ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG
TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
1
Bộ công nghiệp
Trường Đại học Công nghiệp Tp HCM
Khoa Cơ khí
Bộ môn Cơ sở thiết kế máy
ĐỒ ÁN MƠN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Nhóm sinh viên thực hiện:
1.Trương Minh Tồn MSSV: 0609150
2. Bùi Thế Toại MSSV: 0502890
3. Phạm Cơng Trịnh MSSV: 0503039
4.Lê Văn Trọng MSSV: 0503494
ĐỀ TÀI
Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Phương án số: 13
Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1- Động cơ điện; 2- Bộ truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng
trục; 4- Nối trục đàn hồi; 5- Xích tải.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
2
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F(N) :4000
Vận tốc xích tải, v(m/s) : 1,2
Số răng đóa xích tải dẫn, z (răng) : 9

 Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trò các lực.
 Tính toán thiết kế trục và then.
 Chọn ổ lăn và nối trục.
 Chọn thân hộp, bulông và các chi tiết phụ khác.
4 Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.
5 Tài liệu tham khảo.
TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN
Tuần
lễ
Nội dung thực hiện
1 Nhận đề tài, phổ biến nội dung ĐAMH.
2 Tìm hiểu truyền động cơ khí trong máy.
Xác đònh công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền.
3-6 Tính toán thiết kế các chi tiết máy: các bộ truyền, trục (bố trí các chi tiết lắp
trên trục), chọn ổ, then, nối trục đàn hồi, thân HGT, chọn bulông và các chi
tiết phụ khác.
7-8 Vẽ phác thảo và hoàn chỉnh kết cấu trên bản vẽ phác.
9-12 Vẽ hoàn thiện bản vẽ lắp HGT.
13-14 Vẽ 01 bản vẽ chi tiết, hoàn thành tài liệu thiết kế (thuyết minh, bản vẽ).
GVHD ký duyệt.
15 Bảo vệ.
Các Thơng số thiết kế:
+ Lực vòng trên xích tải: P = 4000 (N)
+ vận tốc xích tải: v = 1,2 (m/s)
Số răng đóa xích tải dẫn, z (răng) : 9
Bước xích tải, p(mm) : 110
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
4
Thời gian phục vụ, L(năm): 5

Theo u cầu của đề ta có:
NNNNNNTTTTTT 8,0;9,0;8,0;9,0;
321321

Trong đó:
8.4
1000
2,14000
1000





vP
N
(KW)
Như vậy cơng suất tương đương của động cơ khi làm việc ở chế đọ tải thay đổi là:
(KW)52.4
121536
12)8.48,0(15)8.49,0(368.4
222
321
3
2
32
2
21
2
1


5
5
ol
.
.


kn.
Theo bảng (2-1) ta có:
d

=
=
0
0
,
,
9
9
6
6
→
→
H
H
i
i
ệ
ệ

i
i
br

=
=
0
0
,
,
9
9
8
8
→
→
H
H
i
i
ệ
ệ
u
u
s
s
u
u
ấ
ấ

b
b
á
á
n
n
h
h
r
r
ă
ă
n
n
g
g
kn

=1
→
→
H
H
i
i
ệ
ệ
u
u
s

→
→
H
H
i
i
ệ
ệ
u
u
s
s
u
u
ấ
ấ
t
t
m
m
ộ
ộ
t
t
c
c
ặ
ặ
p
p

ợ
ợ
c
c
:
:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
5


899,01995,0)98,0(96,0
5
2


03,5
899,0
52,4


td
ct
N
N
(KW)
- Theo nguyên lý làm việc thì công suất của động cơ phải lớn hơn công suất làm
việc (ứng với hiệu suất của động cơ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn
hơn công suất làm việc
72,72

xt
dc
n
n
i 
trong đó:
72,72
1109
2,1100060100060








pZ
n
xt

(vòng/phút)
vậy:
409,39
72,72
2900

xt
dc
n

Theo tiêu chuẩn ta chọn 4)53( 
dd
ii
Vậy tỷ số truyền của hộp sẽ là: 10
4
40

nh
ch
h
i
i
i
Ta lại có: 10
cnh
iii
47,3
88,2
10
88,2
2,1
10
2,1
)3,12,1( 
n
h
ccn
i
i
iii

knol
td



W)(659,4
98,0995,0
543,4
3
2
K
nn
N
N
brol





W)(778,4
98,0995,0
659,4
2
1
K
nn
N
N
brol

dc
i
n
n
9,208
47,3
725
1
2

n
i
n
n
55,72
88,2
9.208
2
3

c
i
n
n
Mơmem xoắn trên các trục:
)(8,14884
2900
52,4
1055,91055,9
66

= 2,88
n 2900 725 208,9 72,55
N 5,03 4,778 4,659 4,543
M
x
14884,83 62937,8 212989,2 598010,3
III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1.Thiết kế bộ truyền xích
)(3,598010
55,72
543,4
1055,91055,9
6
3
3
6
3
Nmm
n
P
T 
)(2,212989
9,208
659,4
1055,91055,9
6
2
2
6
2

1
=3 x 9=27 (răng)
theo bảng số liệu thiết kế ta có bước xích p =110mm
3. Đònh khoảng cách trục A và số mắc xích x
Số mắc xích được tính theo công thức:
Chọn sơ bộ A = (30÷50)p
A = (30÷50)110 = 3300 ÷5500 mm
Chọn A = 4500(mm)
Tính số mắc xích theo công thức (6-4) trang 102
X =
 
A
p
x
ZZ
p
A
ZZ
2
1221
2
.
2
2




= 100
4500





















2
12
2
2121
2
8
224

ZZZZ
X

















(mm)
* Để đảm bảo độ võng bình thường tăng một khoảng cách trục một khoảng:
A = 0,003A =0,003×4499  13,5 mm
vậy chọn A=4513( mm)
4. Tính đường kính vòng chia trên đóa xích
đóa dẫn: d
c1
= 6,321)9/sin(/110)/sin(/
1


zp (mm)
đóa bò dẫn: d
c2

: Chiều rộng ống
Tính A gần đúng theo công thức:
2 2 2
0,28 0,28 110 3388
A p mm
    vậy
0 0 0
0
3388
3388d b b
d
  
Chọn
0
30
d mm

0
3388
113
30
b mm
 
6. Tính lực tác dụng lên trục lắp đóa xích theo công thức (6-17)
R  K
t
x P =
31
7
106

y
0
= 2,8 mm, diện tích tiết diện A= 81 mm
2
.
Ta có cơng thức thực nghiệm 4.1 [1 tr 53]: D
1
= (5,2…6,4)
3
1
T
Với T
1
:mơmen xoắn trên trục bánh nhỏ cũng là trục động cơ, mm.
Suy ra D
1
= (5,2…6,4)
3
83,14884 = 128

157,4 (mm).
Chọn theo tiêu chuẩn D
1
= 140 (mm).Bảng 4.19 [1 tr 62].
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
10
Vậy vận tốc đai : )/(26,21
60000
140290014.3

1
2

D
D
2/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo bảng 4.14 [1 tr 60] ta có CT A=0,95 xD
2
= 0,95x560 = 532 (mm).
Kiểm tra A có thỏa điều kiện 0,55(D
1
+D
2
) + h

A

2(D
1
+D
2
)
Thay số 0,55(560+140) + 8

532

2(140+560)
385

532






Theo bảng tiêu chuẩn ta chọn chiều dài dây đai L=2500 (mm). (ở bảng 4.13 [1 tr 59] )
Kiểm nghiệm số lần uốn của đai trong 1 s:
504,8
5
.
2
26,21

L
V
i
i nhỏ hơn 10
max
i .
Vậy L= 2500 (mm)
4/ Xác định khoảng cách trục A theo chiều dài đai L:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
11


   
 
 
)(2,667

18057180 



 x
A
DD


Góc ôm đạt yêu cầu vì lớn hơn 120
0
( ở đây ta chọn đai sợi tổng hợp.(theo chú dẫn [1 tr
54].
6/Xác định số đai cần thiết(z):
z = P
1
K
đ
/ ([P
0
] C
α
C
1
C
u
C
z
)
với P

z
= 0.97
Vậy z = 5.03x1.35/(3.5x0.902x1.097x0.97)=2.02.
Chọn z = 2.
Chiều rộng bánh đai:
B =


)(3510215)12(21 mmxetz 
Với t, e tra bảng 4.21 [1 tr 63] với kí hiệu tiết diện đai A.
Đường kính ngoài bánh đai
Bánh dẫn:

hDD
n
2
11
 = 140+ 2x 3.3= 146.6 (mm)
Bánh bị dẫn:

hDD
n
2
22
 = 560+2x3.3=566.6 (mm)
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
12
Với h
0

:lực căng do lực li tâm sinh ra. Đối với trường hợp này bộ truyền không tự động điều
chỉnh được lực căng F
v
= q
m
v
2
=0.105x21.26
2
=47.46 (N)
Với q
m
khối lượng trên một đơn vị chiều dài đai. Tra bảng 4.22 [1 tr 64] được 0.105.
Suy ra F
0
= 780x5.03x1.35/(21.26x0.902x2) + 47.46= 185.6 (N)
Lực tác dụng lên trục F
R
F
R
= 2F
0
z sin( α
1
/2)=2x185.6 sin(144
0
/2)=353 (N).
V.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng:
Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau:

] = ( σ
0
Hlim
/ S
H
) Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) Y
R
Y
V
K
xF
K
FC
K
FL

) K
FC
K
FL
Với σ
0
Hlim,
σ
0
Flim
: lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x230+70 =
530 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 230 = 414.(với bánh chủ động).
S
H
và S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được
S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75 (với bánh chủ động).
K

H
= 6 và m
F
= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
N
HOcđ
= 30
4.2
HB
H
= 30x230
2.4
= 13972305

13.97x10
6
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
N
FE
và N
HE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :
N

bđ
= 208,9 .
T
i
: mô men xoắn.
T
max
= 598010,3 Nmm
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5

300

2

8 = 24000 (giờ)
suy ra với bánh chủ động


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x725x(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x 15(15+36+12) + 0.8

và N
EFcđ
> N
FOcđ
nên K
HLcđ
=K
FLcđ
=1.
Suy ra với bánh chủ động:
[σ
H
]
cđ
=530/1.1 = 481.8Mpa
[σ
F
]
cđ
= 414/1.75 = 236.6 Mpa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x220+70=510 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 220 = 396.

/ =24000x208.9x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x 15(15+36+12) +
0.8
6
x 12/(36+15+12))=612848.
Suy ra N
HEbđ
= 60x4224077 =.253444620
N
EFbđ
= 60x612848 = 36770880
Vì N
Hebđ
> N
HObđ
và N
EFbđ
> N
FObđ
nên K
HLbđ
=K
FLbđ
=1.
Suy ra [σ
H
]

F
]
bđ
= 396/1.75 = 226.3 MPa (N/mm
2
).
ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95]
[σ
H
]
max
= 2.8 σ
ch
= 2.8x 350 = 980 MPa
[σ
F
]
cđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 350 =280 MPa.
[σ
F
]
bđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 340 = 272 MPa.
3. tính sơ bộ khoảng cách trục:
Sử dụng công thức 6.15a [1tr 96] :


1) = 0.53 x0.4(3.47 + 1)=0.95 (CT 6.16 [1 tr 97].
Tra bảng 6.7 với Ψ
bd
= 0.95 và ở sơ đồ 5 ta được K
Hβ
= 1.07.
 T
1
momen xoắn trên trục bánh chủ động T
1
= 62937,8 Nmm.
 [σ
H
] ứng suất tiếp cho phép [σ
H
] = 481.8 Mpa.
 U tỉ số truyền u = 3.47
Vậy a
w
= 49.5(3.47+1) 6.198
4.047.38.481
07.18.62937
3
2

xx
x
mm
4. Xác định thông số bộ truyền

2
= 29+100= 129
Ta tính lại khoảng cách trục :a
w
= mz
t
/ 2 = 3x129/2=193.5.
Vậy tỉ số truyền thực u = z
2
/z
1
=100/29 =3.45.
Chọn a
w
= 195 theo tiêu chuẩn nên cần có hệ số dịch chỉnh.
5. tìm hệ số dịch chỉnh:
Tính hệ số dịch tâm y và hệ số k
y
:
Theo công thức 6.22 [ 1 tr 100] :y = a
w
/ m – 0.5(z
1
+z
2
)= 195/3 – 0.5(29+100) = 0.5.
CT 6.23 :k
y
= 1000y/z
t

] = 0.5[0.5148 – (100 – 29) 0.5/ 129] = 0.12
x
2
= x
t
– x
1
= 0.5148 – 0.12= 0.3948

0.395 (mm)
Góc ăn khớp : CT 6.27:
Cos α
tw
= z
t
mcosα / (2a
w
) = 129x 3 cos20
0
/(2x195) = 0.9325. Suy ra α
tw
= 21
0
10
’
39.98
”
.
6/ Các thông số hình học:
+ Môđun pháp tuyến: M





)(300
1
1003
cos
2
2
mm
Zm
d 





+ Đường kính vòng lăn
d
w1
= d
1
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
1
= 87 + [2x0.5 /(100+29)]87 = 87.7 mm

)(63.933)0148.012.01(287)1(2
111
mmxmxdd
ya

)(28.3083)0148.0395.01(2300)1(2
222
mmxmxdd
ya

+ Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z
2
- z
1
) = 0.5 x3 (100-29) = 106.5 mm
+ Khoảng cách trục: a
w
= 195 mm.
+ Chiều rộng bánh răng: b
w
= 78 mm.
+ Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
cos

=87 cos 20
0
= 81.75 mm

H
= Z
M
Z
H
Z
ε


HwwH
udbuKT

 )/()1(2
2
11
CT 6.33 [1 tr 105.
Trong đó :
Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được
Z
M
= 274.
Z
H
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với
(x
1
+ x
2

Nên Z
ε
= 3/)4(


 (6.36a).
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
18
Với ε
α
=
672.1
x3xcos202
39.98”.1021sin195291.28128.30875.8163.93
cos2
sin2
0
002222
2
2
2
2
2
1
2
1




Hα
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, đối với răng thẳng K
Hα
= 1.
Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng:
)/(66.6
1000
60
7257.8714,32
1000
60
2
11
sm
nd
V 







Với V = 6.66 (m/s) theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 7
K
Hv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ
lục [1 tr 250] với cấp chính xác 7,v= 6.66, răng thẳng và nội suy ta được 1.1565
Suy ra K


[σ
F1
].
σ
Fbđ
= σ
F1
Y
F2
/Y
F1

[ σ
F2
].
Trong đó : Y
ε
= 1/ ε
α
= 1/1.672 = 0.598:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Y
β
= 1-β/140 = 1- 0/140 =1.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
19
Y
F1
,Y

K
Fβ
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra
bảng 6.7 [1 tr 98] với sơ đồ 5 và ψ
bd
= 0.95 và nội suy ta có K
Fβ
= 1.15.
K
Fα
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng thẳng K
Fα
= 1.
K
Fv
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn:
K
Fv
= 1+


FF
wwF
KKT
db
1
1
2
CT 6.46.

7.877854.35
x
x
x
xx
= 2.678.
Suy ra K
F
= 1.15x1x2.678=3.079.
Suy ra σ
Fcđ
= 2x62937.8x3.079x0.598x1x3.72/(78x87.8x3)=41.96 MPa

[σ
Fcđ
] = 326.6
MPa.
σ
Fbđ
= 41.96 x 3.535/3.72 = 39.87

[σ
Fbđ
] =226.3 Mpa.
Vậy bánh răng cấp nhanh đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
VI . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
1. Chọn vật liệu thiết kế bánh răng:
Tra bảng 6.1 [1 tr 92] ta chọn như sau:
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền
b

Hlim
/ S
H
) Z
R
Z
V
K
xH
K
HL
[σ
F
] = ( σ
0
Flim
/ S
F
) Y
R
Y
V
K
xF
K
FC
K
FL
.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z

K
FL
Với σ
0
Hlim,
σ
0
Flim
: lần lược là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số
chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được :σ
0
Hlim
= 2HB+70=
2x260+70=590 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 260 = 468.(với bánh chủ động).
S
H
và S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1 tr 94] ta được
S
H
= 1.1 và S
F
= 1.75 (với bánh chủ động).
K
FC
hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.K

F
= 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
N
HO
số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
N
HOcđ
= 30
4.2
HB
H
= 30x260
2.4
= 18752419

18.75x10
6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
21
N
FO
= 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
N
FE
và N
HE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương :

T
i
: mô men xoắn.
T
max
= 598010,3 Nmm
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5

300

2

8 = 24000 (giờ)
suy ra với bánh chủ động


iii
tnTT
3
max
/

= 24000x208.9x(1
3
x 36/(36+15+12) + 0.9
3
x 15(15+36+12) + 0.8
3
x

> N
FOcđ
nên K
HLcđ
=K
FLcđ
=1.
Suy ra với bánh chủ động:
[σ
H
]
cđ
=590/1.1 = 536 MPa
[σ
F
]
cđ
= 468/1.75 = 267.4 MPa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim
= 2HB+70= 2x250+70=570 và σ
0
Flim
= 1.8HB = 1.8x 250 = 450.
S
H

max
/ =24000x72.55x(1
6
x 36/(36+15+12) + 0.9
6
x 15(15+36+12) +
0.8
6
x 12/(36+15+12))=212839.
Suy ra N
HEbđ
= 60x1467002 =88020140
N
EFbđ
= 60x212839 = 12770355
Vì N
Hebđ
> N
HObđ
và N
EFbđ
> N
FObđ
nên K
HLbđ
=K
FLbđ
=1.
Suy ra [σ
H

bđ
= 450 / 1.75 = 257.1 MPa (N/mm
2
).
ứng suất quá tải cho phép: sử dụng phương trình 6.13, 6.14 [1 tr 95]
[σ
H
]
max
= 2.8 σ
ch
= 2.8x 650 = 1820 MPa
[σ
F
]
cđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 650 =520 MPa.
[σ
F
]
bđmax
= 0.8 σ
ch
= 0.8x 550 = 440 MPa.
3. khoảng cách trục: a = 195 vì cùng khoảng cách trục với cấp nhanh.
4. Xác định thông số bộ truyền
Modun m= (0.01


t
/ 2 = 3x128/2=192.
Vậy tỉ số truyền thực u = z
2
/z
1
=95/33 =2.878.
Vì ta chọn khoảng cách trục a
w
= 195 nên có hệ số dịch chỉnh.
5. tìm hệ số dịch chỉnh:
Tính hệ số dịch tâm y và hệ số k
y
:
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
23
Theo công thức 6.22 [ 1 tr 100] :y = a
w
/ m – 0.5(z
1
+z
2
)= 195/3 – 0.5(33+95) = 1.
CT 6.23 :k
y
= 1000y/z
t
= 1000x1 / 128 = 7.8125.
Tra bảng 6.10a [1 tr 101] ta được k

2
= x
t
– x
1
= 1.0544 – 0.285

0.77. (mm)
Góc ăn khớp : CT 6.27:
Cos α
tw
= z
t
mcosα / (2a
w
) = 128x 3 cos20
0
/(2x195) = 0.925. Suy ra α
tw
= 22
0
17
’
45.82
”
.
6/ Các thông số hình học:
+ Môđun pháp tuyến: M
n
= 3 (mm)



)(285
1
953
cos
2
2
mm
Zm
d 





+ Đường kính vòng lăn
d
w1
= d
1
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
1
= 99 + [2x1 /(95+33)]99 = 100.55 mm
d
w2

)(29.2953)0544.077.01(2285)1(2
222
mmxmxdd
ya

+ Khoảng cách trục chia a = 0.5m(z
2
+z
1
) = 0.5 x3 (95+33) = 192 mm
+ Khoảng cách trục: a
w
= 195 mm.
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Nhóm 18
GVDH: Nguyễn Minh Tuấn
24
+ Chiều rộng bánh răng: b
w
= 78 mm.
+ Đường kính cơ sở : d
b1
= d
1
cos

=99 cos 20
0
= 93.03 mm
d
b2

M
Z
H
Z
ε


HwwH
udbuKT

 )/()1(2
2
11
CT 6.33 [1 tr 105.
Trong đó :
Z
M
hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 ta được
Z
M
= 274.
Z
H
hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: tra bảng 6.12 với
(x
1
+ x
2
)/(z
1

ε
= 3/)4(


 (6.36a).
Với ε
α
=
588.1
x3xcos202
45.82”.1722sin195281.26729.29503.9338.106
cos2
sin2
0
002222
2
2
2
2
2
1
2
1






