THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Đề số: 1B
LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với
một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết
cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại
các kiến thức đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu
chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ
máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong
đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và
các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham
khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,
Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen
với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc
côn - trụ và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua
khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến
thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo
các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được
những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo
Trần Quyết Tiến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho
việc hoàn thành đồ án môn học này./..
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
1

1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Xác định công suất cần thiết của động cơ
a.Công suất cần thiết P
yc
:
P
yc
=
P
lv
. β
η
KW
Trong đó: P
lv
: công suất trên trục công tác
β : hệ số chuyển đổi
η : hiệu suất truyền động
Công suất trên trục công tác :
P
lv
=
1000
.vF
KW
F=9000N : Lực kéo xích tải

v=0,60m/s : Vận tốc xích tải
Vì tải trọng không đổi nên ta có:
P
t
= P
lv
=
F.v
1000
=
9000.0,60
1000
= 5,4 KW
Hiệu suất truyền động : η
η = η
x
η
br
η
3
ol
η
k
η
x
= 0,95: Hiệu suất bộ truyền xích ngoài để che kín( Tra bảng 2-3)
η
br
= 0,97: Hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ răng nghiêng che kín ( Tra
bảng 2-3)

η
ol
= 0,99 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn ( Tra bảng 2-3)
η
k
=1: Hiệu suất bộ truyền nối trục đàn hồi ( Tra bảng 2-3)
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống :
η = 0,95.0,97. 0,99
3
.1= 0,89
Công suất yêu cầu trên trục động cơ P
yc
: từ công thức 2.8 ; 2.10 và
2.11 ta có
P
yc
=
P
lv
η
=
5,4
0,89
= 6,14 kw
2. Xác định tốc độ đồng bộ :

Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
2
2

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : theo công thức 2.18 sách
TTTKHDĐCK tập 1
n
Sb
= n
lv
.u
t
Trong đó n
sb
:vận tốc sơ bộ của trục động cơ
n
lv
: là vận tốc trục công tác
u
t
: là tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động
Số vòng quay của trục công tác : n
lv
Ct 2.17 tập 1 n
lv
=
zp
v60000
=
60000.0,60
25.32
=¿

45 vòng/phút
z: Số đĩa răng xích tải
p: Bước xích tải
Tỷ số truyền sơ bộ : u
t
u
t
= u
h
.u
x

u
h
:Tỷ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp
u
x
: Tỷ số truyền của bộ truyền xích
Tra bảng 2.4/t21/q1- ta chọn : u
h
= 3 ; u
x
= 4
Suy ra : u
t
= 3.4= 12
Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
n
Sb
= n

lv
.u
t
=45.12= 540 vòng/phút
3. Chọn động cơ :
Động cơ cần chọn làm việc ở chế độ dài với tải trọng va đập vừa nên động
cơ phải có P
đc
≥ P
yc
= 6,14 KW
n
đc
~ n
sb
=540 v/p
-Theo bảng 1.2-Phụ lục/235/q1.Ta chọn động cơ có số hiệu 4A160S8Y3 có
thông số kỹ thuật
Kiểu động cơ Công suất
kw
Vận tốc
quay(v/p)
cosφ
η%
T
max
T
dn
T
k

T
dn
4A160S8Y3 7,5 730 0,75 86 2,2 1,4
Loại động cơ 4A có ưu điểm là có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK nhưng
có công suất lớn hơn và số vòng quay cũng lớn hơn,có tuổi thọ cao thuận
tiện cho việc di chuyển đến những nơi làm việc.

II. Phân phối tỷ số truyền :
- Với động cơ đã chọn , ta có : P
đc
= 7,5 (KW)
n
đc
= 730 v/p
Theo công thức tính tỷ số truyền trang 48 ta có :
u
t
=
n
đc
n
lv
=
730
45
=16,22
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
3
3

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Mà ta có : n
đc
: số vòng quay của trục động cơ (730 v/p)
n
lv
: số vòng quay máy công tác
Mặt khác u
t
= u
x
.u
h
Tỷ số của bộ truyền xích: u
x
=4
Vậy tỷ số truyền của hệ là : u
h
=
u
t
u
x
=
16,22
4
= 4,06
III. Tính các thông số và lập bảng
1. Tính công suất

Công suất trên trục công tác: P
lv
= 5,4 (kw)
Công suất trên trục II: P
2
=
P
lv
η
2
ol .η
x
=
5,4
0,99
2
.0,95
= 5,79 (kw)
Công suất trên trục I : P
1
=
P
2
η
ol
.η
br
=
5,79

0,99.0,97
= 6,03 (kw)
Công suất trên trục động cơ: P
đc
=
P
1
η
ol
η
k
=¿

6,03
0,99.1
=6,09(kw)


2. Tính số vòng quay
- Tốc độ quay trên trục động cơ : n
đc
= 730 ( v/p)
- Tốc độ quay trên trục I là: n
I
=n
đc
= 730 (v/p)
- Tốc độ quay trên trục II là:
n
II

=
n
I
u
h
=
730
4,06
= 179,8 (v/p)
- Tốc độ quay trên trục công tác là:
n
ct
=
n
II
u
x
=
179,8
4
= 44,95 (v/p)

3. Xác định momen xoắn trên các trục :
Momen xoắn trên trục động cơ là:
T
đc
=9,55.10
6
.
P

đc
n
đc
=
9,55. 10
6
.6,09
730
=79670,55( N.mm)
Momen xoắn trên trục I là :
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
4
4
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
T
I
=9,55.10
6
.
P
I
n
I
=
9,55.10
6
.6,03
730

=78885,61(N.mm)
Momen xoắn trên trục II là :
T
II
=9,55.10
6
.
P
II
n
II
=
9,55.10
6
.5,79
179,8
=307533,37(N.mm)
Momen xoắn trên trục công tác là :
T
lv
=9,55.10
6
.
P
lv
n
ct
=
9,55.10
6

.5,4
44,95
=1147274, 75( N.mm)

♦
Ta có bảng thông số sau :
Trục
Thông số
Động cơ I II Làm việc
Tên bộ truyền Khớp Bánh răng Xích
U 1 4,06 4
P (kw) 7,5 6,03 5,79 5,4
N (v/p) 730 730 179,8 45
T (N.mm) 79670,55 78885,61 307553,37 1147274,75
PHẦN II : TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN
I. Thiết kế bộ trong( truyền bánh răng trụ răng nghiêng ).
– Đặc tính làm việc của bộ truyền : Va đập nhẹ
– Số ca làm việc : 1 ca
– Công suất trên trục chủ động :
P
1
= P
I
=6,03KW

– Số vòng quay trên trục chủ động :
n
1
=
n

I
=730 v/ p h
– Momen xoắn trên trục chủ động :
T
1
=T
I
= 78885,61 Nmm
1.Chọn vật liệu:
Để tăng khả năng chạy mòn của các răng, ta chọn độ rắn bánh răng
nhỏ lớn hơn độ rắn bánh răng lớn trong khoảng (10
÷
15 ) HB.
HB
1

≥
HB
2
+ (10
÷
15).HB
2
trang 91 sách
TTTKHDĐCK
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
5
5
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

KHOA: CƠ KHÍ
-Chọn bánh răng nhỏ bằng thép 45 + tôi cải thiện theo bảng 6.1 trang
92 ta có:
+ Giới hạn bền :
σ
b
= 850 Mpa
+ Giới hạn chảy :
σ
ch
= 580Mpa
+ Độ rắn: HB =241
÷
285 HB( chọn HB
1
= 260)
-Chọn bánh răng lớn bằng thép 45 + tôi cải thiện
+ Giới hạn bền:
σ
b
= 750 MPa
+ Giới hạn chảy:
σ
ch
=450 MPa
+ Độ rắn: HB= 192
÷
240 HB ( chọn HB
2
= 230)

2. Xác định ứng suất cho phép :
- Tính sơ bộ ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép theo các công
thức 6.1a và 6.2a/t93/q1 ta có:
[σ
H
] =
σ
Hlim
0
S
H
.

Z
R
. Z
V
. K
x H
. K
HL
[σ
F
] =
σ
Flim
0
S
F
.Y

R
.Y
S
.K
x F
. K
FC
. K
FL
Trong bước tính thiết kế sơ bộ ta lấy: Z
R
.Z
V
.K
XH
=1 và Y
R
.Y
S
.K
xF
=1
Vậy [
σ
H
] =
σ
Hlim
0
S

H
K
HL
[
σ
F
] =
σ
Flim
0
S
F
K
FC
.K
FL
Trong đó :
Y
R
: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
6
6
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Y
S
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K

xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ uốn.
σ
o
F lim
; σ
0
limH
:lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với
số chu kì cơ sở , trị số của chúng được tra ở bảng 6.2 /t94/q1.
k
Fc
: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , lấy k
Fc
=1( tải trọng đặt một phía )
s
F
; s
H
: Lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra bảng 6.2
/t94/q1 .Ta có:
σ
0
limH
= 2.HB + 70 ; s
H
=1,1 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
σ
o
F lim

=1,8.HB ; s
F
=1,75 Hệ số an toàn khi tính về uốn
Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB
1
=260 ; độ rắn bánh lớn : HB
2
=230
Khi đó :

σ
Hlim1
0
= 2.260+70 = 590 MPa

σ
Flim1
0
= 1,8.260 = 468 MPa

σ
Hlim2
0
= 2.230+70 = 530 MPa

σ
Flim2
0
=1,8.230 = 414 MPa
k

Hl
;k
Fl
: Hệ số tuổi thọ ,được xác định theo cônh thức 6.3và 6.4/t93/q1
K
HL
=
m
H
√
N
HO
N
HE
;
K
FL
=
m
F
√
N
FO
N
FE
ở đây:

m
H
;

m
F
Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn :
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
7
7
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
với HB
≤
350 lấy



=
=
6
6
F
H
m
m


N
FO
;
N
HO

:Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp
xúc
có
N
FO
=4.10
6

với tất cả các loại thép
Theo công thức 6.5trang 93 sách TTTKHDĐCK ta có:
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

N
HO
=30.
H
HB
2,4


H
HB
độ rắn Brien.
N
HO1
=30. 260
2,4
=1,87.10
7
N

HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7

N
HE
;
N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương .
Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng không thay đổi nên theo công
thức 6.9 và 6.10 trang 95 q1 ta có:

N
HE
=K
HE
. N
∑

N
FE
=K
FE
. N
∑
Ta có tổng số chu kì chịu tải:
N

∑
=60c∑ n
i
t
i
(6.11)
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
8
8
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Trong đó c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
n
i
, t
i
:Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Vì tải trọng là tải trọng tĩnh nên ta có:
Vậy N
HE1
= N
FE1
= 60.1.730.18000 = 7,88.10
8
N
HE2
= N
FE2
= 60.1.180.18000 = 1,94.10

8
Theo trang 94 ta có N
HE
> N
HO
và N
FE
> N
FO
N
HE
= N
HO
và N
FE
=N
FO
Vậy K
HL1
= 1, K
HL2
= 1
K
FL1
= 1, K
FL2
= 1
-Khi đó ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn của bánh răng nhỏ 1:
[σ
H

]
1
=
σ
Hlim1
0
S
H
K
HL
=
590
1,1
.1=536,4( MPa)
[σ
F
]
2
=
σ
Flim1
0
S
F
K
FC
.K
FL
=
468.1.1

1,75
= 267,4 (MPa)
ứng suất tiếp xúc, uốn cho phép của bánh răng nhỏ cho phép khi quá tải:
Theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95,96 quyển 1:
[
σ
H
¿
max1
=2,8.
σ
ch
=2,8.580 =1624(Mpa)
[
σ
F
]
max1
=0,8.
σ
ch
= 0,8.580 =464(MPa)
-Đối với bánh răng lớn thì tương tự ta cũng có:
Theo công thức 6.1a và 6.2a trang 93 ta có:
[
σ
H
]
2
=

σ
Hlim2
0
S
H
.
K
HL
=
530
1,1
.1
=481,8 (MPa)
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
9
9
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
[
σ
F
]
2
=
σ
Flim2
0
S
F

.
K
FC
.K
FL
=
414
1,75
.1.1
= 236,6 (MPa)
ứng suất tiếp xúc, uốn cho phép của bánh răng lớn cho phép khi quá tải:
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95,96 ta có:
[
σ
H
]
max2
=2,8.
σ
ch
=2,8.450 = 1260(MPa)
[
σ
F
]
max2
=0,8.
σ
ch
=0,8.450 =360 (MPa)

Vì là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất cho phép khi tính truyền
động là giá trị trung bình: theo công thức 6.12 trang 95 ta có:
[
σ
H
]=
[
σ
H1
]
+[σ
H2
]
2
=
536,4+481,8
2
=509 (MPa)
≤
1,25[
σ
H
]
min
3.Tính thiết kế
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức 6.15a trang 96 quyển 1:
a
wl
=K

a
.(u
1
+1).
σ
H
¿
¿
¿2 . u
1
.ψ
ba
¿
T
1
. K
Hβ
¿
3
√
¿
Với T
1
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T
1
=78885,61 Nmm
K
a
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng. Tra bảng 6.5 trang 96 ta
chọn vật liệu là thép- đồng thanh: K

a
= 43
Theo bảng 6.6 chọn 
ba
=b
w
/a
w
=0,4 vì H
2

≤
HB 350
Công thức 6.16 
bd
=b
w
/d
w1
vậy 
bd
=0,53.
ba
.(u
1
+1)

bd
=0,53.0,4.(4,06+1)= 1,07 vì bánh răng ăn khớp
ngoài.

d
w1
: đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
10
10
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
b
w
: chiều rộng của vành răng.[
σ
H
]: ứng suất tiếp cho phép [
σ
H
]=509(MPa), u
1
: tỷ số truyền của cặp bánh răng u
1
=u
h
=4,06 ,
K
Hβ
: hệ số
ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
khi tình tiếp xúc.tra bảng 6.7 trang 98 ta có
K

Hβ
= 1,06
Thay số ta xác định được khoảng cách trục:
a
w1
= 43.(4,06+1).
3
√
78885,61.1,06
509
2
.4,06.0,4
= 126,97(mm)
Chọn a
w1
= 127(mm)
• Xác định môdun m:
Vì là cạp bánh răng trụ răng nghiêng nên theo công thức 6.17 trang
97 ta có: m = (0,01
÷
0,02 ).a
w
= (0,01
÷
0,02 ).127 =
1,27
÷
2,54
ta chọn theo trị số tiêu chuẩn của modun bảng 6.8 trang 99 m = 2.
• Xác định góc nghiêng răng:

vì cặp bánh răng là răng trụ răng nghiêng nên theo trang 102 ta có thể
chọn góc nghiêng
β
= 10
o
vậy
cos β
= 0,9848
ta tính số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 trang 103:
Z
1
=
2a
w1
.cos β
m.(u
1
+1)
=
2.127.0,9848
2.(4,06+1)
= 24,7 vậy chọn Z
1
= 24 răng
Số răng của bánh lớn theo công thức 6.20 trang 99:
Z
2
= u
1
.Z

1
= 4,06.24 = 101,4 vậy chọn Z
2
= 101 răng
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
11
11
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
ta tính lại cos
β
=
m. Z
t
2a
w1
=
2.(101+24)
2.127
= 0,9843 thỏa mãn vì
β=¿

10,17
o
Tính lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền u
1
=
Z
2

Z
1
=
101
24
= 4,2
Đường kính vòng chia theo bảng 6.11 trang 104 ta có:
d
1
=
m.Z
1
cosβ
=
2.24
cos10,17
= 48 (mm)
d
2
=
m.Z
2
cosβ
=
2.101
cos10 ,17
= 202,03 (mm)
Đường kính lăn: d
w1
=

2.a
w1
u
1
+1
=
2.127
4,2+1
=¿
48,85 (mm)
d
w2
= d
w1
.u
1
=48,85.4,2 =205,17(mm)
Đường kính đỉnh răng: vì bánh răng an khớp ngoài, mà Z
1
¿
30 không
dùng dịch chỉnh vì vậy: d
a1
=d
1
+2.m =48 + 2.2 = 52 (mm)
d
a2
= d
2

+2.m =202,03 + 2.2 = 206,03(mm)
Đường kính đáy răng: d
f1
= d
1
-2,5.m = 48-2,5.2 = 43 (mm)
d
f2
= d
2
-2,5.m =202,03 - 2,5.2 =197,03 (mm)
góc prôfin theo TCVN 1065-71 ta có
α
=20
o
Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp với bánh răng nghiêng không dịch
chỉnh:
tan20
cos10 ,17
(¿)
α
t
=arctan
(
tan α
cos β
)
=arctan ¿
= 20,29
o

Vậy đã chọn được cặp bánh răng với: a
w
=127
m=2 (mm) ; Z
1
= 24 ;Z
2
=101
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
12
12
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Do đặc tính của bánh răng nghiêng dịch chỉnh cũng không thay đổi được
nhiều khoảng cách trục.
4. Tính kiểm nghiệm
a. Tính kiểm răng về độ bền tiếp xúc.
Để bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng
làm việc
σ
H
phải thỏa mãn điều kiện sau: theo công thức 6.33 trang
105 ta có:

σ
H
=Z
M
. Z

H
.Z
ε
.
√
2T
1
. K
H
.(u
1
+1)
b
w
.u. d
w1
2

≤
[
σ
H
]
Z
M
: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5
trang 96 ta được Z
M
= 274 MPa
1/3

Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
=
√
2.cosβ
b
sin2α
t w
ct 6.34
Trong đó:theo công thức 6.35 ta có tan
β
b
=cos
α
t
.tan
β
đối
với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
α
t w
=α
t
=arctg
tgα
cosβ
=arctg.
tg20

o
cos10 ,17
=20,29
o
tg
β
b
=cos20,29.tg10,17=0,17 vậy
β
b
=9,55
o
vậy Z
H
=
√
2.cos9 ,55
sin2.20 ,29
=1,67
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
13
13
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
ε
β

: Hệ số trùng khớp dọc: theo 6.37 trang 105 ta có:
ε
β
=
b
w
.sinβ
m.π

trong đó b
w
: chiều rộng vành răng: b
w
=
ba
.a
w1
= 0,4.127=50,08 mm
vậy
ε
β
=
50,08. sin10 , 17
2.3,14
=1,4>1
vậy tính
Z
ε
=
√

1
ε
α
theo công thức 6.36c
theo công thức 6.38b ta có
ε
α
=
[
1,88−3,2.
(
1
Z
1
+
1
Z
2
)
]
. cosβ
=[1,88-3,2.(
1
24
+
1
101
¿¿ .cos10 ,17=¿
1,69
vậy

Z
ε
=
√
1
1,69
= 0,77
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: theo công thức 6.39 ta có
K
H
=
K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv
K
Hβ
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng tra bảng 6.7 trang98 ta được
K
Hβ
=1,06
K
Hα
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14

K
Hv
:
Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
vận tốc vòng theo 6.40 v =
π.d
w1
.n
1
60000
=
3,14.48,85.730
60000
=1,87(m/s)
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
14
14
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
theo bảng 6.13 trang 106 với v < 4 với răng nghiêng ta chọn cấp chính xác
là 9, và tra được
K
Hα
=1,13
theo bảng 6.14 trang 107.
tra bảng P2.3trang 250 ta được
K
Hv
=1,03

vậy
K
H
=1,06.1,13 .1,03=1,23
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc theo công thức 6.33 là:
σ
H
=274.1,67 .
0,77.
√
2.78885,61.1,23 .(4,2+1)
50,08 .4,2 .48,85
2
= 499,6 (Mpa)
¿[σ
H
]
thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thỏa mãn yêu cầu sau: công thức 6.43
và 6.44
σ
F1
=
2T
1
.K
F
.Y
ε

.Y
β
.Y
F1
b
w
.d
w1
.m
≤ [σ
F1
]
σ
F2
=
σ
F1
.Y
F2
Y
F1
≤ [σ
F2
]
T
1
: mômen xoắn trên bánh chủ động Nmm
m: môđun pháp, m=2
b
w

: chiều rộng vành răng, b
w
=50,08(mm)
d
w1
: đường kính vòng lăn bánh chủ động mm
Y
ε
=
1
ε
α
=
1
1,69
=0,59
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với
ε
α
là hệ số trùng
khớp ngang tính theo 6.38a và 6.38b.
Y
β
=1−
β
0
140
=1−
10,17
140

=0,93
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y
F1
,Y
F2
: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
15
15
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
đương (Z
v1
=Z
1
/
cosβ
3
=27,2
và Z
v2
= Z
2
/
cosβ
3
=114,5
) và hệ số dịch chỉnh tra bảng

6.18.
Tra bảng 6.18 trang 109 ta được Y
F1
= 3,8 và Y
F2
= 3,60
K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 trang 109:
K
F
=
K
Fβ
.K
Fα
. K
Fv
K
Fβ
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng tra bảng 6.7 với 
bd
= 1,07 thì
K
Fβ
=1,14
K
Fα
:

Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14 được
K
Fα
=1,37
K
Fv
: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng
P2.3 trang 250 ta được K
Fv
=1,07
vậy K
F
= 1,14.1,37.1,07 = 1,67
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc là:
σ
F1
=¿

2.78885,61.1,67 .0,59.0,93 .3,8
50,08.48,85 .2
= 112,28 (MPa)
σ
F2
=
112,28.3,60
3,8
= 106,37 (MPa)
Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thỏa mãn.
c. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
16
16
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải K
qt
=
T
max
T
=2
theo bảng P1.3 T momen xoắn danh nghĩa; T
max
momen xoắn quá tải.
Theo công thức 6.48 ta có ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ
Hmax
=σ
H
.
√
K
qt
≤[σ
H
]
max

=499,6.
√
2
=706,5 (MPa)
≤[σ
H
]
max
Theo công thức 6.49 ta có ứng suất uons cực đại:

σ
Fmax
=σ
F
. K
qt
≤[σ
F
]
max

σ
F1max
=σ
F1
. K
qt
≤ [σ
F1
]

max
=112,28.2=224,56 (MPa)

σ
F2max
=σ
F2
. K
qt
≤ [σ
F2
]
max
= 106,37.2 =112,74 (MPa)
Như vậy
σ
F1max
,σ
F2max
<[σ
F
]
max
và
σ
H
<[σ
H
]
max

thỏa mãn điều kiện quá tải.
Bảng thông số:
Thông số Kí hiệu Kết quả
Khoảng cách trục a
w1
127 mm
Đường kính chia D d
1
=48 mm
d
2
=202,03 mm
Đường kính lăn d
w
d
w1
=48,85 mm
d
w2
= 205,17 mm
Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
=52 mm
d
a2
=206,03 mm
Đường kính đáy răng d
f

d
f1
=43 mm
d
f2
=197,03 mm
Góc profin gốc
α
20
o
Góc profin răng
α
t
20,29
o
Hệ số trùng khớp ngang
ε
α
1,69 mm
II. Tính toán bộ truyền ngoài ( bộ truyền xích).
1.Chọn loại xích.
Để chọn loại xích làm việc với tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, yêu cầu tuổi
thọ cao vì vậy ta chọn loại xích con lăn. Do giá thành rẻ và có độ bền mòn
cao. Chọn loại xích con lăn 2 dãy
2. Tính số răng đĩa xích :
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
17
17
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

KHOA: CƠ KHÍ
-Theo bảng 5.4/t 80/q1 ứng với u
x
= 4 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ
Z
x1
= 23
Từ đó ta có số răng đĩa xích lớn : Z
x2
= u
x
. Z
x1
= 4.23 = 92 răng
Ta chọn Z
x2
= 92 răng < Z
max
= 120 (răng) , thoả mãn
3

. Tính số mắt xích và khoảng cách trục.
Chọn xích 2 dãy có bước xích p=32mm, chọn n
01
= 200 ta thấy P
t
=
5,4<[P]=11kw
- Tính sơ bộ khoảng cách trục :
a = (30-50)p chọn khoảng cách trục a= 32p=32.32=1024 mm

Theo công thức 5.12/t 85/q1 : ta có số mắt xích.
x
c
=
p
a2
+
2
21
zz
+
+
a
pzz
2
2
12
4
.)(
π
−
(II -21)
⇒ x
c
=
2.1024
32
+
23+92
2

+
(92−23)
2
.32
4.π
2
.1024
= 125,27
Để tránh phải sử dụng mắt xích nối ( làm yếu xích ) Ta chọn số mắt xích là
chẵn để hạn chế ứng suất lặp lại trên xích .
Chọn x
c
= 125 mắt.
-Tính chính xác khoảng cách trục a:
Theo công thức 5.13/t 85/q1 ,ta có :
a
∗
= 0,25.p
( )

















−
−+−++−
2
12
2
1212
)(
2)](5,0[5,0
π
zz
zzxzzx
cc
a
∗
=0,25.32.
69
π
¿
¿
[
125−0,5.115
]
2
−2.¿
125−0,5.115+

√
¿
¿
a
∗
= 927,12 mm
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục
vừa tính được một lượng : a = ( 0,002…0,004). a
∗

Chọn a = 0,004. a
∗
= 0,004 .927,12 = 3,71 mm
a = a* - ∆a =927,12– 3,71= 923,4 mm
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
18
18
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
vậy lấy a = 923 mm.
Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề đĩa xích trong một giây :
i =
1 1
.
15.
c
z n
x
≤ [i]

⇒ i =
23.45
15.125
= 0,55 < 30=[i]
Tra theo bảng 5.9/t 85/q1, ta có [i] = 30  thỏa mãn.
4. Tính kiểm nghiệm về độ bền xích:
Theo hệ số an toàn: Theo công thức 5.15/t85/q1, ta có:
s =
Q
k
đ
F
t
+F
0
+ F
v
≥ [s]
Trong đó:
• Q – tải trọng phá hỏng . Theo bảng 5.2/t78 ta lấy Q =113,4kN
• k
đ
– hệ số tải trọng động . Trường hợp tải tĩnh, chọn k
đ
= 1
• F
t
– lực vòng trên đĩa xích: F
t
= 1000P/v

v - vận tốc trên đĩa dẫn z
1
:
v = 0,60
⇒ F
t
=
1000.5,4
0,60
= 9000 N
• F
0
-Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:
F
0
= 9,81. k
f
. q. a
Trong đó k
f
là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:
Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,02.a = 0,02.923= 18,46 mm
k
f
= 2, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40
o

so với phương nằm ngang; khối lượng 1 mét xích. Tra
bảng 5.2 trang 78 [1],có q = 5kg
⇒ F

0
= 9,81.2.5.0,923= 90,55 (N)
• F
v
- Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:
F
v
= q. v
2

⇒ F
v
= 5. (0,60)
2
= 1,8 (N)
Từ đó, ta tính được: s =
113400
1.9000+90,55+1,8
= 12,47
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
19
19
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
Theo bảng 5.10 /t86/q1, ta có: [s] = 8,2
⇒ s = 12,47 > [s] = 8,2 . Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
5. Tính đường kính các đĩa xích:
Theo công thức 5.17/t86/q1, ta có:
• Đường kính vòng chia d

1
và d
2
:
d
1
=








1
sin
z
p
π
=
32
sin ⁡(
180
23
)
= 235 mm Ta lấy d
1
= 235 mm
d

2
=








2
sin
z
p
π
=
32
sin ⁡(
180
92
)
= 937,3 mm Ta lấy d
2
= 937 mm
• Đường kính vòng đỉnh d
a1
và d
a2
:
d

a1
= p[0,5 + cotg(π/z
1
)] = 32. [0,5 + cotg(180
o
/23)] = 248,8 mm
Ta lấy d
a1
=249 mm
d
a2
= p[0,5 + cotg(π/z
2
)] = 32. [0,5 + cotg(180
o
/92)] = 952,7mm
Ta lấy d
a2
=953 mm
6. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:
σ
H
= 0,47.
√
k
r
.(F

t
. K
đ
+ F
v đ
).E
A.k
đ
≤ [σ
H
] 5.18/tr87/q1
Trong đó: [σ
H
] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa theo bảng 5. 11
với vật liệu làm đĩa xích là Thép 45 được tôi cai thiện với HB=210
[σ
H
]=600MPa, là đủ đảm bảo yêu cầu về độ bền của đĩa xích.
F
t
- Lực vòng trên xích tải, F
t
= 9000 N
F
vd
- Lực va đập trên m dãy xích (m = 2), tính theo công thức:
F
vd
= 13. 10
-7

. n
1
. p
3
. m 5.19
⇒ F
vd
= 13. 10
-7
. 45. (32)
3
. 2 = 3,83 N
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
20
20
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ

k
đ
- Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k
d
=
2 (xích 2 dãy)
K
đ
= 1 Hệ số tải trọng động
k
r

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào
z tra trang 87/q1, với z
1
= 23 ⇒ k
r
= 0,42
E =
21
21
.2
EE
EE
+
- Mô đun đàn hồi , với E
1
, E
2
lần lượt là mô đun
đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 10
5
Mpa;
A - Diện tích chiếu của bản lề, mm
2
, theo bảng 5. 12/t87/q1, do
xích là xích 2 dãy nên ta có: A = 306 mm
2
;
Thay các số liệu trên vào công thức σ
H
ta tính được:

- ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 1:
σ
H1
= 0,47.
√
0,42.
(
9000.1+3,83
)
.2,1 . 10
5
306.2
=535,4 Mpa
- ứng suất tiếp xúc σ
H
trên mặt răng đĩa xích 2:
Với: z
2
= 92 ⇒ k
r2
= 0,22;
σ
H2
= 0,47.
√
0,22.
(
9000.1+3,83

)
.2,1 . 10
5
306.2
= 319,46 Mpa
Theo bảng 5.11/t 86 /q1ta chọn được [σ
H
] = 600 MPa
Như vậy: σ
H1
= 535,4 MPa < [σ
H
] = 600 MPa ;
σ
H2
= 319,46 MPa < [σ
H
] = 600 MPa;
Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là thép 45, phương pháp nhiệt luyện
là tôi cải thiện.
7. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Lực căng trên bánh chủ động F
1
và trên bánh bị động F
2
:
F
1
= F
t

+ F
2
; F
2
= F
0
+ F
v

Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F
0
và F
v
nên F
1
= F
t
vì vậy
lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức 5.20/t88/q1:
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
21
21
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
F
rx
= k
x
. F

t

Trong đó: k
x
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích, với k
x
= 1,15
khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc α
¿
55
o
F
t
- Lực vòng trên xích tải F
t
= 9000 N
Vậy F
rx
= 1,15. 9000 = 10350 N
PHẦN III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN.
I. Thiết kế trục.
1. Chọn vật liệu.
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng va đập nhẹ .Chọn vật liệu chế tạo trục là
thép 45 theo bảng 6.1 ta có
σ
b
=600 MPa
, thường hóa
σ
ch

=340MPa Ứng suất
xoắn cho phép
[τ ]=15… 30 MPa
.
2. Tính toán thiết kế trục.
Xác định sơ bộ đường kính trục.
Đường kính trục trong hộp giảm tốc có thể được chọn gần đúng theo
công thức 10.9/tr188/q1, sau:
d ≥
3
√
T
i
0,2.
[
τ
]

Trong đó: T
i
- mô men xoắn của trục thứ i;
T
I
= 78885,61 Nmm; T
II
=307553,37 Nmm;
[τ] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45.
[τ] = (15…30) MPa; ta chọn [τ] = 15 MPa.

d

1
=
3
√
T
I
0,2[τ]
=
3
√
78885,61
0,2.15
=29,74 mm
;
d
1
= 30 mm
d
2
=
3
√
T
II
0,2[τ]
=
3
√
307553,37
0,2.15

=46,8mm
;
d
2
= 47 mm

Từ đó ta có kết quả như sau: d
2
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
22
22
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
- Đường kính sơ bộ của trục I:
d
1
= 30 mm;
- Đường kính sơ bộ của trục II:
d
2
= 47 mm;
Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được
gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 /t189/q1, ta có:
- Với:
d
1
= 30 mm ⇒ b
o1
= 19 mm;

- Với:
d
2
= 47 mm ⇒ b
o2
= 25 mm;
3.Xác định các khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực.
Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, có các kí hiệu:
k: Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc.
i: Số thứ tự của chi tiết trên trục đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải.
l
ki
: Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k.
l
mki
: Chiều dày moayơ của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i) trên
trục k.
b
ki
: Chiều rộng vành răng thứ i trên trục k.
l
cki
: Khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
23
23
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
giảm tốc đến gối đỡ. -

Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
Chiều dài moayơ bánh răng trụ và đĩa xích theo 10.10/tr189/q1
l
m12
=(1,2... 1,5).d
1
= (1,2... 1,5).30=(36... 45) chọn l
m12
=40mm
l
m13
=(1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).30=(36... 45) chọn l
m13
=45mm
l
m22
=(1,2…1,5).d
2
= (1,2…1,5).47=(56,4... 70,5) chọn l
m22
= 50mm
Chiều dài moayơ nửa khớp nối, ở đây chọn nối trục vòng đàn hồi: theo
10.13 ta có:
l
m23
= (1,4…2,5).d
2
= (1,4…2,5).47=(65,8...117,5) chọn l

m23
=100mm
Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3/t189/q1, ta có:

k
1
:Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong
của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:
k
1
= (8…15) mm; lấy k
1
= 10 (mm);

k
2
:
Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k
2
= (5…15) mm; lấy k
2
= 11 mm;

k
3
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:
k
3
= (10…20) mm; lấy k

3
= 15 mm;

h
n
: Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:
h
n
= (15…20) mm; lấy h
n
=18 mm
Xác định chiều dài của các đoạn trục:
+ Trục I:
l
c12
= 0,5(l
m12
+ b
o1
) + k
3
+ h
n
= 0,5(40 + 19) + 15 + 18 = 62,5 mm
Theo bảng 10.4/tr 191: l
12
=-l
c12
= 62,5mm
Theo bảng 10.4: l

13
=0,5.(l
m13
+ b
o1
) + k
1
+ k
2
=0,5.(45 + 19) +10 + 11= 53 mm chọn l
13
=53mm
l
11
= 2.l
13
= 2.53=106 mm
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
24
24
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
KHOA: CƠ KHÍ
+ Trục II:
l
c22
=0,5.(l
m22
+b
o2

)+k
3
+h
n
=0,5.(60+25)+15+18= 75,5
l
21
= l
11
= 106
l
c23
= 0,5.(l
m23
+b
o2
)+k
1
+k
2
= 0,5.(100+25)+10+11= 83,5mm
chọn l
c23
= 84mm vậy l
23
= l
c23
+l
21
=84+106= 190mm

vậy l
22
=l
13
=53mm
4.Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh răng trụ nên ta có sơ đồ lực tác dụng lên các
trục như sau:
F
a2
F
a1
F
r1
F
r2
F
t2
F
t1
n
1
n
2
Frd1
Frx2
y
z
x
Sơ đồ phân tích lực chung cho các trục

Vậy ta có các lực tác dụng lên trục là: theo 10.1 trang 184/quyển 1
-Lực vòng trên bánh răng: Ft
11
=Ft
12
=
2.T
1
d
w1
=
2.78885,61
48,85
=3229,7(N)
-Lực hướng tâm: Fr
11
= Fr
2
=
Ft
11
.tan(α
t w
)
cos β
=
3229,7. tan 20,29
cos10,17
= 1213,12 (N)
Giáo viên hướng dẫn : Trần Quyết Tiến

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Duy
25
25