đồ án cơ sở thiết kê máy hộp giảm tốc

Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 1
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển

Mục lục

Trang
Đề tài thiết kế ……………………………………………. 1
Mục lục…. ……………………………………………… 2
Lời nói đầu… …………………………………………… 3
Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền …………. 4
Phần II:Tính toán các bộ truyền …………………………. 6
Phần III:Tính toán trục và then………………………… 14
Phần IV:Thiết kế gối đỡ ổ ……………………… 29
Phần V: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác ……… 31
Phần VI: Nối trục ……………………………………… 34
Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc ………………………… 40
Phần VIII: Bảo quản sử dụng……………………………. 40
Tài liệu tham khảo ………………………………………. 40
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 2
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
LỜI NÓI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy,
việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong
công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào
thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư
cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó
đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc,
qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý
máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc
thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế
giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó,
trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ
AutoCad,Inventor, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy Bùi Minh Hiển , các thầy và các bạn khoa cơ khí đã
giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy và các bạn.
Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Văn Hoàng
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 3
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I.Chọn động cơ điện:
1.Xác định công xuất động cơ:
Do tải trọng thay đổi nên ta có
N:Công suất trên băng tải
7500 0.8
6
1000 1000
P v
N
× ×
= = =
(kw)

2
2 2
1
1
1 .4 0,6 .4
6. 4.95
4 4
n
i
i
i
n
i
i
td
t
M
N N
t
=
=
+
= =
+
∑
=
∑
(kw)
Hiệu suất chung của hệ thống
2 4

. . .
d br ol k
η η η η η
=
Với
0,95
d
η
=
hiệu suất bộ truyền đai
0,97
br
η
=
hiệu suất bộ truyền bánh răng
0,995
ol
η
=
hiệu suất một cặp ổ lăn
1
k
η
=
hiệu suất khớp nối đàn hồi
2 4
0,95.0,97 .0,995 .1 0,88
η
⇒ = =
Công suất cần thiết trên trục động cơ

4.95
5,65
0,88
td
ct
N
N
η
≥ = =
(kw)
2.Chọn động cơ:
Chọn số vòng quay đồng bộ n
đb
= 1000 vg/ph
Chọn động cơ Aoc2-51-6* có N = 6,4 kW , n=890 vg/ph
II.Phân phối tỉ số truyền:
1.Tỉ số truyền:
Số vòng quay trục tang:
60.1000.
44,94
.
lv
v
n
D
π
= =
(vg/ph)
Tỉ số truyền chung cho cả hệ thống:
890

19,81
44,94
dc
ch
lv
n
i
n
= = =
. .
ch d bn bc
i i i i=
Ta chọn tỉ số truyền như sau:
Đai dẹt: id=2,5

19,81
. 7,92
2,5
ch
bn bc
d
i
i i
i
= = =
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 4
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Để đảm bảo bôi trơn ngâm dầu:
7,92 2,81
bn bc h

i i i= = = =
Xác định công suất trên các trục
Trục I :
1
. . 5,65.0,95.0,995 5,34
dc d ol
N N
η η
= = =
kw
Trục II :
2 1
. . 5,34.0,995.0,97 5,15
br ol
N N
η η
= = =
kw
Trục III :
3 2
. . 5,15.0,97.0,995 4,97
br ol
N N
η η
= = =
kw
2.Số vòng quay mỗi trục:
Trục I :
1
890

356
2,5
dc
d
n
n
i
= = =
(vòng/ phút)
Trục II :
1
2
356
126,48
2,81
n
n
n
i
= = =
(vòng/ phút)
Trục III :
2
3
126,48
44,94
2,81
c
n
n

i
= = =
(vòng/ phút)
3.Momen xoắn trên trục và động cơ:
6
9,55.10 .
x
N
M
n
=
momen xoắn trên trục động cơ:
6
6
9,55.10 .
9,55.10 .5,65
60598,19
890
dc
dc
dc
x
N
M
n
= = =
(Nmm)
Trục I :
6
6

1
1
1
9,55.10 .
9,55.10 .5,34
143201,11
356
x
N
M
n
= = =
(Nmm)
Trục II :
6
6
2
2
2
9,55.10 .
9,55.10 .5,15
389009.28
126,48
x
N
M
n
= = =
(Nmm)
Trục III :

6
6
3
3
1
9,55.10 .
9,55.10 .4,97
1056753,15
44,94
x
N
M
n
= = =
(Nmm)
Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai
i 2.50 2.81 2.81
n (v/ph) 890.00 356.00 126.48 44.94
N (kw) 5.65 5.34 5.15 4.97
M
x
(Nmm) 60598.19 143201.11 389009.28 1056753.15
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 5
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Phần II :Thiết kế các bộ truyền
I.Thiết kế bộ truyền đai:
d2
d1
a
ß/2

ß
ß/2
ß/2
d
2
- d
1

O
2
O
1
a
1
Công suất : N = 5.65 (KW)
Số vòng quay
890
dc
n =
(vòng/ phút)
Tỉ số truyền
2.5
d
i =
1.Chọn loại đai:
Chọn đai vãi cao su, có giá thành rẻ hơn đai da, có sức bền và tính đàn hồi cao, ít chịu ảnh
hưởng của nhiệt độ và độ ẩm.
2.Định đường kính bành đai:
- Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo công thức:

1
3
1
1
(1100 1300).
N
D
n
= ÷
Với N
1
-công suất trục dẩn , KW
n
1
-số vòng quay trong một phút của trục dẩn bằng số vòng quay của động cơ
Phương án 1:Chọn
3
1
5.65
1100.
890
D =
(mm)
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 6
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Lấy D
1
=220 mm
Vận tốc vòng:
1

. .
.220.890
10,25
60.1000 60.1000
dc
D n
v
π
π
= = =
m/s
nằm trong phạm vi cho phép (nhỏ hơn vận tốc cho phép
max
(30 35 / )v m s
= ÷
-Tính đường kính
2
D
của bánh lớn:
Đường kính bánh lớn
2
D
được tính theo công thức:
( )
2 1
. . 1
d
D D i
ξ
= −

với hệ số trượt
0.01
ξ
=
.
( )
2
220.2,5. 1 0,01 544,5D = − =
mm
Theo bảng 5-15, chọn đường kính bánh đai lớn theo tiêu chuẩn. Lấy
2
D
=560 mm.
Số vòng quay thực
,
1
n
của trục bị dẫn:
'
1
2 1
2
220
(1 ). . (1 0,01).890. 346,15
560
D
n n
D
ξ
= − = − =

vg/ph
Sai số về vòng quay so với yêu cầu
356 346,15
.100% 2,77
356
n
−
∆ = =
%
,
2
n
sai lệch không quá 3% so với n
2
nên không cần chọn lại đường kính D
2
3.Chiều dài tối thiểu của đai , công thức 5-9
min
ax
10,25
3417,35
3
m
v
L mm
u
= = =
Tính khoảng cách trục A theo L
min
, D

1
, D
2
,

công thức 5-2
[ ]
2
2
2 1 2 1 2 1
2 2
2. ( ) 2. ( ) 8.( )
8
2.3417,35 (560 220) [2.3417,35 (560 220)] 8.(560 220)
1124,54
8
L D D L D D D D
A
mm
π π
π π
− + + − + − −
=
− + + − + − −
= =
Kiểm nghiệm điều kiện 5-10: A ≥2(D
1
+D
2
) = 1560mm

Không thỏa mãn điều kiện 5-10, tăng A để A = 2(D
1
+D
2
) = 1560mm
Tính lại L theo A, công thức 501
( )
( )
2
2 1
2 1
2
2. .( )
2 4.
560 220
2 1560 (560 220) 4363,75
2 3 1560
D D
L A D D
A
L mm
π
π
−
= + + + =
−
= × + × + + =
×
Tùy theo cách nối đai thêm vào chiều dài tìm được ở trên một đoạn 100 ÷ 400mm
=> ta chọn L = 4400mm

4.Kiểm nghiệm góc ôm:
0 0 0 0 0 0
2 1
1
560 220
180 57 180 57 167,58 150
1560
D D
A
α
− −
= − = − = >
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 7
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Thỏa mãn điều kiện 5-11
5. Định tiết diện đai
Chiều dày đai δ được tính theo tỷ số
1
D
δ
≤
1
40
(theo bảng 5-2 đối với đai vãi cao su)
δ ≤
1
40
D
=
220

40
= 5,5
Theo bảng 5-3, chọn đai vãi cao su loại A có chiều dày δ = 4,5mm
Lấy ứng suất căng ban đầu σ
0
=1,8 N/mm
2
, theo trị số
1

D
δ
=
220
4,5
= 48,89 , tra bảng 5-5 tìm
được [σ
p
]
0
= 2,29 N/mm
2
Các trị số
C
t
= 0,8 (bảng 5-6)
C
α
= 0,96 (bảng 5-7)
C

v
= 1 (bảng 5-8)
C
b
= 1 (bảng 5-9)
Tính chiều rộng đai theo công thức 5-13
b ≥
t v
1000.
[ ]C .C .C .C
p b
N
v
α
δ σ
= 69,58
Trả bảng 5-4 chọn chiều rộng đai b = 70mm
6. Định chiều rộng B của bánh đai (bảng 5-10)
B = 85mm
7. Tính lực căng ban đầu δ
0
(công thức 5-16) và lực tác dụng lên trục R (công thức 5-17)
S
0
=σ
0
.δ.b = 1,8.4,5.70 = 567 N
R
0
= 3. S

0
.sin
1
2
α
= 3.567. sin
0
167,58
2
1691,01 N
Phương án 2:Chọn
3
1
5.65
1300.
890
D =
=240,67 (mm)
Lấy D
1
=280 mm
Vận tốc vòng:
1
. .
.280.890
13,05
60.1000 60.1000
dc
D n
v

π
π
= = =
m/s
nằm trong phạm vi cho phép (nhỏ hơn vận tốc cho phép
max
(30 35 / )v m s
= ÷
-Tính đường kính
2
D
của bánh lớn:
Đường kính bánh lớn
2
D
được tính theo công thức:
( )
2 1
. . 1
d
D D i
ξ
= −
với hệ số trượt
0.01
ξ
=
.
( )
2

280.2,5. 1 0,01 693D = − =
mm
Theo bảng 5-15, chọn đường kính bánh đai lớn theo tiêu chuẩn. Lấy
2
D
=710 mm.
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 8
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Số vòng quay thực
,
1
n
của trục bị dẫn:
'
1
2 1
2
280
(1 ). . (1 0,01).890. 347,48
710
D
n n
D
ξ
= − = − =
vg/ph
Sai số về vòng quay so với yêu cầu
356 347,48
.100% 2,39
356

n
−
∆ = =
%
,
2
n
sai lệch không quá 3% so với n
2
nên không cần chọn lại đường kính D
2
3.Chiều dài tối thiểu của đai , công thức 5-9
min
ax
13,05
4349,36
3
m
v
L mm
u
= = =
Tính khoảng cách trục A theo L
min
, D
1
, D
2
,

công thức 5-2
[ ]
2
2
2 1 2 1 2 1
2 2
2. ( ) 2. ( ) 8.( )
8
2.4349,36 (710 280) [2.4349,36 (710 280)] 8.(710 280)
1380,39
8
L D D L D D D D
A
mm
π π
π π
− + + − + − −
=
− + + − + − −
= =
Kiểm nghiệm điều kiện 5-10: A ≥2(D
1
+D
2
) = 1980mm
Không thỏa mãn điều kiện 5-10, tăng A để A = 2(D
1
+D
2
) = 1980mm

Tính lại L theo A, công thức 501
( )
( )
2
2 1
2 1
2
2. .( )
2 4.
710 280
2 1980 (710 280) 5538,43
2 3 1980
D D
L A D D
A
L mm
π
π
−
= + + + =
−
= × + × + + =
×
Tùy theo cách nối đai thêm vào chiều dài tìm được ở trên một đoạn 100 ÷ 400mm
=> ta chọn L = 5800mm
4.Kiểm nghiệm góc ôm:
0 0 0 0 0 0
2 1
1
710 280

180 57 180 57 167,62 150
1980
D D
A
α
− −
= − = − = >
Thỏa mãn điều kiện 5-11
5. Định tiết diện đai
Chiều dày đai δ được tính theo tỷ số
1
D
δ
≤
1
40
(theo bảng 5-2 đối với đai vãi cao su)
δ ≤
1
40
D
=
280
40
= 7
Theo bảng 5-3, chọn đai vãi cao su loại A có chiều dày δ = 6 mm
Lấy ứng suất căng ban đầu σ
0
=1,8 N/mm
2

, theo trị số
1

D
δ
=
280
6
= 46.67 , tra bảng 5-5 tìm
được [σ
p
]
0
= 2,29 N/mm
2
Các trị số
C
t
= 0,8 (bảng 5-6)
C
α
= 0,96 (bảng 5-7)
C
v
= 1 (bảng 5-8)
C
b
= 1 (bảng 5-9)
Tính chiều rộng đai theo công thức 5-13
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 9

Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
b ≥
t v
1000.
[ ]C .C .C .C
p b
N
v
α
δ σ
= 41,84
Trả bảng 5-4 chọn chiều rộng đai b = 50mm
6. Định chiều rộng B của bánh đai (bảng 5-10)
B = 60mm
7. Tính lực căng ban đầu δ
0
(công thức 5-16) và lực tác dụng lên trục R (công thức 5-17)
S
0
=σ
0
.δ.b = 1,8.6.50 = 540 N
R
0
= 3. S
0
.sin
1
2
α

= 3.540. sin
0
167,62
2
= 1610,56 N
qua hai phương án thiết kế ta thấy cả hai phương án đều thoả mản tuy nhiên ta phải chọn
phương án 1 vì phương án này làm bộ truyền đai có kích thước nhỏ gọn .Vậy ta đã thiết kế bộ truyền
đai với các thông số hình học
II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm:
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
o Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa,
2
600 /
b
N mm
σ
=

2
300 /
ch
N mm
σ
=
HB =190, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi dưới 100mm).
o Bánh lớn: thép 35 thường hóa,
2
480 /
b
N mm

σ
=

2
260 /
ch
N mm
σ
=
HB = 160, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi 100
÷
300mm).
2.Xác định ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép:
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn (công thức 3-4)
3
2
max
60. . . .
i
td i i
M
N u n T
M
 
=
 ÷
 
∑
Trong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

, ,
i i i
M n T
- mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số thời giờ bánh răng làm
việc ở chế độ i
max
M
- mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến mômen xoắn
do quá tảitrong thời gian rất ngắn)
3 3
2
6 7
0
60.1.(1 .4 0,6 .4).44,94.5.280.14
257,05.10 10
td
N
N
= +
= > =
Vậy số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ
1 2 1
.N N i=
cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở
7
0
10N =
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất
'
1

N
k =
đối với cả hai bánh răng
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn (bảng 3-9)
[ ]
2
2
2,6.160 416 /
tx
N mm
σ
= =
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 10
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
[ ]
2
1
2,6.190 494 /
tx
N mm
σ
= =
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là
[ ]
2
2
416 /
tx
N mm

σ
=
b) Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn
2
max
60. . . .
m
i
td i i
M
N u n T
M
 
=
 ÷
 
∑
Trong đó: m – bậc đường cong mỏi uốn, lấy
6m ≈
6 6
2
7
60.1.(1 .4 0,6 .4).44,94.19600
22,125.10
N = +
=
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nhỏ
7 7
1 2

. 22,125.10 .2,81 62,171.10
td td
N N i= = =
Vậy cả
1
N
và
2
N
đều lớn hơn
7
0
10N =
, do đó
''
1
N
k =
Giới hạn mỏi uốn của thép 45
2
1
0.43.600 258 /N mm
σ
−
= =
;
Giới hạn mỏi uốn của thép 35
2
1
0,43.480 206,4 /N mm

σ
−
= =
.
Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
1,8K
σ
=
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên tính ứng suất uốn cho phép bởi
công thức sau:
[ ]
''
0
.
.
n
u
k
n k
σ
σ
σ
=
Bánh lớn
[ ]
2
1
1,5.258
143,33 /
1,5.1,8

u
N mm
σ
= =
Bánh lớn
[ ]
2
2
1,5.206,4
114,67 /
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng:
. 1,3
tt d
K K K
= =
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
0,4
A
b
A
ψ
= =
5.Tính khoảng cách trục:
Khoảng cách trục được tính theo công thức:
[ ]

2
6
3
2
1.05.10 .
( 1). .
. .
A
tx
K
A i
i n
σ ψ
 
Ν
≥ ±
 ÷
 ÷
 
=>
2
6
3
1,05.10 1,3.5,15
(2,81 1). . 255,26
416.2,81 0,4.44,94
A
 
≥ + =
 ÷

 
mm.
Lấy A= 256mm
6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chon cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Ta có:
1
2 . . 2 .256.126,48
0,92
60.1000.( 1) 60.1000.(2,81 1)
A n
v
i
π π
= = =
+ +
m/s
Với vận tốc này, theo bảng 3-11 ta có thể chọn cấp chính xác cho bánh răng là cấp 9.
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 11
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
7.Định chính xác hệ số tải trọng K:
Chiều rộng bánh răng
. 0.4.256 106
A
b A
ψ
= = =
mm.
Lấy b = 110mm.
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ
1

2.256
138.94
2.81 1
d = =
+
mm
Do đó
1
110
0.79
138.94
d
b
d
ψ
= = =
.
Với
0.79
d
ψ
=
theo bảng 3-12 tìm được
1.05
ttbang
K =
.
Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế:
1,05 1
1,02

2
tt
K
+
= =
Theo bảng 3-13 tìm được hệ số tải trọng động
1,1
d
K =
.
Hệ số tải trọng:
. 1,02.1,1 1,13
tt d
K K K= = =
So sánh kết quả này sai khác so với trị số dự đoán (K = 1,3) cho nên cần tính lại khoảng
cách trục A.
3
3
1.13
. 256. 252.68
1.3
sb
sb
K
A A
K
= = =
Chọn A=253
8.Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun m=(0,01÷0,02).A=2,53÷5,06

Lấy
m
= 3 mm
Số răng bánh dẫn
1
2. 2.253
44,22
( 1) 3.(2.81 1)
A
Z
m i
= = =
+ +
răng > 17
thỏa mãn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15
Chọn Z
1
=44 răng
Số răng bánh bị dẫn:
2
Z
=i.Z
1
= 2,81.44 =123,84
Chọn Z
2
=124 răng
9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương:
td

Z Z=
(Z : số răng thực)
Hệ số dạng răng (bảng 3-18):
bánh nhỏ y
1
=0,48
bánh lớn y
2
=0,517
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ được tính heo công thức:
6 6
2
1
2 2
1 1
19,1.10 . . 19,1.10 .1,13.5,15
43,76 /
. . . . 0,48.3 .126,48.110
u
K N
N mm
y m Z n b
σ
= = =
[ ]
2
1
1
143.33 /
u

u
N mm
σ σ
< =
đối với bánh răng lớn:
2
1
2 1
2
0,48
. 43,76. 40,76 /
0,517
u u
y
N mm
y
σ σ
= = =
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 12
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
[ ]
2
2
2
114,67 /
u
u
N mm
σ σ
< =

10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đội ngột trong thời gian ngắn:
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
bánh nhỏ
[ ]
2
1
2,5. 2,5.494 1235 /
Notx
txqt
N mm
σ σ
= = =
bánh lớn
2
2
2,5.416 1040 /
txqt
N mm
σ
= =
Ứng suất uốn cho phép:
bánh nhỏ
2
1
0,8. 0,8.300 240 /
uqt ch
N mm
σ σ
= =
;

bánh lớn
2
2
0,8.240 192 /
uqt
N mm
σ
=;
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc:
.
txqt tx qt
K
σ σ
=
trong đó: Hệ số quá tải
1.4
qt
K =
=>
6 3
2
1,05.10 (2,81 1) .1,13.5,15.1, 4
. 445,5 /
253.2,81 110.44,94
txqt
N mm
σ
+
= =
Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với cả bánh răng lớn và bánh răng nhỏ

Kiểm nghiệm sức bền uốn:
bánh nhỏ
[ ]
2
1 1
1
. 1,4.43,76 61,27 /
uqt qt u
uqt
K N mm
σ σ σ
= = = <
bánh lớn
[ ]
2
2
2
1, 4.40,76 57,07 /
uqt
uqt
N mm
σ σ
= = <
11.Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng:
Môđun pháp
3m mm=
.
Số răng Z
1
=44 ; Z

2
=124;
Góc ăn khớp
0
20
α
=
Đường kính vòng chia (vòng lăn)
d
1
=m.Z
1
=132; d
2
=m.Z
2
=372
Khoảng cách trục A = 253mm.
Chiều rộng bánh răng bánh lớn b = 110mm.
bánh nhỏ b= 105mm
Đường kính vòng đỉnh răng
1
132 2.3 138
e
D mm= + =
2
372 2.3 378
e
D mm= + =
Độ hở chân răng c=0,25.m=0,25.3=0,75

Đường kính vòng chân răng
1
132 2.3 2.0,75 124,5
i
D mm= − − =
2
372 2.3 2.0,75 364,5
i
D mm= − − =
12.Tính lực tác dụng lên trục(công thức 3-50 )

6
1
9,55.10 .5,15
389009,28 .
126,48
x
M N mm= =
Lực vòng:
1
1
1
2.
5894,08
x
M
P N
d
= =
.

SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 13
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển

6
2
9,55.10 .4,97
1056753,15 .
44,94
x
M N mm= =

2
2
2
2.
5681, 47
x
M
P N
d
= =
Lực hướng tâm:
1 1
tan 2145,27
r
P P N
α
= =

2 2

tan 2067,89
r
P P N
α
= =
III.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
o Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa,
2
600 /
b
N mm
σ
=

2
300 /
ch
N mm
σ
=
HB =190, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi dưới 100mm).
o Bánh lớn: thép 35 thường hóa,
2
480 /
b
N mm
σ
=

2
260 /
ch
N mm
σ
=
HB = 160, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi 100
÷
300mm).
2.Xác định ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép:
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn (công thức 3-4)
3
2
max
60. . . .
i
td i i
M
N u n T
M
 
=
 ÷
 
∑
Trong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
, ,
i i i
M n T

- mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số thời giờ bánh răng làm
việc ở chế độ i
max
M
- mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến mômen xoắn
do quá tảitrong thời gian rất ngắn)
3 3
2
6 7
0
60.1.(1 .4 0,6 .4).44,94.5.280.14
257,05.10 10
td
N
N
= +
= > =
Vậy số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ
1 2 1
.N N i=
cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở
7
0
10N =
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất
'
1
N
k =
đối với cả hai bánh răng

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn (bảng 3-9)
[ ]
2
2
2,6.160 416 /
tx
N mm
σ
= =
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ
[ ]
2
1
2,6.190 494 /
tx
N mm
σ
= =
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là
[ ]
2
2
416 /
tx
N mm
σ
=
b) Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 14

Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
2
max
60. . . .
m
i
td i i
M
N u n T
M
 
=
 ÷
 
∑
Trong đó: m – bậc đường cong mỏi uốn, lấy
6m ≈
6 6
2
7
60.1.(1 .4 0,6 .4).44,94.19600
22,125.10
N = +
=
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng nhỏ
7 7
1 2
. 22,125.10 .2,81 62,171.10
td td
N N i= = =

Vậy cả
1
N
và
2
N
đều lớn hơn
7
0
10N =
, do đó
''
1
N
k =
Giới hạn mỏi uốn của thép 45
2
1
0.43.600 258 /N mm
σ
−
= =
;
Giới hạn mỏi uốn của thép 35
2
1
0,43.480 206,4 /N mm
σ
−
= =

.
Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng
1,8K
σ
=
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên tính ứng suất uốn cho phép bởi
công thức sau:
[ ]
''
0
.
.
n
u
k
n k
σ
σ
σ
=
Bánh lớn
[ ]
2
1
1,5.258
143,33 /
1,5.1,8
u
N mm
σ

= =
Bánh lớn
[ ]
2
2
1,5.206,4
114,67 /
1,5.1,8
u
N mm
σ
= =
3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:K = 1.3
4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
0.35
A
ψ
=
5.Tính khoảng cách trục:A =253 mm
6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chon cấp chính xác chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng
1
2 . . 2 .253.356
2,47 /
60.1000.( 1) 60.1000.(2,81 1)
nh
A n
v m s
i
π π

= = =
+ +
Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác là cấp 8.
7.Xác định môđun, số răng và chiều rộng của răng:
mô đun m=3 mm
Số răng bánh dẫn
1
2. 2.253
44
( 1) 3.(2,81 1)
A
Z
m i
= = =
+ +
răng > 17 thỏa mãn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15
Số răng bánh bị dẫn
2
Z
=i.Z
1
= 2,81.44 = 124 răng
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
Chiều rộng bánh răng nhỏ:b=ψ
A
.A=90
Chiều rộng bánh răng lớn:b=85
8.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương:
td

Z Z=
(Z : số răng thực)
Hệ số dạng răng (bảng 3-18):
bánh nhỏ y
1
=0,47
bánh lớn y
2
=0,517
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 15
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ được tính heo công thức:
6 6
2
1
2 2
1 1
19,1.10 . . 19,1.10 .1,13.5,34
19,27 /
. . . . 0,47.3 .44.356.90
u
K N
N mm
y m Z n b
σ
= = =
[ ]
1
1
u

u
σ σ
<
đối với bánh răng lớn:
2
1
2 1
2
0,47
. 19,27. 17,52 /
0,517
u u
y
N mm
y
σ σ
= = =
[ ]
2
2
u
u
σ σ
<
10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đội ngột trong thời gian ngắn:
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
bánh nhỏ
[ ]
2
1

2,5. 2,5.494 1235 /
Notx
txqt
N mm
σ σ
= = =
bánh lớn
2
2
2,5.416 1040 /
txqt
N mm
σ
= =
Ứng suất uốn cho phép:
bánh nhỏ
2
1
0,8. 0,8.300 240 /
uqt ch
N mm
σ σ
= =
;
bánh lớn
2
2
0,8.240 192 /
uqt
N mm

σ
=;
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc:
.
txqt tx qt
K
σ σ
=
trong đó: Hệ số quá tải
1.4
qt
K =
=>
6 3
2
1,05.10 (2,81 1) .1,13.5,34.1, 4
. 178,12 /
253.2,81 90.356
txqt
N mm
σ
+
= =
Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với cả bánh răng lớn và bánh răng nhỏ
Kiểm nghiệm sức bền uốn:
bánh nhỏ
[ ]
2
1 1
1

. 1,4.19.27 26,98 /
uqt qt u
uqt
K N mm
σ σ σ
= = = <
bánh lớn
[ ]
2
2
2
1, 4.17,52 24,53 /
uqt
uqt
N mm
σ σ
= = <
11.Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng:
Môđun pháp
3m mm=
.
Số răng Z
1
=44 ; Z
2
=124;
Góc ăn khớp
0
20
α

=
Đường kính vòng chia (vòng lăn)
d
1
=m.Z
1
=132; d
2
=m.Z
2
=372
Khoảng cách trục A = 253mm.
Chiều rộng bánh răng bánh lớn b = 90mm.
bánh nhỏ b= 85mm
Đường kính vòng đỉnh răng
1
132 2.3 138
e
D mm= + =
2
372 2.3 378
e
D mm= + =
Độ hở chân răng c=0,25.m=0,25.3=0,75
Đường kính vòng chân răng
1
132 2.3 2.0,75 124,5
i
D mm= − − =
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 16

ỏn C s thit k mỏy GVHD: Bựi Minh Hin
2
372 2.3 2.0,75 364,5
i
D mm= =
12.Tớnh lc tỏc dng lờn trc(cụng thc 3-50 )

6
1
9,55.10 .5,34
143201,11 .
356
x
M N mm= =
Lc vũng:
1
1
1
2.
2169,71
x
M
P N
d
= =
.

6
2
9,55.10 .5,15

389009,28 .
126,48
x
M N mm= =

2
2
2
2.
2091, 45
x
M
P N
d
= =
Lc hng tõm:
1 1
tan 789,71
r
P P N

= =

2 2
tan 761,22
r
P P N

= =
BễI TRN HP GIM TC

Bụi trn hp gim tc bng phng phỏp ngõm du, vỡ 0 < 12 m/s
đ
chn phng phỏp ngõm du.
Mc du thp nht:ngp chiu cao chõn rng bỏnh rng nh nht trong 2 bỏnh b dn.Vy mc du
thp nht: h
f
=d
1
-D
i1
=132-124,5=7,5 mm
Mc du cao nht khụng vt quỏ
1 1
:
3 6
bỏn kớnh bỏnh rng ln nht, tc bng
( )
372 1 1
. 62 31
2 3 6
mm
ổ ử
ữ
ỗ
=á á
ữ
ỗ
ữ
ỗ
ố ứ

đ
Ly bng 31mm.
v
max
= 2,47m/s
đ
Tra bng (10-17/284/TkCTM) chn nht cú 116 centistc v 18 Engle.
Tra bng (10-20/286/TkCTM) chn du kớ hiu MC-1
M?c
d?u
max
M?c
d?u
min

SVTH: Nguyn Vn Hong Lp: 11N 4 Trang 17
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Phần III:TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN
I.Tính trục:
1. Chọn vật liệu cho trục:
- Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ
gia công. Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải
trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền :
600
b
MP
σ
=
2. Tính đường kính sơ bộ của trục:
Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức:

SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 18
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
3
( )
N
d C mm
n
≥
Trong đó :
d - là đường kính trục (mm)
C - hệ số phụ thuộc vào ứng xuất xoắn cho phép đối với đầu trục và truyền trục chung, lấy C
= 120
N - công suất truyền của trục
n - số vòng quay trong 1 phút của trục
+ Đối với trục I:
N
1
= 5,34 (Kw)
n
1
= 356 (vòng/phút)
3
1
5,34
120 29,59( )
356
d mm⇒ ≥ =
Chọn d
1
=30mm

+ Đối với trục II :
N
2
= 5,15 (Kw)
n
2
= 126,48 (vòng/phút)
3
2
5,15
120 41, 29( )
126,48
d mm⇒ ≥ =
Chọn d
2
=45mm
+ Đối với trục III :
N
3
= 4,97(Kw)
n
3
= 44,94(vòng/phút)
3
3
4,97
120 57,61( )
44,94
d mm⇒ ≥ =
Chọn d

3
=60mm
Đề chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số
1
d
,
2
d
,
3
d
ở trên ta có thể lấy trị số
d
2
=45mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P ta có được chiều rộng của ổ
B =25 mm.
3.Tính gần đúng trục:
Bảng 7.1 ta chọn các kích thước như sau
Tính gần đúng chiều dài trục:
Để tính chiều dài của trục ta chọn các kích thước sau:
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 19
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
a.Trục I:
l
1
=
2
d
B
+ l

4
+ l
3
+ B + l
2
+ a + b
1
+ (l
2
+ a) +
2
B
= 278.5
l
11
=
2
d
B
+ l
4
+ l
3
+
2
B
= 85 mm
l
12
=

2
B
+ l
2
+ a +
1
2
b
= 75,5 mm
l
13
=
1
2
b
+ (l
2
+ a) +
2
B
=75,5 mm
Ta có các lực:
R
d
=1610,56 N
P
1
=2169,71 N
P
r1

=789,71 N
Tính phản lực tại các gối:
∑m
Ay
= P
r1
l
13
- R
By.
(l
12
+ l
13
) – R
D
.( l
11
+ l
12
+ l
13
)=0
=>
r1 13 11 12 13
12 13
P l - R (l + l + l )
2122,31
l + l
D

By
R N= = −
Ay
R
= P
r1
- R
By
- R
D
= 1301,46 N
1 13 12 13
1 13
12 13
. ( ) 0
.
1084,86
( )
Ax Bx
Bx
m P l R l l
P l
R N
l l
= − + =
=> = =
+
∑
R
Ax

=P
1
-R
Bx
=2169,71-1084,86=1084,86 N
Mômen uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 20
1 Khoảng cách từ mặt bên ctq đến thành trong hgt a mm 10.00
2 Khoảng cách giữa hai đầu trục І và Ш C mm 10.00
3 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong hộp l
2
mm 8.00
4 Chiều cao nắp và đầu bu lông l
3
mm 20.00
5 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạch của chi tiết quay ngoài hộp l
4
mm 10.00
6 Chiều rộng bánh đai B
đ
mm 85.00
7 Chiều rộng bánh răng cấp chậm (bánh nhỏ) b
br1
=b
3
mm 110.00
(bánh lớn) b
br2
=b
4

mm 105.00
8 Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b
br1
=b
1
mm 90.00
(bánh lớn) b
br2
=b
2
mm 85.00
9 Chiều dai may ơ nửa khớp nối lm3 mm 90.00
10 Khe hở giữa bánh răng và thành hộp
∆
mm 15.00
11 Chiều rộng ổ B mm 25.00
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
2 2
u ux uy
M M M
= +
Tại tiết diện (n-n):
Ax 13
. 81906,69
ux
M R l Nmm= =
13
. 98260,27
uy Ay
M R l Nmm= =

=>
127921,02
u
M Nmm=
Tại tiết diện (m-m):
11
. 136897,34
u d
M R l Nmm= =
Tính đường kính trục tại hai tiết diện (1-1) và (2-2): theo công thức:
[ ]
3
0,1
td
M
d
σ
≥
trong đó:
2 2
0,75
td u x
M M M= +
Đường kính trục tại tiết diện (1-1):
Có
2 2
( )
127921,02 0,75.143201,11 178167,63
td n n
M Nmm

−
= + =
chọn [
σ
] = 70 (N/mm
2
)
3
178167,63
29,42( )
0,1.70
n n
d mm
−
≥ =
Vì trục có rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nên đường kính trục lấy
lớn hơn so với tính toán.
Chọn
n n
d
−
= 40 mm
Đường kính trục ở tiết diện m-m
2 2
( )
136897,34 0,75.143201,11 184718,16
td m m
M Nmm
−
= + =

chọn [
σ
] = 63 (N/mm
2
)
3
184718,16
30,84( )
0,1.63
m m
d mm
−
≥ =
Chọn
m m
d
−
= 35 mm
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 21
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
m
R
A
Y
R
A
x
n
n
P

1
P
r1
R
B
y
R
B
x
R
d
136897,34
98260,27
81906,69
143201,11
m
b.Trục II:
l
21
=B/2+l
2
+a+b
1
/2=75,5 mm
l
22
=b
1
/2+l
2

+a +B+c+B+l
2
+a+b
4
=193,5 mm
l
23
=b
4
/2+a+l
2
+B/2=83 mm
Ta có các lực:
P
2
=2091,45 N; P
r2
=761,22 N;
P
3
=5894,08 N; P
r3
=2145,27 N;
Tính phản lực tại các gối:
3 21 2 21 22 21 22 23
. P .( ) .( ) 0
Cy r r Dy
m P l l l R l l l= + + − + + =
∑
=>

3 21 2 21 22
21 22 23
. ( )
1103,8
r r
Dy
P l P l l
R N
l l l
+ +
= =
+ +
=>R
Cy
= P
r3
+ P
r2
+R
Dy
=4010,29 N
3 23 2 23 22 21 22 23
2 23 22 3 23
21 22 23
( ) ( ) 0
( )
253,06( )
Cx Dx
Dx
m Pl P l l R l l l

P l l Pl
R N
l l l
= − + + − + + =
+ −
=> = =
+ +
∑
 R
cx
= R
Dx
+P
3
–P
2
=4055,69 (N)
Mômen uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
2 2
u ux uy
M M M
= +
Tại tiết diện (e-e):
23
. 332854,06
uy Cy
M R l Nmm= =
23
. 336622,35
ux Cx

M R l Nmm= =
=>
( )
473398,81
u e e
M Nmm
−
=
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 22
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
Tại tiết diện (i-i):
21
. 83336,56
uy Dy
M R l Nmm= =

21
. 19105,93
ux Dx
M R l Nmm= =
=>
( )
85498,65
u i i
M Nmm
−
=
Tính đường kính trục tại hai tiết diện (e-e) và (i-i): theo công thức:
[ ]
3

0,1
td
M
d
σ
≥
trong đó:
2 2
0,75
td u x
M M M
= +
Đường kính trục tại tiết diện (e-e): chọn [
σ
] = 70 (N/mm
2
)
Có
2 2
( )
0,75
td e e u x
M M M
−
= +
=581035,79 N.mm
3
581035,79
43,62( )
0,1.70

e e
d mm
−
≥ =
Chọn d
e-e
=45 mm
Đường kính trục ở tiết diện (i-i) chọn [
σ
] = 63 (N/mm
2
)
2 2
( )
0,75 347571,84 .
td i i u x
M M M N mm
−
= + =
3
347571,84
38,07( )
0,1.63
i i
d mm
−
≥ =
Chọn d
i-i
= 45 mm

SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 23
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
83.00 193.50 75.50
RCy
RCx
e
e
Pr3
P3
i
i
P2
Pr2
RDy
RDx
332854.06
83356.56
336622.35
19105.93
389009.28
c.Trục III:
l
31
=B/2+l
2
+a+b
4
/2=83 mm
l
32

=2.l
31
=166 mm
l33
=B/2+l
3
+l
4
+lm
3
/2=87,5
Ta có các lực:
P
4
=5681,47 N;
P
r4
=2067,89 N;
Đầu trục ra của trục III lắp nửa khớp nối, vì vậy nên chọn khớp nối trước theo trị số momen
xoắn rồi tìm bán kính đặt lực vong P
k
trên khớp nối. Ở đây, để đơn giản phép tính, chúng ta
bỏ qua lực P
k
Tính phản lực tại các gối:
∑m
Ey
= P
r4
.l

32
-R
Fy
(l
32
+ l
31
) = 0
=>
4 32
32 31
.l
1378,59
l + l
r
Fy
P
R N= =
=>R
Ey
=P
r4
- R
Fy
=689,3 N
4 32 32 31
4 32
32 31
( ) 0
3787,65

Ex Fx
Fx
m P l R l l
P l
R N
l l
= − + =
=> = =
+
∑
=>R
Ex
= P
4
- R
Fx
=5681,47-3787,65=1893,82 N
Mômen uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 24
Đồ án Cơ sở thiết kế máy GVHD: Bùi Minh Hiển
2 2
u ux uy
M M M= +
Tại tiết diện (k-k):
31
. 114422,99
ux Fx
M R l Nmm= =
31
. 314374,59

uy Fy
M R l Nmm= =
=>
( )
334550,45
u k k
M Nmm
−
=
Tính đường kính trục tại tiết diện (k-k): theo công thức:
[ ]
3
0,1
td
M
d
σ
≥
trong đó:
2 2
0,75
td u x
M M M= +
=974407,21 Nmm
chọn [
σ
] = 70 (N/mm
2
)
[ ]

3
51,83
0,1
td
k k
M
d mm
σ
−
≥ =
Chọn d
k-k
= 55mm
84.5000
166.0000 83.0000
REy
REx
k
k
P4
Pr4
RFy
RFx
314374.59
114422.99
1056733.16
4.Tính chính xác trục:
Kiểm nghiệm tại chổ lắp bánh răng có đường kính
SVTH: Nguyễn Văn Hoàng – Lớp: 11N – Đề 4 Trang 25