CAO văn QUANG

Lời nói đầu
Môn học Chi tiết máy là một trong những môn học cơ sở chuyên ngành giúp cho
sinh viên học tập các môn chuyên ngành sau này được tốt hơn. Đặc biệt trong quá
trình học của môn học có một phần làm đồ án môn học dành cho sinh viên. Mục
đích giúp sinh viên biết phương hướng nghiên cứu , lựa chọn tối ưu khi thiết kế
,rèn luyện kĩ năng tính toán để thực hành thiết kế một số chi tiết máy đơn giản
,đồng thời giúp sinh viên tổng hợp một số kiến thức cơ bản về sức bền , vẽ kĩ
thuật,và biết cách tra cứu sổ tay,tài liệu …
Trong đồ án này nhiệm vụ chủ yếu là thiết kế và lắp đặt hệ thống dẫn động xích tải
gồm bộ truyền xích .Các phần tính cơ bản là tính chọn động cơ điện,tính toán bộ
truyền cơ khí,chọn ổ lăn,chọn hộp giảm tốc và các chi tiết máy chuẩn khác.Nhiệm
vụ cuối cùng là thực hiện bản vẽ : hộp giảm tốc ,bánh răng.Đây là bước giúp sinh
viên rèn luyện tính thận trọng,tỉ mỉ và đầu óc tư duy sáng tạo để hoàn thành nhiệm
vụ công việc được giao
Với những kiến thức đã được học,cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy Vũ Thế
Truyền trong thời gian qua tôi đã hoàn thành nhiệm vụ đồ án của môn học
này.Nhưng do đây là lần đầu tiên làm đồ án môn học nguyên lí máy nên không
tránh khỏi những thiếu sót.Em rất mong được sự góp ý của thầy giáo để đồ án môn
học của tôi được hoàn thiện hơn.Cuối cùng tôi xin chân thành cảm ơn giúp đỡ của
thầy giáo trong thời gian qua
Thái nguyên , ngày 19 tháng 11 năn 2016
Sinh viên

CAO VĂN QUANG
1


MỤC LỤC
CHƯƠNG I : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 : Chọn động cơ
1.1.1: Xác định công suất động cơ

1.1. 2 : Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
1.1.3 : Quy cách chọ động cơ:
1.2: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.3 : TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC
1.3.1 : công suất tác động nên trục
1.3.2:số vòng trên truc
1.3.3 : BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN
Chương 2 :Tính toán thiết kế chi tiết máy
2.1 : Thiết kế bộ truyền xích
2.1.1.:. Tiết diện xích
2.1.2 : Xác định bức xích:
2.1..3 : Xác định lực căng ban đầu và lực căng trên trục :
2.1.4 : kết quả tính toán
2.2 .Tính toán thiết kế các bộ truyền Ngoài
2.2.1: Thiết kế bộ truyền : Bộ truyền bánh răng
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép :
2.2.3. Xác định các thông số của bánh răng :
2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp :
2


2.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
2.2.8 Tính Toán Thiết Kế Trục
2.2.9 .Thiết kế Trục I :
2.2.10. Thiết kế trục II :
2.2.11. Thiết kế trục III :
2.2.12. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh :
2.2.13. Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng :

2.2.14.Tính toán thiết kế Ổ Lăn
2.2.15.Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh :
Tài liệu tham khảo

3


Chương1 :Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền :
•

1, Tính chọn động cơ :

•

Công suất yêu cầu động cơ :

Công suất trêntrục động cơ điện được xác định theo công thức:
=

(1)

Trong đó : – công suất cần thiết trên trục động cơ , kW
– công suất tính toán trên trục công tác , kW
– hiệu suất truyền động
Do tải trọng thay đổi:
= =( 2 )
Trong đó : = 4 ( h ) = 240 ( phút )
= 3 ( h ) = 180 (phút )
= 8 ( h ) = 480 (phút )
= 1,5

= 0,75
Thay số liệu vào (2 ) ta tínhđược :
= = 3,25( KW )
Theo côngthức (1 ) ta có :
= =
Thay số liệu và tra bảng 2.3 trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ :
+ Bộ truyền bánh răng trụ : = 0,98
+ Bộ truyền xích : : = 0,95
+ Một cặp ổ lăn : = 0,99
4


+ Khớp nối : = 0,99
Hay :
= = 3,94 ( KW )
•

Số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Số vòng quay của trục máy công tác đĩa xích tải là :
= == 19,2 ( vòng / phút )
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
= . = ..
Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho các bộ truyền trong hệ ta được :
= . . = 19,2 .8 . 5 = 768 (vòng / phút )
Chọn số vòng quay đồng bộcủa động cơ : = 1000 ( vòng / phút )
Theo bảng P1.3 Phụ lục với:
= 3,94kW và = 1000 ( vòng / phút ) dung kiểu động cơ :
Động cơ :4A112MB6Y3 có :
= 5,5kW , = 960 ( vòng / phút )

•

Phân chia tỷ số truyền :

A, Tỷ số truyền của hệ dẫn động tính theo công thức :
=

(3)

Trong đó : - số vòng quay của động cơđã chọn , vòng/ phút
- số vòng quay của trục máy công tác ,vòng /phút
Thay số liệu vào (3) ta được :
= = =50
B, Phân phốitỷ số truyền của hệ cho các bộ truyền :
5


= .
Trong đó:
Ti số truyền của bộ truyềnn goài hộp giảm tốclà tỷ sốcủa bộ truyền xích ( )
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Tra bảng 2.4 tỉ số truyền các bộ truyền : = = 5
Do đó ta tính được : = = = = 10
Mà ta có : = .
Tra bảng 2.4 tỉ số truyền của bộ truyền : = 0,7332.=3,23
Vậy : = .suy ra = = 3,10
Tính lạ igiá trịcủa theo trong hộ pgiảm tốc :
=

= =5

C.Xác định công suất ,monen và sốvòng quay trên các trục:
Công suất làm việc trục : = = =3,85
Công suấttrêncác trục :
= = =3,93 ( kw )
= = = 4,13 ( kw )
= = = 4,35 ( kw )
= = = 4,62 ( kw )
Số vòng quay trên các trục :

= = = 297,21 ( vòng / phút )
= = = 95,88 ( vòng / phút )
= = = 19,18 ( vòng / phút )
6


Momen trên các trục :
= = =54713,54 ( Nmm )
= = = 139774,91 ( Nmm )
= = = 411363,16 ( Nmm )
=

Trục thong
số
Côngsuất P
kW
Tỉ số truyền
u
Số vòng
quay n(v/p)

Moomen
xoắn
T(N.mm

Động cơ

2

3

4

5,5

4,35

4,13

3,93

5

=3,23

960

297,21

95,88

54713,54

139774,91

411363,16

=3,10
19,18

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
TRUYỀN ĐỘNG XÍCH
2 CÁC THÔNG SỐ
KN

7


u

2.1CHỌN LOẠI XÍCH
Do điều kiện làm việc êm vàhiệu suấ tcủa bộ truyền xích yêu câu cao nên ta chọn
xích ông con lăn
2.2 chọn số răng đĩa xích
chọn= 19
5.19=95chọn95
2.3 xác định bướ cxích
Bước xích p được tra bảng 5.5 trang 81 với đk

Ta có
Ta chọn bộ truyền xich thin ghiêm là bộ truyên xích tiêu chuan có số răng và vận

tốc nhỏ nhất

tacó
1,32
0,42
k

(1)

k được tính tư cá hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với

8


– hệ số kể đến ảnh hưởng của v ịtríbộ truyền1,25
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích1
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xich1
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn0,8
hệ số tải trọng động ,kể đến tính chất của tải trọng1,3
hệ số kể đếnchế độ làm việc của bộ truyền1,25
Từ 1 ta có k1,63
Công suấ tcần truyền P=5,5kN
Do đó ta có5,5.1,63.1,32.0,42=4,97
Tra bảng 5.5 trang 81 ta có điều kiện sau
Ta được như sau
Bướ cxích p=19,05mm
Đường kính chốt
Chiều dài ống B=17,75mm
Công suất cho phép P=8,38Kw
2.4 xác định khoảng cách trục và ổ mắt xich

Chọn sơ bộ a=40.p=40.19,05=762mm
Số mắt xích
X=mm
Chọn số mắt xích là chẳn x=140
Chiều dài xích L=x.p=140.19,05=2667 mm

9


=470,91mm
Để xích không quá căng ta cần giẩm a một lượnga=
Ta cóa=.0,003=1,41mm
Do đó a=Δa
số lần va đập của xích I
số lần va đập cho phép của xích35
i
2.5 kiểm nghiệm xích về độ bền
svới Q là tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2 trang 78
ta có p=19,05mm: Q=31,8kN

v

là lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinhra

Trongdo
Ta có suy ra .17,50
10


Do vậy s=

Suy ra thỏa mãn đk bền
2.6 đường kính dĩa xích
Đường kính vòng chia

Đường kích đỉnh răng
9,99mm

10,03mm
Bán kính đáy r=0,5025 mm
Với
Đườn gkính chân răng
=
=
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về đọ bền tiếp xúc
(2)
Hệ sốtải trọng động theo đề bài ta chọn1
A là diện tích chiếu củabản lề tra bảng 5.12 ta có A=106m
suy ra
11


Lực va đập trên m dây xích13.
E là moodun đàn hồ itính bằng công thức sau
E=
Do
Từ 2 ta có=
Tra bảng 5.11 trang 86 ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45 độ rắn HB170 với
các đặc tính tôi cả I thiện có
Xác định lực tác dụng lên các trụ

Do góc trên

Thong số

Ký hiệu

Giá trị

Loại xích

Xích ống con lăn

Bước xích

p

19,05 (mm)

Số mắt xích

x

140

Chiều dài xích

l

2667(mm)

Khoảng cáchtrục

A

106(mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

19

Số răng đĩa xích lớn

95

Đường kính vòng chia đĩa
xich nhỏ

6601,19(mm)

Đường kính vòng chia đĩa

(mm)
12


xính lớn
Đường kính vòng đỉnh đĩa
xích nhỏ

9,99 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa
xích lớn

10,03 (mm)

Lực tác dụng lên trục

(N)

Đường kính chân răng đĩa
xích nhỏ

(mm)

Đường kính chân răng đĩa
xích lớn

(mm)

3 :Tính toán thiết kế các bộ truyền
3.1 :Thiết kế bộ truyền trong : Bộ truyền bánh răng
3.1.1. Chọn vật liệu :
- Do công suất truyền tải không lớn lắm ,không có yêu cầu gì đặc biết về vật liệu ,
để thống nhất trongthiết kế ở đây chọnvật liệu haicấp nhưng hau cụ thể chọn thép
45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên
nhiệ tluyện bánh răng lớ n đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn
vị
•
•

+ ( 10 … 15 ) HB
Bánh nhỏ :

+ Thép 45 tôi cả ithiện
+ Đạt độrắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa
+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
13


•

Bánh lớn :

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

( 1)
( 2)

Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn chophép ứng
với số chu kì cơ sở
, – hệ số an toànkh tính về tiếp xúc vàu ốn
Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70
= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75

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

= 2 + 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa
14


= 2 + 70 = 2 . 250 +70 = 570 MPa
= 1,8 = 1,8 . 260 = 468 MPa
= 1,8 = 1,8 . 250 = 450 MPa
– hệsố xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7
*Tính hệ số và – hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền :
=
=
ở đây : , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30


= 30 = 30 . = 1,87 .

= 30 = 30 . = 1,7 .
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4 .đối với tất cả các loại thép
, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương .Khi bộ truyền làm việc với tả itrọng
thayđổi :
= 60c
=
= . = 0,25
Do đó = 1
Suy ra do đó = 1
15


Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :
[] =
[] = = 536,36
[] = = 518,18
Với bộ truyền bánh răng trụ thằng ,ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá trị trung
bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1,25 []
[] = = = 527,39 1,25 []
•

Kiểm tra sơ bộ ứng suất :

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

=

= .=
Vì do đó: = 1 và = 1
Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được :
[] =
[] = = 267,43 MPa
[] = = 257,14 MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
[ = 2,8 . = 2,8 . 580 = 1624 MPa
[ = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 580 = 464 MPa
16


[ = 2,8 . = 0,8 . 450 = 360 MPa
3. Xác định các thông số của bánh răng :
A, Xác định sơ bộ khoảng các htrục :
Theo công thức :
= .( .

(*)

+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 với
cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : = 49,5 MP
+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động ,Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
+ u – tỉ số truyền
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
+ , – cáchệsố . Trabảng6.6 : = 0,3
= 0,53. (u +1 ) = 0,53 . 0,3 . (3,23 + 1 ) = 0,67

Tra bảng 6.7 vớisơ đồ 6 : = 1,02
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. (3,23 +1 ) . =205,11 mm
Lấy = 206 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
= .
+ - hệ s ốphụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : = 77
MP
= 77 . = 56,36 mm
17


4. Xác định các thong số ăn khớp :
4.1. Xác định môđun :
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) .= ( 0,01 0,02 ) .206 = (2,06 )
Để thốngn hất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m =
3
4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x :
Ta có góc nghiêng = 0 , số răngbánhnhỏ :
= = = 32,46
Lấy = 32
Số răng bánh lớn : = . = 32.3,23 =103,11
Lấy = 104
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 3,25
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 204 mm
4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏamãn điều kiện :

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

(*)
18


+ – là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :
tg= cos . tg = 0 =>= 0
+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20
a=0,5m.()=108
+ = arcos ( ) = arcos ( ) =60,16
Thaysốliệuvào (*) ta có :
= =

= 1,52

Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tínht heo công thức :
= =0
Với là chiềurộng vành răng :
= . = 0,3 . 204 = 61,2mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,75


= = 0,86

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (1 )
+ – hệ sốkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,tra bảng 6.7
ta được : = 1,02
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng thời ăn
khớp = 1

Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
19


v = = = 2,83 ( m/s )
Với v = 2,83 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 6. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 6 và suy ra =1,02
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 38
= . .v . = 0,006 . 38 .2,83 . = 5,12
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + =1,15
Theo (1 ) ta được : = . . = 1,02.1 .1,15=1,173
Thay các số liệu vào : = . . .
= 274 .1,52. 0,86 . = 332,82MPa
Xác định chính xá cứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2,83 m/s 2,5 m/s , = 1với cấp chính xác là động học là 8 , chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5…. 1,25m ,
do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1

Với

[ ] = [ ] . . . = 527,39 .1 .0,67 . 1 = 353,35

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trị cho phép :
= []
= []
20


Theo bảng 6.7 : = 1,05 , theobảng 6.14 với v 5 m/s và cấp chính xác là 8, = 1,27
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 56( tra bảng 6.16 )
Suy ra : = 0,016 . 56 .2,83 . =20,09
+ – hệ sốkể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + =1,47
Do đó : = . = 1,05 . 1,27 . 1,47 = 1,96
Ta có : = 1,74 => = = = 0,57
= 0

=> = 1 –

= 1

Số răng tương đương :
= = = 32

= = = 104
Theo bảng 6.18 ta được : = 3,80 , = 3,60
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 3 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] . . . = 267,43 . 1 .1 .1 = 267,43
[ ] = [ ] . . . = 257,14 . 1 .1 .1 = 257,14
Thay các giá trịvừa tính được vào công thức :
=

= 44,89MPa
21


= 44,89MPa [ ] = 267,43 MPa
= = = 42,53MPa [ ] = 257,14 MPa
6. Kiểmnghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải( thí dụl úc mở máy , hãm máy , … vv )
với hệ số quá tải :
=
Trong đó :là momen xoắn quá tải , T là monen dẫnhư ghĩa
Theo 6.48 với = = 2,2
= . = 332,82. =493,65MPa < [ = 1260MPa
Theo (6.49) :
= . =44,89. 2,2 =98,76MPa<[ = 464MPa
= . = 42,53. 2,2 =93,57MPa< [ = 360MPa


Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :
= = 56,36mm
= = .u = 56,36.3,25 = 183,17mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 .( 1 + - ) .m = 56,36 + 2 . ( 1 + 0 ) 3 =
=62,36mm
= + 2 .( 1 + - ) .m = 183,17+ 2 . ( 1 + 0 ) . 3= =189,17mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 56,36 – 2,5 . 3 =48,86 mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m =183,17– 2,5. 3 = 175,67 mm
22


Các thong số và kích thước của bộ truyền :

Khoảng cách trục

= 206 mm

Môđun pháp

m = 3 mm

Chiều rộng vành răng

= 61,2mm

Tỉ số truyền

= 3,25

Số răng bánh răng

= 32 , = 104

Hệ số dịch chỉnh

=0, =0

Góc nghiêng của răng

=0

4 : Tính Toán Thiết Kế Trục
I . Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng thép 45 thường hóa
hoăc tôi cải thiện .
Thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau :
Độ rắn HB = ( 170 …217 )
Giới hạn bền : = 600 MPa
Giới hạn chảy : = 340 MPa
II . Tính toán thiết kế trục :
4.1.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng :

23


Bộ truyền bánh răng trụ :

== = = 1413 ( N) =
= = = = 3123,77 ( N) =
= = . tg = 1413 . tg 0 = 0 ( N )
4.2. Xác định sơ bộ trục đường kính trục :
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
d

mm

Tra bảng 1.7 ta được : = 20 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 15 mm
Với trục II ta có :

- ứng suất xoắn cho phép , MPa với vật liệu thép 45
= ( 14 … 20 ) MPa . Ta chọn = 20 MPa


= = 35,8 mm

Lấy = 40 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 23 mm
Với trục III :



= = 52 mm

Lấy = 50 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 27 mm
4,3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

24


Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo công
thức ( 10. 10)
= ( 1,2 … 1,5 ) . d
Với bánh răng 1 và động cơ ta có :
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 20 = 26 mm
Lấy = 25 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = 40 mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = 36 mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 50 = 60 mm
Lấy = 65 mm
Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi :
= ( 1,4 … 2,5 ) . = ( 1,4 … 2,5 ) . 50 = 65 mm
Lấy = 110 mm
Trị số các khoảng cách :
Khoảng cách từ mặt cạnh từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :
= ( 8….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :
= ( 5….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nặp ổ :
= ( 10….20 ) mm . Lấy = 15 mm
25