
FV
= 1+V
F
.b
w
.d
w1
/(2.T
1
.K
Fb
.) (13)
với V
F

=g.V
Tơng tự tra ứng suất tiếp xúc, ta có:= 0,011; g = 56
=> V
F
= 0,011.56.4,25.= 15,96 m/s
từ (13) suy ra:
K
FV
= 1+=1,44
từ (11) suy ra:
= 2.41427,24.1,02.1.1,44.0,57 3,81/(40.58.2) = 56,81 MPa
12
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
từ (12) =>= 56,81.3,6/3,8 = 53,82 MPa
ta xét: Y
R
.Y
S
.K
XF
= Y
R1
.Y
S1
.K
XF1
= Y
R2
.Y

S2
.K
XF2

Y
R
= 1 là hệ số kể đến độ nhám mặt lợn chân răng
Y
S
= 1,08-0,0695.lnm = 1,08-0,0695.ln2 = 1,03 là hệ số kể đến độ nhậy của vật
liệu đối với tập trung ứng suất
K
XF
= 1 vì d
w
< 400 mm => Y
R
.Y
S
.K
XF
= 1.1,03.1 = 1,03
ứng suất uốn cho phép tính lại:
[] = 226,29.1,03 = 233,08 MPa >MPa
[= 205,71.1,03 = 211,88 MPa > = 53,82 MPa
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng hay dòn gãy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợt
mức cho phép:
= 1120 MPa
Tơng tự khi quá tải về uốn:

= 360 MPa
= 320 MPa
Vậy vật liệu đã chọn đạt yêu cầu độ bền.
9. Các thông số và kích thớc bộ truyền
Lập bảng 4:
ST
T
Thông số kí
hiệu
Giá trị đơn vị
1 Khoảng cách trục a
w
133 mm
2 Đờng kính chia d
1
m.Z
1
= 58 mm
d
2
m.Z
2
= 208 mm
3 Đờng kính đỉnh răng

da
1
m.Z
1
+2.m = 62 mm

da
2
m.Z
2
+2.m = 212 mm
4 Đờng kính chân răng d
f1
m.Z
1
-2,5.m = 51 mm
d
f2
m.Z
2
-2,5.m mm
5 Góc profin răng gốc 20
0
6 Mô đun m 2 mm
7 Cấp chính xác động học C
đh
8
8 Cấp chính xác làm việc C
lv
8
13
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
9 Hệ số dịch chỉnh X
1
0

X
2
0
10 Hệ số trùng khớp ngang 1,74
11 Vận tốc vòng V 4,25 m/s
12 Chều rộng vành răng b
w
40 mm
13 Tỷ số truyền u
1
3,58
14
B. Bộ truyền bánh răng nghiêng
trục II và III, có hai cặp bánh răng nghiêng giống nhau do đó ta chỉ xét một cặp
bánh răng nghiêng với công suất P
2n
= 2,99 KW và số vòng quay n
2
= 405,03 vg/ph
mo men xoắn T
2n
= 70499,72 Nmm và tỷ số truyền u
2
= 2,79
1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45x, tôi cải thiện, có độ rắn
r1
=240HB, giới hạn bền
b2
= 850 MPa, giới hạn chảy

ch1
= 650 MPa
chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40x có độ rắn
r2
= 220HB, tôi cải thiện, giới
hạn bền
b2
= 700 MPa, giới hạn chảy
ch2
= 550 MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép
a.Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép [
H1
] và [
H2
] đợc xác định theo công thức:
[
H1
] = (
Hlim
/S
H
).Z
R1
.z
V1
.K
XH1
.K
HL1

(1n)
[
H2
] = (
Hlim
)/S
H
).Z
R2
.Z
V2
.K
XH2
.K
HL2
(2n)
số chu kì chịu tải tơng đơng N
HE2
của bánh răng lớn tính theo công thức:
N
HE2
= 60.c.)
3
n
1.
t
i
(3n)
mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1. Từ (3n) suy ra:
N

HE2
= 60.1.145,17.12500.() = 5,35. số chu kỳ cơ sở của bánh lớn: N
HO2
= 30.=1,26
Vì N
HE2
> N
HO2
=> K
HL2
= 1
tơng tự: N
HE1
= N
HE2
.u
2
= 2,79.5,35. chu kỳ.
Số chu kỳ cơ sở bánh nhỏ N
HO1
= 30.30. = 1,55
Vì N
HE1
=N
HO1
=> K
HL
= 1
giới bền tiếp xúc tính theo công thức:
Hlim1

o
Hlim1
.K
HL1
;
Hlim2
=
0
Hlim2
.K
HL2
14
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
giói hạn bền mỏi của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn ta tra bảng 6.2 ta có:
0
Hlim
= 2.HB
1
+70 = 2.240+70 = 550 MPa;
o
Hlim1
= 2.HB
2
+70 = 2.220+70 = 510 MPa;
trong tính toán s b ta l y: Z
R1
.Z
V1
.K

HL1
=1; Z
R2
.Z
V2
.K
HL2
= 1.
T (1) và (2) suy ra:
[
H1
] = (550/1,1) = 500,00 MPa
[
H2
] = 510/1,1 = 463,64 MPa
ng suất cho phép tính theo hai cách sau :
[
H
]' = 0,5.([
H1
]+[
H2
]) = 0,5.(500+463,64) = 481,82 MPa
[H]'' = 1,18[
H1
] = 1,18.463,64 = 547,10 MPa.
Vậy ta chọn ứng suất cho phép với giá trị nhỏ hơn: [
H
] = 481,82 MPa
b.Ta có ứng suất uốn cho phép

Công thức tính ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:
[] = (
Flim1
/S
F1
).Y
R1
.Y
S1
.K
XF1
.K
FC1
.K
FL1
(4n)
[] = (
Flim2
/S
F2
).Y
R2
.Y
S2
.K
XF2
.K
FC2
.K
FL2

(5n)
trong tính toán sơ bộ ta lấy: Y
R1
.Y
S1
.K
XF1
= 1 và Y
R2
.Y
S2
.K
XF2
= 1
tra bảng 6.2 ta có: S
F1
= S
F2
= S
F
= 1,75
chu kỳ chịu tải tơng đơng N
FE2
của bánh lớn tính theo công thức:
N
FE2
= 60.cn
2
.t
i

(6n)
do đây là thép tôi cải thiện nên m
F
= 6. Từ (6) suy ra:
N
FE2
= 60.1.147,17.12500.(= 4,30. chu kỳ => N
FE1
= u
2
.N
FE2
N
FE1
= 2,79.4,3. = 1,20. chu kỳ
số chu kỳ cơ sở N
FO1
= N
FO2
= N
FO
= 4.
vì N
FE1
> N
FO
và N
FE2
> N
FO

=> K
FL1
= K
FL2
= 1
giới hạn bền mỏi uốn tính theo công thức :
O
Flim1
= 1,8HB
1
= 1,8.240 = 432 MPa;
O
Flim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.220 = 396 MPa
suy ra:
[
F1
] = 432/1,75 = 246,86 MPa;
[
F2
] = 396/1,75 = 226,29 MPa.
c. Ta có ứng suất quá tải cho phép:
c
1
. Ta có ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
bánh nhỏ: []
MAX
= 2,8. = 2,8.650 = 1820 MPa

bánh lớn: []
MAX
= 2,8.= 2,8.550= 1540 MPa
15
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
Ta chọn []
MAX
= 1540 MPa
c
2
. Ta có ứng suất uốn quá tải cho phép:
[
F1
]
MAX
= 0,8.
ch1
= 0,8.650 = 520 MPa
[
F2
]
MAX
= 0,8.
ch2
= 0,8.550 = 440 MPa
4. Tính khoảng cách trục sơ bộ
a
W1
= Ka.(u

2
+1) (7n)
trong đó: K
a
là hệ số, tra bảng 6.5, ta có: K
a
= 43. Y
ba
là hệ số chiều rộng vành răng,
tra bảng 6.6 ta chọn Y
ba
= 0,3. Từ công thức Y
bd
= 0,53.(u
2
+1).Y
ba
; suy ra:
Y
bd
= 0,53(2,79+1).0,3 = 0,60 và tỷ số truyền số 7 => ta có K
HB
= 1,07
Từ (7n) suy ra:
a
W2
= 43.(2,79+1). = 118,89 mm. Ta lấy a
w2
= 128 mm
5. Xác định các thông số ăn khớp :

Mô đun pháp bánh răng xác định theo công thức: m
n
= (0,01 0,02)a
W
=> m
n
= (0,01 0,02).128 = (1,28 2,56) mm.
trị số mô đun pháp lấy theo tiêu chuẩn, u tiên dãy 1, ta chọn m
n
= 2
chọn sơ bộ góc nghiêng , do đó số răng bánh răng nhỏ xác định theo công thức:
Z
1
= = = 33,26. Ta lấy Z
1
= 33 răng
=> Z
2
= u
1
.Z
1
= 33.2,79 = 92,07 => lấy Z
2
= 93 răng
tỷ số truyền theo số răng bánh 1 và bánh 2 là:
u
2
' = Z
2

/Z
1
= 93/33 = 2,82
sai lệch tỷ số truyền lý thuyết so với tỷ số truyền thực tế:
sai lệch quá nhỏ do đó ta lấy
u
1
= 2,82 góc nghiêng của răng là:
= m
n
.(z
1
+z
2
)/(2.a
w2
) = 2.(33+93)/(2.128) = 0,98
=> = 10,14
0
. Vì theo tiêu chuẩn
0
nên ta chọn = 10
0
phù hợp với tiêu chuẩn
hệ số dịch tâm y là: y = a
w2
/m
n
-(Z
1

+Z
2
)/2 = 128/2-(33+93)/2 = 1,00 mm
hệ số K
y
=== 7,94,vơi Z
t
= Z
1
+Z
2
= 126 răng
tra bảng 6.10 ta có K
x
= 0,445; vậy hệ số giảm đỉnh răng :
y = = 0,06mm
tổng hệ số dịch chỉnh X
t
= y+y = 1,00+0,05 = 1,06 mm
hệ số dịch chỉnh bánh 1:
X
1
= = = 0,29 mm
X
2
= X
t
- X
1
= 0,77 mm

cuối cùng góc ăn khớp: = = 0,93 =>= 22,33
0
góc prôfin gốc = 20
0


16
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
góc prôfin của răng:
= arctg(= arctg(/) = 20,28
0
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:
H
= Z
M
.Z
M
.Z< [
H
] (8n)
trong đó: Z
M
tra bảng 6.5, ta có: Z
M
= 274 MPa
1/3
Z

H
là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức:
Z
H
= (9n )
=. =>= arctg() = arctg(cos20,28
0
.tg10
0
) = 9,39
0
từ (9n) suy ra Z
H
== 1,67.
với là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức:
1/Z
1
+Z
2
)]. = [1,88-3,2.(1/33+1/93)= 1,72
là hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức:
(10n)
với b
w
= Y
ba
.a
w2
= 0,3.128 = 38,40 mm
từ (10n) suy ra: = 1,06 > 1. Từ đó suy ra:

tính theo công thức: == = 0,76
momen xoắn T
2
= 70499,72 Nmm
d
w1
= 2.a
w2
/(u
2
+1) = 2.128/(2,82+1) = 67,02 mm
K
H
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, K
H
= K
HB
.K
HV
. (12n)
trong đó: K
HB
= 1,07
là hệ số kể đến sự phân bố không điều tải trọng ăn khớp
vận tốc vòng: V === 1,42 m/s
tra bảng 6.13 và 6.14 ta chọn cấp chính xác động học là cấp 9 và cấp chính xác
mức làm việc êm là cấp 8 =>= 1,05
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số K

HV
tính
theo công thức: K
HV
= 1+(V
H
.b
W
.d
W1
)/(2.T
2
.K
HB
) (13n)
ta có công thức: V
H
=.g V.
tra bảng 6.15 ta có = 0,002 với điều kiện bánh răng thẳng có vát mép đầu răng
tra bảng 6.16 ta có: g = 56
do đó: V
H
= 0,002.56.1,42= 1,07 m/s
từ (13n) ta có: K
HV
= 1= 1,02
từ (8n) suy ra:
= 393,15 MPa
ta xét: Z
R

.Z
V
.K
XH
17
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
Z
R
hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc,với cấp chính xác mức làm việc êm là
cấp 8, khi đó gia công với độ nhám R
a
= 2,50 1,25 m, do đó Z
R
= 0,95;
với d
w
< 700mm tức là d
w1
, d
w2
< 700 mm => K
XH
=1; Z
V
là hệ số ảnh hởng vận
tốc vòng, khi độ rắn mặt răng HB < 350 MPa => Z
V
= 0,85.V
0,1

=> Z
v
= 0,85.1,42
0,1
= 0,88
suy ra ứng suất cho phép tính lại là :
[.Z
R
.Z
V
.K
XH
= 481,82.0,95.1.0,88 = 402,80 MPa >
Ta lấy độ rộng vành răng b
w
= 40mm.
Vậy vật liệu đã chọn thõa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vợt mức cho
phép:
= 2.T
2
K
F
F
1
/(b
w
.d

w1
.m)[] (14n)
.Y
F2
/Y
F1
(15n)
trong đó: T
2
= 70499,72 Nmm; m = 2mm pháp; b
w
= 40mm ; d
w1
= 67,02 mm và
=1/1,71 = 0,58 là hệ số kể đến trùng khớp răng
= 1- /140
0
= 1-10
0
/140
0
= 0,93 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
F1
vàY
F2
hệ số dạnh dăng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tơng đơng Z
td1
và
Z

td2
là:
Z
td1
=== 34,55; Z
td2
= = = 97,37
tra bảng 6.18 và hệ số dịch chỉnh ta có:
X
1
= 0,29 => Y
F1
= 3,54; X
2
= 0,77 => Y
F2
= 3,48
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
= K
FB
.K
FV
.
với Y
bd
= 0,73 và tỷ số truyền 7, ta tra bảng 6.7 ta có K
FB

= 1,17
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, với cấp chính xác
mức làm việc êm là cấp 8: V = 1,42m/s < 2,5 m/s và tra bảng 6.14
ta có = 1,22
K
FV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :
K
FV
= 1+V
F
.b
w
.d
w1
/(2.T
2
.K
FB
.) (16n)
với V
F
= g.V (17n)
18
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
tơng tự tra ứng suất tiếp xúc ,ta có:= 0,006; g = 56
=>V
F
= 0,006.56.1,29.= 3,21

từ (15n) suy ra :
K
FV
= 1+= 1,04
từ (14n) suy ra:
= 2.70499,72.1,17.1,22.1,04.0,58.3,54.0,93. /(40.67,02.2) = 74,54 MPa
từ (15n) =>= 74,54.3,48/3,54 = 73,28 MPa
ta xét: Y
R
.Y
S
.K
XF
= Y
R1
.Y
S1
.K
XF1
= Y
R2
.Y
S2
.K
XF2
Y
R
= 1 là hệ số kể đến độ nhám mặt lợn chân răng đối bánh răng thờng
Y
S

=1,08-0,0695.lnm = 1,08-0,0695.ln2 = 1,03 là hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu
đối với tập trung ứng suất
K
XF
= 1 vì d
w
< 400 mm => Y
R
.Y
S
.K
XF
= 1.1,03.1 = 1,03
ứng suất uốn cho phép tính lại:
[] = 246,86.1,03 = 254,27 MPa >MPa
[ = 226,29.1,03 = 233,08 MPa > = 73,28 MPa
8. Kiểm nghiệm răng về quá tải
ta có: K
qt
= T
max
/T = 1,4
để tránh biến dạng hay dòn gãy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợt
mức cho phép:
= 1540MPa
tơng tự khi quá tải về uốn:
= 520 MPa
= 440 MPa
Vậy vật liệu đã chọn đạt yêu cầu độ bền quá tải.
9.Các thông số và kích thớc bộ truyền

Lập bảng 5:
S
T
Thông số kí
hiệu
Giá trị đơn
vị
19
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
T
1 Khoảng cách trục chia a 0,5.m.(Z
1
+Z
2
)= 127,94 mm
2 Khoảng cách trục a
w
a.= 129,74 mm
3 Đờng chia d
1
m.Z
1
/= 67,02 mm
d
2
m.Z
2
/= 188,87 mm
4 Đờng kính lăn d

w1
2.a
w
/(u
1
+1) = 67,93 mm
d
w2
d
w1
.u
1
= 191,56 mm
5 Đờng kính đỉnh răng d
a1
d
a1
+2(1+X
1
-y).m = 71,94 mm
d
a2
d
a2
+2(1+X
2
-y).m = 195,71 mm
6 Đờng kính đáy răng d
f1
d

f1
=d
1
-(2,5-2.x
1
)m = 63,18 mm
d
f2
d
f2
=d
2
-(2,5-2.x
2
)m = 186,95 mm
7 Đờng kính cơ sở d
b1
d
1
.=62,98 mm
d
b2
d
2
.= 177,48
mm
8 Góc profin gốc 20
0
9 Góc profin răng 20,28
0

10 Góc ăn khớp 22,33
0
11 Tổng hệ số dịch chỉnh X
t
X
1
+X
2
= 1,06 mm
12 Hệ số dịch chỉnh bánh 1 X
1
0,29 mm
13 Hệ số dịch chỉnh bánh 2 X
2
0,77 mm
14 Hệ số trùng khớp ngang 1,71
15 Hệ số trùng khớp dọc 1,06
16 Hệ số trùng khớp 0,76
17 Cấp chính xác động học c
cx
9
18 Cấp chính xác mức làm việc
êm
c
cx
8
19 Chiều rộng vành răng b
w
40 mm
20 Tỷ số truyền U

2
2,82
21 Vận tốc vòng v 1,42 m/s
22
IV tính toán thiết kế trục trong hộp giảm tốc
1. Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện, có = 600MPa, ứng suất xoắn
cho phép là: [] =12 30 MPa
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục theo công thức: d
i
(1t)
Ta có:
trục I: P
1
= 6,29 KW; n
1
= 1450 vg/ph; T
1
= 41427,24 Nmm; u
1
= 3,58;
trục II: P
2t
= 5,98 KW; n
2
= 405,03 vg/ph; T
2t
= 140999,43 Nmm; u
2
= 2,82;
P

2n
= 2,99 KW; T
2n
= 70499,72 Nmm
20
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
trục III: P
3
= 2,73 KW; n
3
= 145,17 vg/ph; T
3
= 179592,72 Nmm;
trục IV: P
4
= 4,86 KW; n
4
= 41,24 vg/ph; T
4
= 1125436,47 Nmm;
từ (1t) ta có đờng kính trục sơ bộ tại chỗ lắp bánh răng ;
d
1


> (24,0 19,0) mm; d
2t
> (36.0 28,6) mm; d
2n

> (28,6 22,7) mm;
d
3n
> (39,1 31) mm; d
4x
> (72,1 52,27) mm.
Ta chọn đờng kính trục theo tiêu chuẩn: d
1
= 24 mm; d
2t
= 30mm;
d
2n
= 25mm; d
3
= d
3n
= 35mm; d
4
= d
4x
= 60mm.
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
a. Dựa vào đờng kính trục, sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn tơng ứng
với các trục là: b
1
= 15mm; b
2
= 19mm; b
3

= 21mm; b
4
= 33mm;
chiều rộng vành răng và may ơ đã tính phần bánh răng, ta có:
l
1t
= b
w1
= l
2t
= l
2n
= b
w2
= l
3n
= l = 40 mm;
b. Xác định chiều dài phần nửa nối trục, ta chọn nối trục đĩa, bao gồm hai đĩa may
ơ , mỗi đĩa lắp trên đoạn cuối của trục bằng mối ghép then
hai nữa đĩa nối với nhau bằng mối ghép bu lông, không có khe hở , phải chịu
momen xoắn T
k
> 43139,66 Nmm. Tra bảng 16.4 ta chọn thép 45 có T
k
= 63000
Nmm,đờng kính ngoài D = 100mm, d = d
1
= 20mm, chiều dài khớp nối
L = 100mm , có phần nằm bên trục I dài l
1

,
= L/2 = 50 mm.
căn cứ vào bảng 10.3 và 10.4 để tính khoảng cách l
ki
trên trục thứ k từ gối đỡ O đến
chi tiết quay thứ i và kết hợp hình 1
ta chọn khoảng cách giữa hai chi tiết k
1
= 15 mm;
bề dày của hộp giảm tốc là: t = b
i
+2.k
2i
;
trong đó bề chiều rộng ổ lăn và k
2i
là khoảng cách từ mặt nút đến thành trong của
hộp .
trục II có b
2
=19 mm; ta chọn k
22
= 10 mm => t = 39 mm
trục I có b
1
= 15 => k
21
= (t-b
1
)/2 = (39-15)/2 = 12 mm

trục III có b
3
= 21 mm => k
23
= (39-21)/2 = 9 mm.
trục I và III có chiều cao nắp ổ và bu lông là h
i
,ta có :
h
1
+b
1
/2 = h
3
+b
3
/2 => h
1
+7,5 = h
3
+10,5
21
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
vớ h
1
và h
3
>k
21

,tra bảng 10.3 ta chọn h
1
=18 mm,h
3
=15 mm
c. Xác định chiều bánh đai ta tính theo công thức:
B.
từ phần II ta có: R = R
X
= 5,45KW; K = 2,50; K
Z
= 1; K
n
= 1,38 => B9,74 mm
ta lấy B =12 mm
d. Xác định chiều dài các trục.
Hình vẽ 1: xác định chiều dài các trục.
22
GVHD: Hoµng Xu©n Khoa
SV thùc hiÖn: NguyÔn Danh Minh-Líp CK5-k5
h
k
1
21
k
22
k
21
k
22

k
1
l
l
l
l
l
l
l
l
L/2
c11
12
11
21
22
23
24
k
3
23
GVHD: Hoµng Xu©n Khoa
SV thùc hiÖn: NguyÔn Danh Minh-Líp CK5-k5
h
3
k
23
l
l
l

32
34
30
l
c33
k
3
d
1
. ChiÒu dµi trôc II:
l
22
= b2/2+
k2
+k
1
+l/2 =19/2+12+20+40/2 = 51,5 mm;
l
23
= b
2
/2+k
2
+2.k
1
+3.l/2 = 19/2+10+2.12+60 = 103,5 mm;
l
24
= b
2

/2+k
2
+ 3.k
1
+5.l/2 = 19/2+10+3.12+100 = 155,5 mm;
l
21
= b
2
+2.k
2
+4.k
1
+3.l = 19+2.10+4.12+3.40 = 207 mm.
d
2
. ChiÒu dµi trôc I:
24
GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh-Lớp CK5-k5
l
c11
= L/2+k
3
+h
1
+b
1
/2 = 50+15+18+15/2 = 90,50 mm;
l

12
= l
23
= 103,50 mm; l
11
= l
21
= 207 mm.
d
3
. Chiều dài trục III:
l
32
= l
22
= 51,5 mm; l
34
= l
24
= 155,5 mm;
l
31
= l
21
= 207 mm; l
c33
= 46,5 mm.
4. Xác định trị số lực và đờng kính trục
a. Xét trục I:
chọn hệ trục tọa độ oxyz , ở trục I có một bánh răng, 2 cặp ổ lăn và 1 khớp nối, ta

thu về trọng tâm chi tiết lắp trên trục. Chọn trục quay ngợc chiều kim đồng hồ.
chiều dài trục: l
10
= l
11
+l
c11
= 207+90,5 = 297,5 mm;
lực vòng F
t1
= 2.= = 1428,53 mm;
với góc = 0 => F
a
= F
t1
.tg= 0; F
r1
= F
t1
.= 1428,53.tg20
0
= 519,94 N
ta xét trờng hợp xấu nhất của trục là: cùng chiều . Khi đó:
F
k
= 6.= 6.= 1246,21 Nmm;
M
1
= T
1

= 41427,24 Nmm.
a
1
. Xác định momen trên trục y: phơng trình cân bằng tại A và B là:
= 0 => 90,5.F
k
+207.X
B
-103,5.F
t
= 0
X
B
== = 169,42 N
X
A
= F
k
+F
t
-X
B
= 1246,21+1428,53-169,42 = 2505,32 N
trị số momen tại một số điểm đặc biệt:
M
D
= 0;
M
AY
= 90,5.F

k
= 90,5.1246,21 = 112782,01 Nmm;
M
CY
= 194.F
k
-103,5.X
A
= 194.1246,21-103,5.2505,32 = -17535,88 Nmm;
M
BY
= 0;
a
2
. Momen trên trục x:
từ hình 2 ta có: Y
A
= Y
B
== = 259,97 N;
momen xoắn tại điểm C là: M
CX
= -103,5.Y
A
= -103,5.259,97 = -26906,90 Nmm;
25