Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí GVHD PGS TS nguyễn văn yến

Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình
đào tạo kỹ sư. Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy
là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Cơ sở
thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật….Đồng thời giúp sinh viên có kĩ năng
về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc khai
triển có 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai
dẹt. Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy
A
0
.
Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến
thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng
bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn không thể
tránh được những sai sót. Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo
thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được
Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới các cô thầy giáo bộ môn, đặc
biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ chỉ bảo tận tình cho em hoàn thành đồ
án này.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!
Đà Nẵng, ngày….tháng….năm 2014
Sinh viên thực hiện đồ án:
Nguyễn Phúc Trải
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 1 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU 1
MỤC LỤC 2
Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 2

a. Chọn động cơ điện: 2
Hiệu suất chung toàn hệ thống 2
1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay: 3
b. Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn: 3
1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: 3
1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục: 3
1.2.4 Bảng số liệu: 4
Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4
a. Bộ truyền đai dẹt: 4
Bảng thông số: 6
b. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc: 6
Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC 13
3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: 13
3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: 13
3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn: 13
3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: 13
3.5 Tính trục I: 14
3.6 Tính trục II: 17
3.7 Tính trục III: 19
Phần 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN 21
i. Tính chọn ổ lăn cho trục I: 21
ii. Tính chọn ổ lăn cho trục II: 22
iii. Tính chọn ổ lăn cho trục III: 22
iv. Bôi trơn ổ lăn: 23
v. Bôi trơn ổ lăn: 23
Phần 5: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 23
Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
a. Chọn động cơ điện:
Hiệu suất chung toàn hệ thống

2 3
. .
ch br ol d
η η η η
=
= 0,97
2
.0,99
3
.0,96 = 0,87 Trong đó:
br
η
- là hiệu suất của một cặp bánh rang trụ
br
η
=0,97.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 2 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
ol
η
- là hiệu suất của một cặp ổ lăn
ol
η
=0,99.
d
η
- là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt
d
η
=0.96.

Công suất cần thiết trên trục động cơ:
3
7,2
8,3
0,81
ct
ch
P
P
η
= = =

(kw).
1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay:
Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 2 cấp khai triển u
h
=14. Bộ truyền
ngoài – bộ truyền đai dẹt: u
đ
=2.
U
ch
=u
h
.u
d
=14.2=28
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
N
đc

=u
ch
.n
3
=28.44=1232 (vòng /phút).
Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục 1. Bảng P.12 sách tính toán thiết kế dẫn động
cơ khí ta được động cơ sau:
Tên động cơ Công suất (kw)
Số vòng quay
(vòng/phút)
max
min
T
T
Hiệu suất
DK-62-4 P=10 1460 2,3 Cosφ =0,88
b. Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:
1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ thống:
3
1460
33
44
dc
ch
n
i
n
= = =

Chọn i

h
=14,4
33
2,3
14,4
ch
d
h
i
i
i
= = =
I
h
=i
n
.i
c
mà i
n
=1,2i
ch
nên i
ch
=3,6 và i
n
=4.
1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục:

1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục:

Công suất:
P
1
=P
đc
.η
đ
.η
ol
=8,3.0,96.0,99=7,9 (kw).
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 3 Lớp: 11N
1
1
2
2
3
1460
635( / )
2,3
635
159( / )
4
159
44( / )
3,6
dc
d
n
ch
n

n v p
i
n
n v p
i
n
n v p
n
= = =
= = =
= = =
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
P
2
=P
1
.η
ol
.η
br
=7,9.0,97.0,99=7,6 (kw).
P
3
=P
2
.η
ol
. η
br
=7,6.0,97.0,99=7,2 (kw).

Momen xoắn:
3
3
3
1
3
2
3
3
9550. .10
95550.8,3.10
54291 .
1460
9550.7,9.10
118811 .
635
9550.7,6.10
456478 .
159
9550.7,2.10
1562727 .
44
dc
N
T
n
T N mm
T N mm
T N mm
T N mm

=
= =
= =
= =
= =
1.2.4 Bảng số liệu:
Trục
Động cơ I II III
Tỷ số truyền u i
ng
=2,3 i
n
=4 i
c
=3,6
Số vòng quay n (v/p) 1460 635 159 44
Công suất P (kw) 8,3 7,9 7,6 7,2
Momen xoắn T (N.mm) 54291 118811 456478 1562727
Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
a. Bộ truyền đai dẹt:
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục P
1
=8,3kw; số vòng quay n
1
=1460 vòng/ phút; tỷ số truyền
u=2,3; momen xoắn trên trục: T= 54291N.mm
1. Chọn vật liệu làm dây đai: bộ truyền quay với số vòng quay lớn nên dùng vật
liệu làm dây đai là đai vải cao su vì chúng có các đặc tính sau: bền, dẻo, ít bị
ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ.

2. Đường kính bánh nhỏ:
3
3
1 1
6. 6 54291 227D T mm= = =
chọn d
1
=250mm.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 4 Lớp: 11N
Đại lượng
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Đai có 4 lớp và có lớp lót
3. Đường kính bánh lớn:
D
2
=d
1
.u.(1-ԑ)=250.2,3.(1-0,015)=566mm
ԑ- là hệ số trượt ԑ=0,015
Tính lại tỷ số truyền thực:
2
1
2,27
(1 )
d
d
ε
=
−
vậy độ sai lệch

2,3 2,27
.100% 1,3%
2,3
−
=

Thỏa mãn điều kiện cho phép.
4. Khoảnh cách trục:
a≥(1,5….2)(d
1
+ d
2
) và 15000 ≥ a ≥ 1,75(250+60)=1417,5(mm)
lấy a=1420mm.
5. Chiều dài dây đai:
2
2
1 2 2 1
( ) ( ) (250 560) (560 250)
2 2.1420 4130
2 4 2 4.1420
d d d d
l a mm
a
π π
+ − + −
= + + = + + =
.
Kiểm tra l
mim

=v/I với i=5
1
. .
.250.1460
19,1( / )
60000 60000
dc
d n
v m s
π
π
= = =
.
19,1
3,82
5
mim
l m= =
.
Vậy l > l
mim
thỏa mãn
Xác định lại khoảng cách trục:
2 2
1 2
2 1
2 2
( 8. ) / 4
.( )
(250 560)

4130 2858
2 2
560 250
155
2 2
(2858 2858 8.155 )
1420
4
a
d d
l
d d
a mm
λ λ
π
π
λ
= + − ∆
+
+
= − = − =
− −
∆ = = =
+ −
= =
6. Góc ôm α
1
:
α
1

= 180 - (d
2
- d
1
) . 57/a = 180 - (560 - 250) .57 / 1420=168
0
.
Thỏa mãn điều kiện là đai vải cao su có α
1
≥150
0
7. Tiết diện đai:
.
.
[ ]
t d
F
F k
a b
δ
σ
= =
Lực vòng:
1
8,3
1000. 1000. 435( )
9,1
t
P
F N

v
= = =
.
Chọn chiều dày dây đai sao cho:
max
1
max
1
6,25
40
mm
d d
δ δ
δ
 
≤ = → =
 ÷
 
chọn
δ
=6mm.
Theo bảng 4.1 ta được số lớp là 4; đai có lớp lót; kí hiệu đai B800.
Ứng suất có ít cho phép:
[σ
F
]= [σ
F
]
o
.C

α
.C
v
.C
o
[σ
F
]
o
=k
1
-k
2
δ
/d
1
Đối với đai vải cao su, bộ truyền đặt thẳng đứng chọn σ
o
=1,6Mpa
Vậy: k
1
=2,3; k
2
=9
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 5 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
[σ
F
]
o

=2,3 – 9.6/250 = 1,8Mpa.
C
α
- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo
của đai: C
α
= 1-0,003(180-α)=1-0,003(180-168)=0,964.
C
v
-hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai
C
v
= 1- k
v
(0,01v
2
-1) k
v
=0,04 _ với đai vải cao su
C
v
=1-0,004(0,01.19,1-1)=0,89
C
0
- hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương
pháp căng đai; bảng 4.12 cho ta C
0
=1.

[σ
F
]=1,8.0,964.0,89.1=1,54Mpa.
Bề rộng đai: chọn k
d
=1,5 bảng 4.7
[ ]
.
435.1,5
70,6( )
1,54.6
t d
F
F k
b mm
σ δ
= = =
chọn b=71mm
Lực tác dụng lên trục: Fr=2F
0
sin(α
1
/2) với F
0
=σ
0
δb=1,8.6.71=766,8N
→ F
r
=2.766,8.sin(168/2)=1525N.

Bảng thông số:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại đai B800
Chiều dài dây đai l 4130mm
Đường kính bánh nhỏ d
1
250mm
Đường kính bánh lớn d
2
560mm
Khoảng cách trục a 1420mm
Góc ôm bánh nhỏ α
1
168
0
Tiết diên đai A 423,7mm
Lục vòng F
t
435N
Chiều dày dây đai
δ
6mm
Bề rộng bánh đai B 85mm
Bề rộng dây đai b 70,6mm
b. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:
2.2.1 Chọn vật liệu:
Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện có HB241…285. Giới hạn bền
σ
b
=850MPa. Giới hạn chảy là σ

ch
=580MPa.
Vật liệu chế tạo bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240. Giới hạn bền
σ
b
= 750MPa. Giới hạn chảy là σ
ch
=450MPa.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép và ứng suất khi quá tải.
Ứng tiếp xúc cho phép: [σ
H
]=σ
0
Hlim.
k
HL
/S
h
.
Ứng suất uốn cho phép: [σ
F
]=σ
0
Flim.
.k
FC
.k
HC
/S
F

.
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: [σ
H
]
qt
=2,8.σ
ch
.
Ứng suất uốn khi quá tải: [σ
F
]
qt
=0,8 σ
ch
.
Tra bảng 6.2:
- Bánh nhỏ: σ
0
Hlim1
=2HB+50 (MPa), S
H1
=1,1; S
F1
=1,75. σ
0
Flim1
=1,8HB.
- Bánh lớn: σ
0
Hlim2

=2HB+50 (MPa), S
H2
=1,1; S
F2
=1,75. σ
0
Flim2
=1,8HB.
σ
0
Hlim1
= 2HB+50 = 2.263+50 = 576(MPa).
σ
0
Flim1
=1,8HB = 1,8.263 = 473(MPa).
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 6 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
σ
0
Hlim2
= 2HB+50 = 2.235+50= 520(MPa).
σ
0
Flim2
=1,8HB=1,8.235=423(MPa).
- Chọn k
FC
=0,75- bộ truyền làm việc hai chiều và HB<350.
- K

HL
, k
FL
- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
H
F
HO
m
HL
HE
FO
m
FL
FE
N
k
N
N
k
N
=
=

- Với m
H
=6 m
F
=6.
2,4

2,4
1
2,4
2
30
30.263 19275917(chu ki).
30.235 14712420(chu ki).
HO
HO
HO
N HB
N
N
=
= =
= =
N
FO1
=N
FO2
=4.10
6
.
N
HE1
=60.c.n
1
.t
z
=60.1.159.8700=83.10

6
(chu kì).
N
HE2
=60.c.n
2
.t
z
=60.1.44.8700=23.10
6
(chu kì).
N
FE1
=N
HE1
=83.10
6
chu kì.
N
FE2
=N
HE2
=23.10
6
chu kì.
- Ta thấy: N
HE
> N
HE
k

HL
=1
N
FE
> N
FO.


k
FL
= 1.
Vậy ta có:
[σ
H
]
1
= σ
0
Hlim1.
k
HL1
/S
H1
=576.1/1,1=524(MPa).
[σ
H
]
2
= σ
0

Hlim2.
k
HL2
/S
H2
=520.1/1,1=472(MPa).
[σ
F
]
1
=σ
0
Flim.1
.k
FC1
.k
HC1
/S
F1
=473.0,75.1/1,75=202,7(MPa).
[σ
F
]
2
=σ
0
Flim2.
.k
FC2
.k

HC2
/S
F2
=423.0,75.1/1,75=181(MPa).
- Ứng suất tiếp xúc cho phép trung bình:
1 2
[ ] [ ] 524 472
[ ] 498(MPa)
2 2
H H
H
σ σ
σ
+ +
= = =
.
- Ứng suất này thỏa mãn:
[ ]
H
σ
< 1,25
min
[ ]
H
σ
=1,25.472=590(MPa).
- Ứng suất uốn cho phép trung bình:
1 2
[ ] [ ] 202,7 181
[ ] 194,35(MPa)

2 2
F F
F
σ σ
σ
+ +
= = =
.
- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[σ
H1
]
qt
=2,8σ
ch1
=2,8.580=1624(MPa).
[σ
H2
]
qt
=2,8σ
ch2
=2,8.450=1260(MPa).
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải trung bình:
[σ
H
]=1442(MPa)
- Ứng suất uốn khi quá tải:
1
[ ]

F
σ
qt
=0,8σ
ch
=0,8.580=464(MPa).
2
[ ]
F
σ
qt
=0,8σ
ch
=0,8.450=360(MPa).
Ứng suất uốn khi quá tải trung bình:
[σ]
qt
=412(MPa).
2.2.2 tính thiết kế bộ truyền cấp chậm:
2.2.2.1các thông số cơ bản:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 7 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
- Khoảng cách trục:
[ ]
1
3
2
( 1)
. .
HB

w a
H ba
T k
a K u
u
σ ϕ
= +
.
Với: k
a
=49,5 MPa
1/3
, tỷ số truyền u=3,6. Momen xoắn T
1
=456478Nmm.
K
HB
=1,07. φ
ba
=0,4.
φ
bd
=0,53.φ
ba
.(u+1)=0,53.0,4.(3,6+1)=0,975.
Vậy a
w
=252mm.
Chọn a=225mm.
- Modun: m=0,0012.a

w
=225.0,0111=2,5.
- Số răng và hệ số dịch chỉnh:
1
2
2.225
39
( 1) 2,5.(3,6 1)
w
a
z
m u
= = =
+ +
. Lấy z
1
=39
z
2
=u.z
1
=39.3,6=140 răng
tính lại khoảng cách trục:
1 2
( ) (39 140)
2,5. 223,75 .
2 2
w
m z z
a mm

+ +
= = =
Cần dùng dịch chỉnh: hệ số dịch tâm:
Y= a
w
/m – (z
1
+z
2
)/2=225/2,5 – (39+140)/2=0,5
Hệ số k
y
=1000.y/z
t
=1000.0,5/(39+140) = 2,3.
K
x
=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=k
x
z
t
/1000=0,032.179/1000=0,0057.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
X
t
=y+ y= 0,5+0,0057=0,5057.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X
1

=0,5[x
t
– (z
1
-z
2
).y/z
t
]=0,5[0,5057-(140-39).0,5/179]=0,11.
X
2
=x
t
-x
1
=0,5057-0,11=0,3957.
- Góc ăn khớp:
Cosα
tw
=z
t
.m.cosα/2a
w
=179.2,5 cos20/(2.225)=0,934.
α
tw
=20,85
0
.
2.2.2.2 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn:
[ ]
1
2
1
2 ( 1)
. . .
. .
H
H m H H
w w
T k u
z z z
b u d
ε
σ σ
+
= ≤
.
Z
m
- tra bảng 6.5 z
m
=274MPa
1/3
2cos / sin 2
H b tw
Z
β α
=

Bánh răng trụ răng thẳng nên β
b
=0.
Z
H
=1,74;
4
3
z
ε
α
ε
−
=
.
Ԑ
α
=[1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)cosβ=[1,88-3,2(1/36+1/130)]=1,766.
Vậy z
Ԑ
=0,86.
K
H
=k
HB
k

Hα
k
HV
=1,07.1.1=1,07.
K
HB
,k
Hα
tra bảng k
HB
=1,07; k
Hα
=1.
K
HV
=1+v
H
b
w
d
w1
/(2T
1
k
HB
k
Hα
)
V
H

=δ
H
.g
0
.v.(a
w
/u)
1/2
δ
H
=0,004(tra bảng 6.15); g
0
=73(tra bảng 6.16);
Vận tốc vòng:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 8 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
V=0,816m/s; d
w1
=98mm
Cấp chính xác 9.
V
H
=0.0175.
Chiều rộng vành răng b
w
=φ
ba
.a
w
= 0,4.225=90mm.

1
2 2
1
2 ( 1) 2.456478.1,07.(3,6 1)
. . . 274.1,74.0,86 492 .
. . 90.98 .3,6
H
H m H
w w
T k u
z z z MPa
b u d
ε
σ
+ +
= = =

Vậy ta thấy [σ
H
]=498(MPa)>σ
H
=492MPa. Vậy liệu dảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
2.2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
1 1
1
2 . . .
. .
F B F
F
w w

T k Y Y Y
b d m
ε
σ
=
; σ
F2
=σ
F1
.Y
F2
/Y
F1
.
Y
Ԑ
=1/Ԑ
α
=1/1,766=0,566.
Y
β
=1-β/140=1 (răng thẳng nên β=0).
Y
F1
,Y
F2
- tra bảng 6.18
Z
v1
=z

1
=39; x
1
=0,11 nên tra ra Y
F1
=3,53.
Z
v2
=z
2
=140; x
2
=0,3957 nên tra ra Y
F2
=3,53.
K
F
=k
Fβ
.k
Fα
.k
Fv
tra bảng 6.7 ta có k
Fβ
=1,16. k
Fα
=1(bánh rang trụ rang thẳng)
V
F

=δ
F
.g
0
.v.(a
w
/u)
1/2
trong đó: δ
F
=0,011
V
F
=0,011.73.0,774.(225/3,6)
1/2
=4,91.
K
Fv
=1+(v
F
.b
w
.a
w
)/(2T
1
.k
Fβ
.k
Fα

)=1+(4,91.90.98)/(2.456478.1,16.1)=1,04.
K
F
=1,16.1.1,04=1,2064.
Vậy:
1
2.456478.1,2064.0,566.1.3,53
176,32( )
90.98.2,5
F
MPa
σ
= =
.
Ta thấy: σ
F1
<[σ
F2
]=202,7(MPa)
σ
F2
= 176,32.1/1=176,32(MPa)<[σ
F2
]=181(MPa).
Nên bộ truyền thỏa bản điều kiện bền uốn.
2.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
K
qt
=T
max

/T
T
=2,3.
σ
Hmax
=σ
H
.k
qt
1/2
=492.2,3
1/2
=746,15(MPa).
Ta thấy: [σ
H
]=1442(MPa)> σ
Hmax
nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc
khi quá tải.
σ
Fmax1
=σ
F1
.k
qt
1/2
=176,32.2,3
1/2
=267,4(MPa)< [σ
Fmax1

] = 464(MPa).
σ
Fmax2
=σ
F2
.k
qt
1/2
=176,32.2,3
1/2
=267,4(MPa)< [σ
Fmax2
]=360(MPa).
Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện bền uốn khi quá tải.
2.2.2.5 bảng thông số các bộ truyền cấp chậm:
Thông số Kí hiệu Công thức tính
Khoảng cách trục
chia
a
1 2
( ) 2,5(39 140)
223,75
2 2
m z z
a mm
+ +
= = =
Khoảng cách trục a
w
a

w
=225mm
Đường kính vòng
chia
d
d
1
=mz
1
=2,5.39=97,5mm
d
2
=mz
2
=2,5.140=350mm.
Đường kính vòng
lăn
d
w
d
w1
=2a
w
/(u+1)=2.225/(3,6+1)=98mm
d
w2
=d
w1
.u=98.3,6=352,8mm
Đường kính đỉnh

răng
d
a
d
a1
=d
1
+2(1+x
1
-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mm
d
a2
=d
2
+2(1+x
1
-Δy)m; d
a2
=350+2(1+0,3957-0,0057) .2,5
=357mm
Đường kính chân
răng
d
f
d
f1
=d
1
-(2,5-2.x
1

)m=97,5-(2,5-2.0,11)2,5=92mm
d
f2
=d
2
-(2,5-2.x
2
)m=350-(2,5-2.0,3957)2,5=346mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 9 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Đường kính cơ sở d
b
d
b1
=d
1
cosα=97,5.cos20=92mm
d
b2
=d
2
cosα=350.cos20=329mm
Gốc prifin gốc α α=20
0
Gốc profin răng α
t
α
t
=20
Gốc ăn khớp α

tw
α
tw
=20,85
0
Tổng hệ số dịch
chỉnh
x
t
x
t
=0,5027
Hệ số trùng khớp
ngang
Ԑ
α
Ԑ
α
=1,766
Bề rộng bánh răng b
w
b
w
=90mm
2.2.3 tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh
2.2.3.1 các thông số ăn khớp.
3.1Khoảng cách trục:
[ ]
1
3

2
2
.
.( 1)
.
H
w a
ba H
T k
a k u
u
β
ϕ σ
= +
.
K
a
-tra bảng 6.5 được k
a
=49,5
T
1
=118811Nmm
K
Hβ
-tra bảng 6,5 được k
Hβ
=1,16.
φ
ba

=0,4
Vậy
[ ]
3
2
118811.1,16
49,5.(4 1) 174
0,4. 498 .4
w
a mm= + =
Chọn lại là: a
w
= 180mm
3.2Xác định modun:
(0,01÷0,02)a
w
=(1,5÷3) chọn m=2,5.
3.3Số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh:
Z
1
=2a
w
/m(u+1)=2.180/2,5(4+1)=28,8 →chọn z
1
= 29 răng.
Z
2
=z
1
.u=29.4=116 răng.

Góc nghiêng β=0.
Xác định lại khoảng cách trục: a
w
=m(z
1
+z
2
)/2cosβ=2,5.145/2=181mm.
Vậy chọn khoảng cách trục là a
w
=185mm và cần dùng dịch chỉnh.
Hệ số dịch tâm:
Y= a
w
/m – (z
1
+z
2
)/2=185/2,5 – (29+116)/2=1,5
Hệ số k
y
=1000.y/z
t
=1000.0,5/(29+116) = 3,44.
K
x
=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=k
x
z

t
/1000=0,032.145/1000=0,00464.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
X
t
=y+ y= 1,5+0,00464=1,50464.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X
1
=0,5[x
t
– (z
1
-z
2
).y/z
t
]=0,5[1,50464 - (116-29).1,5/145]=0,5.
X
2
=x
t
-x
1
=1,50464-0,55=1.
3.4Góc ăn khớp:
Cosα
tw
=(z
t

.m.cosα)/2a
w
=145.2,5.cos20/(2.185)=0,94.
Suy ra: α
tw
=20.
2.2.3.2 kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 10 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
σ
H
=z
M
. z
H
.z
Ԑ
.[2T
1
.k
H
.(u+1)]/(b
w
.u.d
w1
2
)]
1/2
.
Z

M
- tra bảng 6.5 được z
M
=274MPa
1/3
.
Z
H
-tra bảng 6.12 được z
H
=1,67.
z
Ԑ
=[(4-Ԑ
α
)/3]
1/2
với Ԑ
α
=[1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)]cosβ=[1,88-3,2(1/24+1/96)]=1,71.
Nên z
Ԑ
=0,87.
K
H
=k

HB
k
Hα
k
HV
.
K
HB
,k
Hα
tra bảng 6.7 k
HB
=1,05; bánh răng thẳng nên k
Hα
=1.
K
HV
=1+v
H
b
w
d
w1
/(2T
1
k
HB
k
Hα
)

V
H
=δ
H
.g
0
.v.(a
w
/u)
1/2
δ
H
=0,004(tra bảng 6.15); g
0
=73(tra bảng 6.16);
xác định đường kính vòng lăn: d
w1
=2a
w
/(u+1)=2.185/5=74mm.
Vận tốc vòng:
V=πd
w1
n
1
/60000=π.74.635/60000=2,5m/s.
Cấp chính xác 9.
V
H
=0,004.73.2.(185/4)

1/2
=4(m/s).
Chiều rộng vành bánh răng:
b
w
=φ
ba
.a
w
=0,4.185=74mm.
3.74.74
1 1,07
2.118811.1,05.1
Hv
k = + =
.
K
H
=1,07.1.1,04.=1,1.
σ
H
=274.1,67.0,87.[2.118811.1,1.(4+1)/(74.74
2
.4)]
1/2
=357,5(MPa).
Ta thấy: σ
H
<[σ
H

]=498(Mpa). Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiền bền tiếp xúc.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 11 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
2.2.3.3 thông số bộ truyền cấp nhanh:
Thông số Kí hiệu Công thức tính
Khoảng cách trục chia a a=0,5m(29+116)/cosβ=0,5.2,5.145=181mm
Khoảng cách trục a
w
a
w
=a+ym=181+1,5.2,5=185mm
Đường kính chia d
d
1
=mz
1
/cosβ=2,5.29=72,5mm
d
2
=mz
2
/cosβ=2,5.116=290mm
Đường kính lăn d
w
d
w1
=2a
w1
/(u+1)=2.185/5=74mm
d

w2
=dw
1
.u=74.4=296mm
Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
=d
1
+2(1+x
1
-Δy)m=72,5+2.(1+0,5-0).2,5=80mm
d
a2
=d
2
+2(1+x
2
- Δy)m=290+2(1+1-0).2,5=300mm.
Đường kính đáy răng d
f
d
f1
=d
1
-(2,5-2x
1
)m=72,5-(2,5-2.0,5).2,5=66mm
d

f2
=d
2
-(2,5-2x
2
)m=290-(2,5-2.1).2,5=288mm
Đường kính cơ sở d
b
d
b1
=d
1
cosα=72,5.cos0=72,5mm
d
b2
=d
2
cosα=290.cos0=290mm
Gốc profin gốc α α=20
0
Góc profin răng α
t
α
t
=20
Góc ăn khớp α
tw
α
tw
=20

0
Bề rộng bánh răng b
w
b
w
=74mm
Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
o o'
A
B
A'
B'
c
- Mức dầu thấp nhất phải đủ ngập đoạn BC. Đường mức dầu min là đường AA’.
- Mức dầu cao nhất ngập không quá 1/3 bán kính bánh răng.
- Khoảng cách giữa mứa dầu max và min là khoảng 10÷15mm.
- Lấy A’B’=AB=15mm.
OA=O’A’=129mm
- Đường mức dầu max là đường AA’.
- Đường mức dầu min là đường BB’. Thỏa mãn 3 điều kiện trên.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 12 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC
3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền là σ
b
= 750MPa,
giới hạn cháy σ
ch
=450MPa, ứng suất cho phép là [σ]=63MPa. Ứng suất xoắn

cho phép [τ]=20÷25MPa.
3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục:
Với bộ truyền bánh răng trụ nên ta có:
- Trục 1:+ F
t11
=2T
1
/d
w11
=2.118811/60=3960N.
F
r11
=F
t11
.tgα
tw
/cosβ=F
r21
=3960.tg20
0
/cos0
0
=1441N.
F
a11
=F
t11
.tgβ=F
a21
=3960.tg0

0
=0N.
- Trục II: + F
t22
=2T
2
/d
w22
=2.456478/240=3804N
F
r22
=F
t22
.tgα
tw
/cosβ=3804.tg20/cos0=1384N
F
a
=0.
+ F
t23
=2T
2
/d
w23
=2.456478/98=9316N
F
r23
=F
t23

.tgα
tw
/cosβ=9316.tg20/cos0=3390N
F
a
=0.
- Trục III: + F
t32
=2T
3
/d
w31
=2.1562727/352,8=8859N
F
r32
=F
t32
.tgα
tw
/cosβ=8859.tg20/cos0=3224N
F
a
=0.
3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn:
- Trục I:
3
3
1 1
/ 0,2[ ] 118811/ 0,2.22 30d T mm
τ

≥ = =
. Chọn d
1
=30mm, b
1
=19mm.
- Trục II:
3
3
2 2
/ 0,2[ ] 456478/ 0,2.26 44d T mm
τ
≥ = =
Chọn d
2
=45mm,
b
2
=25mm
- Trục III:
3
3
3 3
/ 0,2[ ] 1562727 / 0,2.30 64 .d T mm
τ
≥ = =
Chọn d
3
=65mm,
b

3
=33mm.
3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+ K
1
= 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của vỏ
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
+ K
2
= 8mm : khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp.
+ K
3
= 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến nắp ổ.
+ h = 20mm : khoảng cách của nắp ổ và bulông .
TRỤC I:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: l
m13
=(1,2…1,5)d
1
=(36…45)mm
- Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng: theo phần tính toán bánh
răng b
w
=60mm. vậy chọn l
m12
=60mm.
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh đai: l
m12
=(1,2…1,5)d
1

=(36…45)mm lấy
l
m12
=40mm.
l
12
=l
c12
=0,5(l
m11
+b
0
)+k
3
+h
n
=0,5(40+19)+15+20=64,5mm.
l
13
=0,5(l
m13
+b
0
)+k
1
+ k
2
=0,5(60+19)+10+8=87,5mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 13 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

l
11
=l
21
=221mm
TRỤC II:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: l
m22
=(1,2…1,5)d
2
=(54…67,5)mm, chiều
dài mayo bánh răng tối thiểu bằng bề rộng bánh răng: theo tính toán ở trên ta
chọn l
m22
=60mm và l
m23
=90mm.
l
21
=l
m22
+l
m23
+3k
1
+2k
2
+b
0
=90+60+3.10+2.8+25=221mm.

l
22
=0,5(l
m22
+b
0
)+k
1
+k
2
=0,5(60+25)+10+8=60,5mm.
l
23
=l
22
+0,5(l
m22
+l
m23
)+k
1
=60,5+0,5(90+60)+10=145,5mm
TRỤC III:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: l
m32
=90mm
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo của chiết quay nằm ở trục ra là l
m33
= 50mm.
- Khoảng côngxôn trên trục 3:

l
c33
=0,5(l
m33
+b
0
)+k
3
+h
n
=0,5(50+33)+15+20=76,5mm
l
32
=l
23
=145,5mm
l
31
=l
21
=221mm
l
33
=l
31
+l
c33
=221+76,5=297,5mm.
- Sơ đồ của hộp giảm tốc:
Tải trọng tác dụng lên các trục gồm có lực F

r
và F
t
.
3.5 Tính trục I:
3.5.1 Thay trục bằng dầm sức bền:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 14 Lớp: 11N




F
k
F
k
F
t
F
t
F
r
F
t
F
r
F
t
F
r
F

t
F
r
F
t
F
r
F
t
F
r
F
t
F
t
F
r
F
t
F
r
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
3.5.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
0
A
Y
M =
∑
uuuur

→R
BY
.l
11
+F
r11
.(l
11
-l
13
)=F
r
.(l
11
+l
12
)
→R
BY
=[F
r
.(l
11
+l
12
)-F
r11
.(l
11
-l

13
)]/l
11
→R
BY
=[1525.(221+64,5)-1441.(221-87,5)]/221=1100N.
Theo phương Y: ta có: R
BY
+R
AY
=F
r11
→R
AY
=F
r11
+R
BY
-F
k
→R
AY
=1441+1100-1525=1016N.
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
0
A
X
M =
∑
uuuuur

→ F
t11
.( l
11
-l
13
)=R
BX
l
11
+F
k
.(l
11
+l
12
)
→R
BX
=F
t11
(l
11
-l
13
)/l
11
→R
BX
=3960.(221-87,5)/221=2392N

Theo phương X ta có:R
AX
+R
BX
=F
t11
.
→R
AX
=F
t11
-R
BX
=3960-2392=1568N
3.5.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
2 2 2 2
607860 192373,5 637574
x y
M M M Nmm= + = + =
2 2 2 2
0,75 637574 0,75.118811 637657
td
M M T Nmm= + = + =
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 15 Lớp: 11N
l
12
l
12
l

11
l
11
R
AY
R
AX
A

R
AY
R
AX
A

F
r11
F
t11
F
r11
F
t11
R
BY
R
BX
B
R
BY

R
BX
B
l
13
l
13
F
k
C
F
k
C
M
y
M
y
M
x
M
x
M
z
M
z
192373,5Nmm
192373,5Nmm
70950Nmm
70950Nmm
607860Nmm

607860Nmm
118811Nmm
118811Nmm
x
x
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
3
3
13
/ (0,1.[ ]) 637657 / (0,1.63) 46 .
td
d M mm
σ
= = =
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d=48mm. chọn d=50mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
2 2 2
70950 70950
x y
M M M Nmm= + = =
2 2 2 2
0,75 70950 0,75.118811 124983
td
M M T Nmm= + = + =
3
3
/ (0,1.[ ]) 124983/ (0,1.63) 27 .
td
d M mm

σ
= = =
Chọn d=45mm.
Tại các vị trí khác lấy d=40mm.
Tại vị trí lắp bánh đai có rãnh then nên tiết diện tăng lên 5%. Lấy
d=45mm.
3.5.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σ
d
]=100MPa và ứng suất cắt
là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng là:
d
13
=50mm; b=14mm; h=12; t
1
=7mm; t
2
=4,9;
l=0,85l
m
=0,85.60=51mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σ
d
=2T/[dl
t
(h-t
1
)]=2.637657/[50.51.(12-7)]=100MPa=[σ].

→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τ
c
=2T/(dl
t
b)=2.637657/(50.51.14)=36MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai tiết diện 1-1:
d
13
=45mm; b=14mm; h=12; t
1
=7mm; t
2
=4,9;
l=0,85l
m
=0,85.60=56mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy
đều thỏa mãn.
3.5.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Tại vị trí lắp bánh rang có tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm tra bền
cho vị trí này. Mặt cắt 1-3.
[ ]
2 2
.
j j
j

j j
s s
s s
s s
σ τ
σ τ
= ≥
+
[s]-hệ số an toàn cho phép, thường lấy [s]=1,5…2,5.

σ
-1
và τ-
1
là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với
chu kỳ đối xứng.
σ
-1
=0,436σ
b
=0,436.750=327MPa ; τ
-1
=0,58.σ
-1
=0,58.327=190MPa.
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:
σ
mj
=0; σ
aj

=σ
maxj
=M
j
/W
j
Trục quay 2 chiều nên τ
mj
=0; τ
aj
=τ
maxj
=T
j
/W
oj
.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 16 Lớp: 11N
1
a
1
a
. .
. .
j
dj j mj
j
dj j mj
s
K

s
K
σ
σ σ
τ
τ τ
σ
σ ψ σ
τ
τ ψ τ
−
−
=
+
=
+
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Trong đó M
j
là momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm và W
j
và
W
oj
là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm.
3 2
3 2
1 1
2
( )

50 7.14.(50 7)
10459
32 2 32 2.50
j j
j
j
d bt d t
W mm
d
π
π
−
−
= − = − =
3 2
3 2
1 1
2
( )
.50 7.14.(50 7)
22731
16 2. 16 2.50
j j
oj
j
d bt d t
W mm
d
π
π

−
−
= − = − =
ψ
σ
và ψ
σ
– hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi.
ψ
σ
=0,05 và ψ
σ
=0
K
σdj
và K
τdj
là hệ số xác định theo công thức sau:
K
σdj
=(K
σ
/Ԑ
σ
+K
x
-1)/K
y
với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và

10.11: K
x
=1; K
y
=1,6; Ԑ
σ
=0,81; Ԑ
τ
=0,76; K
σ
/Ԑ
σ
=2,35 →K
σ
=1,9.
K
σdj
=(2,35+1-1)/1,6=1,5.
K
τdj
=(K
τ
/Ԑ
τ
+K
x
-1)/K
y
với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và
10.11. K

τ
/Ԑ
τ
=1,7
K
τdj
=1,7/1,6=1,1.
σ
aj
=637657/10459=61; τ
aj
=118811/22731=5,2.
327
3,6
1,5.61 0,05.0
190
33,2
1,1.5,2 0.0
j
j
s
s
σ
τ
= =
+
= =
+
→
2 2

3,6.33,2
3,6
3,6 33,2
j
s
= =
+
≥[s]
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
3.5.6Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:
2 2
3 [ ]
td
σ σ τ σ
= + ≤
. Trong đó:
σ=M
max
/(0,1d
3
)=637657/(0,1.50
3
)=51MPa.
τ=T
max
/(0,2d
3
)=118811/(0,2.50
3
)=4,75MPa.

[σ]=0,8σ
ch
=0,8.450=360MPa.
2 2
51 3.4,75 52 [ ] 360 .
td
MPa MPa
σ σ
= + = ≤ =
Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
3.6 Tính trục II:
3.6.1 Thay trục bằng dầm sức bền:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 17 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
3.6.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
0
A
Y
M =
∑
uuuur
→R
BY
.l
21
=F
r23
.(l
21

-l
23
) +F
r22
.(l
21
- l
22
)
→R
BY
= [F
r23
.(l
21
-l
23
) +F
r22
.(l
21
- l
22
)]/l
21
→R
BY
= [(1384.(221-145,5)+3390.(221-60,5)]/221=2163N.
Theo phương Y: ta có: R
BY

+R
AY
=F
r23
+F
r22
→R
AY
=F
r22
+F
r23
-R
BY
.
→R
AY
=1384+3390-2163=2611N.
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
0
A
X
M =
∑
uuuuur
→F
t22
.( l
21
-l

22
) +F
t23
.(l
21
-l
23
)=R
BX
.l
21
→R
BX
=[F
t22
(l
21
-l
22
)+ F
t23
.(l
21
-l
23
)]/l
21
→R
BX
=[3804.(221-60,5)+9316.(221-145,5)]/221

→R
BX
=5945N.
Theo phương X ta có:R
AX
+R
BX
=F
t22
+F
t23
.
→R
AX
= F
t22
+F
t23
-R
BX
= 3804+9316-5945=7175N.
3.6.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
2 2 2 2
222132 713358 747142
x y
M M M Nmm= + = + =
2 2 2 2
0,75 747142 0,75.456478 845281
td

M M T Nmm= + = + =
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 18 Lớp: 11N
R
AY
R
AX
A

R
AY
R
AX
A

F
r23
F
t23
F
r23
F
t23
R
BY
R
BX
B
R
BY
R

BX
B
M
y
M
y
M
x
M
x
M
z
M
z
222132Nmm
222132Nmm
255945Nmm
255945Nmm
703358Nmm
703358Nmm
456478Nmm
456478Nmm
l
21
l
21
l
22
l
22

l
23
l
23
F
r22
F
t22
F
r22
F
t22
x
x
x
x
610542Nmm
610542Nmm
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
3
3
/ (0,1.[ ]) 845281/ (0,1.63) 51 .
td
d M mm
σ
= = =
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d
23
=54mm. chọn d

23
=55mm.
2 2 2 2
255945 610542 662019
x y
M M M Nmm= + = + =
2 2 2 2
0,75 662019 0,75.456478 771069
td
M M T Nmm= + = + =
3
3
22
/ (0,1.[ ]) 771069 / (0,1.63) 50
td
d M Nmm
σ
= = =
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục tăng
thêm 5%. d
22
=55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d
2A
=50mm. d
2B
=50mm.
3.6.4 Tính chọn then bằng:

Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σ
d
]=100MPa và ứng suất
cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d
23
=55mm; b=16mm; h=10; t
1
=6mm; t
2
=4,3mm;
l
23
=0,85.l
m
=0,85.90=76,5mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σ
d
=2T/[dl
t
(h-t
1
)]=2.845281/[55.76,5.(10-6)]=100MPa=[σ].
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τ
c
=2T/(dl

t
b)=2.845281/(55.76,5.16)=16MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng tiết diện 2-2:
d
13
=55mm; b=16mm; h=10; t
1
=6mm; t
2
=4,3;
l=0,85l
m
=0,85.60=51mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy
đều thỏa mãn.
3.7 Tính trục III:
3.7.1Thay trục bằng dầm sức bền:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 19 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
3.7.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
0
A
Y
M =
∑
uuuur
→R
BY

.l
31
=F
r32
.(l
31
-l
32
)
→R
BY
= F
r32
.(l
31
-l
32
)/l
21
→R
BY
= 3224.(221-145,5)/221=1101N.
Theo phương Y: ta có: R
BY
+R
AY
=F
r32
→R
AY

=F
r32
-R
BY
.
→R
AY
=3224-1101=2123N.
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
0
A
X
M =
∑
uuuuur
→F
t32
.( l
31
-l
32
)=R
BX
.l
31
→R
BX
=F
t32
(l

31
-l
32
)/l
21
→R
BX
=8859.(221-145,5)/221=3030N
Theo phương X ta có:R
AX
+R
BX
=F
t32
.
→R
AX
= F
t32
-R
BX
= 38859-3030=5829N.
3.7.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
2 2 2 2
32
243421 668854 711772
x y
M M M Nmm= + = + =
2 2 2 2

32
0,75 711772 0,75.1562727 1529119
td
M M T Nmm= + = + =
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 20 Lớp: 11N
R
AY
R
AX
A

R
AY
R
AX
A

R
BY
R
BX
B
R
BY
R
BX
B
M
y
M

y
M
x
M
x
M
z
M
z
243412 Nmm
243412 Nmm
668854 Nmm
668854 Nmm
1562727 Nmm
1562727 Nmm
l
31
l
31
l
32
l
32
l
33
l
33
F
r32
F

t32
F
r32
F
t32
x
x
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
3
3
/ (0,1.[ ]) 771069 / (0,1.63) 51 .
td
d M mm
σ
= = =
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d
32
=54mm. chọn d
32
=55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d
3A
=50mm. d
3B
=50mm.
3.7.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σ

d
]=100MPa và ứng suất
cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d
32
=55mm; b=20mm; h=18; t
1
=11mm; t
2
=7,4mm;
l
32
=0,85.l
m
=0,85.90=76,5mm. Chọn l
32
=80 (then bằng cao).
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σ
d
=2T/[dl
t
(h-t
1
)]=2.1562727/[55.80.(18-11)]=101MPa>[σ] khoảng 1%.
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τ
c

=2T/(dl
t
b)=2.1562727/(55.80.20)=35.3MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Phần 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN
i. Tính chọn ổ lăn cho trục I:
4.1.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
2 2 2 2
1568 1016 1868
rA AX AYA
F R NR R
+ = + == =
- Tải trọng tác dụng lên ổ B:
2 2 2 2
2392 1100 2632
RB B BX BY
F R R R N
= = + = + =
Ta thấy: R
A
<R
B
nên ta tính cho ổ B:
Lực dọc trục F
a
=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ B:
Q
B

=(X.V.R
B
+Y.∑R
aB
).K
đ
.K
t
Với: X=1; Y=0; K
đ
=1,4; K
t
=1; V=1 (bảng 11.3)
→ Q
B
=1.1.2632.1,4=3685N=3,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n
1
.L
h
/10
6
=60.635.8700/10
6
=331,47(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
3
3
. 3,7. 331,47 25,6

d B
C Q L kN
= = =
Từ đó ta chọn được thông số của ổ (theo bảng P2.7).
Kí
hiệu ổ
d,mm D,mm B,mm r,mm
Đường
kính
bi,mm
C,kN C
0
,kN
208 45 85 19 2,0 12,7 25,7 18,1

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 21 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Theo bảng 11.6 ta có: X
0
=0,6; Y
0
=0,5.
Q
t
=F
rB
=R
B
=2632N.

Ta thấy Q
t
<C
0
nên ổ đảm bảo độ bền tĩnh.
ii. Tính chọn ổ lăn cho trục II:
4.2.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
2 2 2 2
7175 2611 7635
rA AX AYA
F R NR R
+ = + == =
- Tải trọng tác dụng lên ổ B:
2 2 2 2
5945 2163 6326
RB B BX BY
F R R R N
= = + = + =
Ta thấy: R
A
>R
B
nên ta tính cho ổ A:
Lực dọc trục F
a
=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A:
Q
A

=(X.V.R
A
+Y.∑R
aA
).K
đ
.K
t
Với: X=1; Y=0; K
đ
=1,4; K
t
=1; V=1 (bảng 11.3)
→ Q
B
=1.1.7635.1,4=10,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n
1
.L
h
/10
6
=60.159.8700/10
6
=83(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
3
3
. 10,7. 83 46,7

d B
C Q L kN
= = =
Từ đó ta chọn được thông số của ổ (theo bảng P2.7).
Kí
hiệu ổ
d,mm D,mm B,mm r,mm
Đường
kính
bi,mm
C,kN C
0
,kN
310 50 110 27 3,0 19,05 48,5 36,3
4.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 ta có: X
0
=0,6; Y
0
=0,5.
Q
t
=F
rB
=R
B
=7635N=7,6kN
Ta thấy Q
t
<C

0
nên ổ đảm bảo độ bền tĩnh.
iii. Tính chọn ổ lăn cho trục III:
4.3.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
2 2 2 2
5829 2123 6204
rA AX AYA
F R NR R
+ = + == =
- Tải trọng tác dụng lên ổ B:
2 2 2 2
3030 1101 3224
RB B BX BY
F R R R N
= = + = + =
Ta thấy: R
A
>R
B
nên ta tính cho ổ A:
Lực dọc trục F
a
=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A:
Q
A
=(X.V.R
A
+Y.∑R

aA
).K
đ
.K
t
Với: X=1; Y=0; K
đ
=1,4; K
t
=1; V=1 (bảng 11.3)
→ Q
B
=1.1.6204.1,4=8,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n
1
.L
h
/10
6
=60.44.8700/10
6
=23(triệu vòng)
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 22 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Hệ số khả năng tải động:
3
3
. 8,7. 23 24,7
d B

C Q L kN
= = =
Từ đó ta chọn được thông số của ổ (theo bảng P2.7).
Kí
hiệu ổ
d,mm D,mm B,mm r,mm
Đường
kính
bi,mm
C,kN C
0
,kN
212 50 110 22 2,5 15,88 41,1 31,5
4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 ta có: X
0
=0,6; Y
0
=0,5.
Q
t
=F
rB
=R
B
=6204N=6,2kN
Ta thấy Q
t
<C
0

nên ổ đảm bảo độ bền tĩnh.
iv. Bôi trơn ổ lăn:
- Vì vận tốc vòng của cấp nhanh chỉ là 2m/s nên ta chọn bôi trơn ổ bằng mỡ.
- Chọn mỡ là mỡ π, mỡ lấp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ.(theo bảng
8-28, sách thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp).
v. Bôi trơn ổ lăn:
- Vì vận tốc vòng thấp nên chọn dầu có độ nhớt vừa phải: theo bảng 18-12
và bảng 18-13 ta chọn dầu dầu công nghiệp Engle 50. Độ nhớt từ 5.6-7.6.
- Khối lượng đưa vào sao cho mức dầu nằm giữ 2 đường mức dầu max và
mức dầu min.
Phần 5: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền
đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi bẩn bám vào
- Vật liệu là gang xám GX15-32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các
chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, dể lắp sít, khi lắp có một
lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 1
0
3
0
, và ngay tại chỗ
tháo dầu lõm xuống
- Kết cấu hộp giảm tốc đúc.
5.1 Kích thước vỏ hộp.
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày: Thân hộp,δ
Nắp hộp, δ

1
δ=0,03a+3=0,03.225+3=9,75mm→δ=10mm
δ
1
=0,9δ=0,9.10=9mm→δ
1
=9mm
Gân tăng cứng
- Chiều dày ,e
- Chiều cao,h
- Độ dốc
e=(0,8…1)δ=(8…10)mm→chọn e=9mm
h<58mm
khoảng 2
0
Đường kính:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 23 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
- Bulông nền, d
1
- Bulông cạnh ổ, d
2
- Bulông ghép nắp bích và
thân, d
3
- Vít ghép nắp ổ,d
4
- Vít ghép cửa thăm,d
5
d

1
>0,04δ+10=19mm→chọn d
1
=19mm
d
2
=(0,7…0,8)d
1
=(14…16)→chọn d
2
=15mm
d
3
=(0,8…0,9)d
2
=(12…13,5); chọn d
3
=13mm
d
4
=(0,6…0,7)d
3
=(7,8…9,1); chọn d
4
=8mm
d
5
=(0,5…0,6)d
4
=(4…4,8) chọn d

5
=4mm
Mắt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân
hộp,S
3
- Chiều dày bích nắp
hộp,S
4
- Bề rộng mặt ghép
bulông cạnh ổ, K
2
- Bề rộng bích nắp và
thân, K
3
S
3
=(1,4…1,8)d
3
=(18,2…23,4), → chọn
S
3
=20mm
S
4
=(0,9…1,0)S
3
=(18…20),→ chọn S
4
=18mm

K
2
=E
2
+R
2
+4=1,6d
2
+1,3d
2
+4=47,5 → chọn
K
2
=48.
K
3
=K
2
+4=48+4=52mm.
Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với
thành trong hộp
- Giữa đỉnh bánh răng
lớn và đáy hộp
- Giữa mặt bên các bánh
răng với nhau
Δ≥(1…1,2)δ=(10…12)→ chọn Δ=12mm
Δ
1
≥(3 5)δ=(30…50)→ chọn δ=40mm.

Δ≥δ→ chọn Δ=12mm
Số lượng bulông nền Z Z=(L+B)/(200…300); lấy Z=4
5.2Một số chi tiết khác:
a. Cửa thăm:
Dùng để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp
ghép và để đổ dầu vào hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp. trên
nắp có gắn nút thông hơi. Kích thước của thăm như sau:
A B A
1
B
1
C C
1
K R Vít
Số
lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4
b. Nút thông hơi:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và
điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút
thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên cửa thăm. Theo bảng
18.6 ta có được các thông số
A B C D E G H I K
M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4
L M N O P Q R S
10 8 22 6 32 18 36 32
c. Nút tháo dầu
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 24 Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Sau một thời gian làm việc, dồi bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn

(do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến mất, do đó cần phải
thay đổi dầu mới. Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu.
Chọn theo bảng 18.7 ta được:
d b m f L c q D S D
0
M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
d. Kiểm tra mức dầu:
Dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm
tra mức dầu.
Ø
6
30
3
6
l
12
Ø
18
Ø
12
Ø
5
e. Chốt định vị
d c l
6 1 39
f. Cốc lót:
- Dùng để đỡ cặp ổ kép, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và
điều chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp
của trục vít.
- Chiều dày: δ=8mm

- Chiều dày vai: δ
1
=8mm
- Chiều dày bích: δ
2
=7mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải 25 Lớp: 11N