Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ.
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
P
lv
=
)(6
1000
12000.0,5
1000
F.v
Kw
==
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
P
yc
= P
ct
/η.
Trong đó: η là hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
η = η
đ.
.η
4
ol
.η
2
br

.1 = 0,89
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:
P
yc
= P
ct
/η = 6/0,89 = 6,74(Kw).
1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:
Số vòng quay trên trục làm việc:
N
lv
=
)/(1,28
340.14,3
5,0.60000
.
.1000.60
phvg
D
v
==
π
Trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv
.u
t

.u
t
= n
lv
.u
đ
.u
h
= 28,1.50 = 1405(vg/ph)
1.1.3. Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : P
đc

≥
P
yc
, n
đc
≈ n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T
≤
1

đ
.u
1
.u
2
= u
đ
.u
h
= 50
Mà u
đ
= 2,5 nên u
h
= u
1.
u
2
= = 20
Tỷ số truyền của các cặp bánh răng trong hộp giẩm tốc là: u
h
= 20
Tỷ số truyền từ trục 1 sang trục 2: u
1
= 0,7332.20
0,6438
= 5
Suy ra tỷ số truyền từ trục 3 sang trục 4: u
2
=

= 116,4/4 = 29,1(vg/ph)
Sai số tốc độ quay của động cơ
%4%56,3%100.
1,28
1,281,29
%100.%
3
<=
−
=
−
=
lv
lv
n
nn
δ
Công suất của các trục trong hộp giảm tốc: trục 1, trục 2, truc 3.
P
lv
=
1000
Fv
= 6 kW
1,6
1.0,99
6
.ηη
P
P

6,48
η
P
P
đ
1
*
dc
===
kW
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế nhỏ hơn so với công suất định
mức của động cơ.
1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
T
đc
=
44304
1455
75,6
.10.55,9.10.55,9
66
==
dc
dc
n
P
N.mm.
T
1
’ =

2
2
6
==
N.mm.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
2
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
T
3
= 9,55. 10
6
.
2001890
29,1
6,1
.9,55.10
n
P
6
3
3
==
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3
Công suất P, kw 6,75 6,48 6,29 6,1
Tỷ số truyền 2,5 5 4

02,01
5,2.140
1
.
1
=
−
=
−
ε
đ
ud
(mm0
Với ε = 0,02 là hệ số trượt đai.
So sánh với đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn chọn d
2
= 355(mm).
Tỷ số truyền thực tế: u
'
d
=
59,2
)02,01.(140
355
)1.(
1
2
=
−
=

Chiều dài của đai:
).4/()().(5,02
2
1221 sbsbsb
addddaL
−+++=
π
=
)(5,1933)568.4/()140355()355140.(14,3.5,0568.2
2
mm=−+++
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn L = 2000(mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:
)/1(10)/1(35,5
2
7,10
ss
L
v
i <===
Tính toán lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L = 2000(mm)
4
8
22
∆−+
=
λλ
a
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
3

4
5,107.885,122285,1222
4
8
2222
mma =
−+
=
∆−+
=
λλ
Giá trị khoảng cách trục a thỏa mãn điều kiện:
99060275,285
)355140.(26025,13)355140.(55,0
).(2).(55,0
2121
≤≤
+≤≤++
+≤≤++ ddahdd
Vậy
)(602 mma =
và
)(2000 mmL =
Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai nhỏ


12064,159
64,15957.
602
140355

dc
= 6,75(kw)
[P
0
]: công suất cho phép, [P
0
] = 2,82
K
d
: hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7, K
d
= 1,1
Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
949,0)64,159180(0025,01C =−−=
α
C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài
97,089,0
2240
2000
0
=⇒==
l
C
L
L
C
u
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, C

Lấy z = 3 đai.
2.1.4. Tính toán bánh đai
Chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức:
)(635,12.219).13(2).1( mmetzB =+−=+−=
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:
)(4,1482,4.21402
012
mmhdd
a
=+=+=
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
4
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Đường kính ngoài của bánh đai lớn:
)(4,3632,4.23552
022
mmhdd
a
=+=+=
2.1.5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu trên đai:
v
đđc
F
zCv
KP
F +=

780
0






+=








+=
α
Lực tác dụng lên trục:
)(3732
2
64,159
sin.3.5,631.2
2
sin 2
1
0
NzFF
r
===

α

σ

.580
1
MPa
ch
=
σ
Chọn HB
1
= 250
Bánh răng lớn: 192 240 có

.450
.750
2
2
MPa
MPa
ch
b
=
=
σ
σ
Chọn HB
2
= 235
2.2.2.Ứng suất cho phép
2.2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ

Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
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 bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1
=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K
FC
=1
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 ta có :
S
H

31
MPaHB
FF
====
σσ
)(54070235.270.2
2
0
lim
0
lim
42
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(423235.8,1.8,1
2
0
lim
0
lim
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
N
HO

FL
-hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
FH
mm ,
- bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350 nên m
H
= 6, m
F
= 6.
Với bộ truyền cấp nhanh, bánh răng trụ răng nghiêng.
Ta có:

12
2
11
1
0
lim
0
lim
MPa
S
K
MPa
S
K
H
HLH
sb
H
H
HLH
sb
H
===
===
σ
σ
σ
σ
Suy ra:
[ ]

110.410.2,349
111
66
=⇒=>==
FLFOHEFE
KNNN
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
[ ]
[ ]
[ ]
)(242
75,1
1.1.423

)(257
75,1
1.1.450

/
12
2
11
1
0
lim
0
lim
0
lim
MPa

KNtncN
ứng suất tiếp xúc (sơ bộ) cho phép :
[ ]
[ ]
)(491
1,1
1.540
.
)(518
1,1
1.570
.
24
4
23
3
0
lim
0
lim
MPa
S
K
MPa
S
K
H
HLH
sb
H

)(242
75,1
1.1.423

)(257
75,1
1.1.450

/
24
4
23
3
0
lim
0
lim
0
lim
MPa
S
KK
MPa
S
KK
SKK
F
FLFCF
sb
F

HH
HH
===
===
σσ
σσ
2.2.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
[ ] [ ]
[ ] [ ]
)(360450.8,0
)(464580.8,0
.8,0
max4max2
max3max1
max
MPa
MPa
FF
FF
chF
===
===
=
σσ
σσ
σσ
2.2.3. Truyền động bánh răng trụ
2.2.3.1. Đối với cấp nhanh.
A, Khoảng cách trục a

1
mmNT =
12
][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép,
[ ]
)(5,504
12
MPa
H
=
σ
K
a
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra Bảng 6.5 ta có: K
a
= 43; K
d
= 67,5
ba
ψ
- hệ số chọn theo bảng 6.6:
4,025,0
÷=
ba
ψ
.chọn

Chọn a
w1
= 160(mm)
B, Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
)(2,36,1160).002,0001,0().002,0001,0(
1
mmam
w
÷=÷=÷=
Theo bảng 6.8: Chọn
)(5,2 mmm =
-Xác định số răng , góc nghiêng
β

Chọn sơ bộ β = 30º, theo 6.31 số răng bánh răng nhỏ:
5,18
)15.(5,2
30cos.160.2
)1.(
cos 2
1
1
1
=
+
=
+
=


=
+
=
+
=
w
a
zzm
β

→

β
=32
0
28'
Cấp nhanh của bộ truyền sử dụng bánh răng nghiêng nhờ góc nghiêng không cần
dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước. Dịch chỉnh bánh răng nghiêng chỉ
nhằm cải thiện chất lương ăn khớp nhưng không mang lại hiệu quả cao vì dịch chỉnh
làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp.
BẢNG CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH
Thông số Ký
hiệu
Giá trị
Khoảng cách trục
1
w
a
1
w

,
0
2
=x
(mm)
Đường kính vòng chia d
m
Zm
d
mm
Zm
d
(68,266
'2832cos
90.5,2
cos
.
)(34,53
'2832cos
18.5,2
cos
.
2
2
1
1
===
===



Góc profin gốc α
Theo TCVN 1065-71,

20=
α
Đường kính vòng cơ sở d
b
)(6,25020cos.68,266cos.
)(12,5020cos.34,53cos.
2
1
2
1
mmdd
mmdd
b
b
===
===


α
α
Góc profin răng α
t
'2023
'2832cos
20
.
cos

406,1=
ε
α
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
9
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
C, kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
11
1
'
1
H
ww
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z

b
b
tgtg
β
β
( )
541,1
'2023.2sin
'1830cos.2
0
0
==→
H
Z
Z
ε
: hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo
hệ số trùng khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
1281,3
.5,2
)'2832sin(.3,0.160
.
sin
.
sin.
>====
ππ

2,388,1
0
21
=












+−=














đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
v: vận tốc vòng, tính theo công thức: v = π.d
w1.
n
1
/60000(m/s)
v = 3,14.53,34.582/60000 = 1,625(m/s)
Tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v = 1,625(m/s) ta chọn cấp chính xác
theo vận tốc vòng là cấp 9. ( tra bảng 6.13)
Hv
K
: hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
10
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Công thức 6.41:
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
2

1
'
1
1

υ

286,1026,1.09,1.15,1
==→
H
K
Vậy:
)(16,390
34,53.5.160.3,0
)15.(286,1.53165.2
.843,0.541,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v = 1,625(m/s) <5 m/s ta có Z
v
= 1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 1,25(µm), do đó: Z
R
=0,95;
Với d
a

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
][
2
1
21
2
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
Trong đó
711,0
406,1
11
===

033
1
1
===
β
Z
Z
v
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
11
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
855,149
'2832cos
90
cos
033
2
2
===
β
Z
Z
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
6,3
8,3
2
1

K
= 1,37.
Fv
K
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn:
.
2

1
'
1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
u
a
vg
w
FF

0
δυ
=

FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:
)(7,65
5,2.34,53.160.3,0
8,3.768,0.711,0.906,1.53165.2
1
MPa
F
==
σ
Và:
)(24,62
8,3
6,3.7,65
2
MPa
F
==
σ
Với m = 2,5, Y
S
= 1,08- 0,0695ln2,5 = 1,016
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K


< [σ
F1
]
1
= 274(MPa), và
⇒ σ
F2
= 62,24(MPa)

< [σ
F2
]
2
= 257,4(MPa)
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
12
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
E, Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
: hệ số quá tải,

FqtFF
=≤===
σσσ
2.2.3.2. Đối với cấp chậm - Bánh răng thẳng
A, Khoảng cách trục a
w2

Theo công thức (6.15a):
3
2
2
2
22
][
.
)1.(
34
baH
H
aw
u
kT
uKa
ψσ
β
+=

T
2
= 516061(Nmm) và tra Bảng 6.5 ta có: K

H
K
=1,02
⇒

)(15,302
3,0.4.491
02,1.516061
).14.(5,49
3
2
2
mma
w
=+=
Chọn a
w2
= 300(mm)
2.2.3.2.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m: m
34
= (0,01
÷
0,02) a
w2
= 3 ÷ 6
Theo bảng 6.8: Chọn m
34
= 3
-Xác định số răng

Chọn z
4
= 160(răng)
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
13
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Tỷ số truyền thực:
4
40
160
3
4
'
2
===
Z
Z
u
Tính lại khoảng cách trục a
w
:
a
w2
= m
34
.(Z
3
+Z
4
)/2 = 3.200/2 = 300(mm)

U
2
= 4
Góc nghiêng của răng
β
β = 0
Số răng bánh răng
Z
Z
1
= 40, Z
2
= 160(răng)
Hệ số dịch chỉnh
x
0
1
=x
,
0
2
=x
(mm)
Đường kính vòng chia
d
)(480160.3.
)(12040.3.
44
33
mmZmd

Góc profin gốc
α
Theo TCVN 1065-71,

20
=
α
Đường kính cơ sở
d
b
)(1,45120cos.480cos.
)(76,11220cos.120cos.
4
33
4
mmdd
mmdd
b
b
===
===


α
α
Góc profin răng
α
t



Hệ số trùng khớp ngang
ε
α
78,1=
ε
α
2. 2 .3. 2 .3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
w
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
( )
693,1
'822.2sin
2
0
==→
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số
trùng khớp dọc
β
ε
.
π
β
ε
β
.
sin.
m
b
w
=
=0 ; với b

21
=












+−=














+−=

1
/60000 (m/s)
v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
.
2

1
2
33
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K +=
T
2
-momen xoắn trên trục 2. T
2
=109484,6(Nmm)
uavg
woHH
/
δυ

υ

.194,1021,1.13,1.035,1
==→
H
K
][5,420
86,66.182,3.70
)1182,3.(194,1.6,109484.2
.865,0.693,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có Z
v
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5 1,25
m
µ
, do đó :
Z
R


2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
4
3
43
4
][
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó
7855,0
273,1
11

2
3
=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính tra bảng 6.7 với ψ
bd
=1,11:
β
F
K
=1,065.
α
F
K

FF

0
δυ
=
.
006,0
=
F
δ
. (bảng 6.15).
73
0
=
g
. (bảng 6.16).
v=0,872 (m/s)
→
.533,2
182,3
140
.872,0.73.006,0 ==
F
υ
→
037,1
37,1.065,1.6,109484.2
86,66.70.533,2
1
=+=

= 1,08- 0,0695ln2 = 1,032
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2651.1.032,1.14,257
33
===
σσ[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2491.1.032,1.7,241
44
===
σσ

H
σ
= 479,3MPa;

qt
k
- hệ số quá tải :
.3,1
max
==
dn
qt
T
T
k
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
17
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
→
].[1260][5,5463,1.3,479
max4max3
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
].[464][][9,1273,1.4,98.
max
13max3

4
= 105.
- Hệ số dịch chỉnh: x
3
= 0,27 ; x
4
= 0,79.
Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
d
3
=m
34
.Z
3
=2.33=66 mm
d
4
=m
34
.Z
4
=2.105=210 mm
-Đường kính vòng lăn:
d
w3
=2a
w2
(u
m34

=−−=−−=
=−−=−−=
mmmxdd
mmmxdd
f
f
16,2082).79,0.25,2(210) 25,2(
08,622).27,0.25,2(66) 25,2(
34444
34333
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b3
=d
3
cosα=66.cos20
0
=62,02 mm
d
b4
=d
4
cosα=210.cos20
0
=197,335 mm
-Góc profil gôc: α= 20
0
;
-Góc profil răng: α
t

ψ
1.25
20
0,3
1.25
115
0,3
2
33
0,5
2
105
0,5
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
18
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Chiều rộng vành răng
Đường kính vòng chia
Đườn kính vòng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Đường kính vòng cơ sở
Góc nghiêng của răng
Hệ số dịch chỉnh
b
w
d
d
w
d

66,954
70,832
62,08
62,02
0
0,27
70
210
213,048
216,912
208,16
197,335
0
0,79
2.2.4 Sơ đồ đặt lực chung:
F
t
F
t4
F
t3
F
t1
F'
t1
x
y
z
O
F'

=0 và F
a2
+F’
a2
=0
Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu.
2.3.CHỌN KHỚP NỐI.
2.3.1.Mô men xoắn cần truyền:
T=T
đc
=20210 Nmm=20,21Nm;
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
19
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Mômen tính T
t
=k.T=1,25.20,21=25,26Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
2.3.2. Chọn nối trục.
Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối
thiểu bằng (0,8…1,2)d
đc
=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các
thông số kích thước chủ yếu sau :
Mômen d D d
0
l C Chốt vòng đàn
hồi
n
max

2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
[ ] [ ]
dd
cv
x
d
dlDZ
TK
σσσ
<==≤= 87,1
10.15.45.4
10.26,25.2
.
2
3
0
; trong đó D
0
=D-d
0
-15
2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
[ ] [ ]
uu
c
cx
u
DZd
lTK
σσσ

mmNT
20
.19907
1
=
=
τ
=>
17
20.2,0
19907
3
1
==
sb
d
(mm)
Chọn d
1sb
=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=17mm.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
20
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn

[ ]
MPa
mmNT
20

=>
8,43
20.2,0
336815,8
3
3
==
sb
d
(mm)
Chọn b
30
=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b
30
= 25 mm.
2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

l
33
l
32
l
31
l
C33
l
m22
l
m23
b

=15…20mm
Với các ký hiệu:
k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc.
i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải
trọng.
l
ki
: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
l
k1
: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
l
mki
: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i
b
ki
: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k;
l
cki
: khoảng côngxôn trên trục thứ k
l
cki
= 0,5.( l
mki
+b
0
) + k
3
+ h
n

= l
m24
= 45 mm, l
m23
= 70mm; l
m32
=70 mm
=> l
c14
= -(0,5.( l
m14
+b
20
) + k
3
+ h
n
)= -(0,5(50+21)+10+15)= -60,5mm
l
c33
= -( 0,5.( l
m33
+b
20
) + k
3
+ h
n
) = -(0,5(60+21)+10+15)= -65,5mm
Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng

- l
22
= 2.125,5-58=193mm; l
21
= 2l
23
= 251mm
- Trục 3: l
32
= l
23
=125,5mm ;
l
31
= l
21
= 251mm ;
l
33
= l
31
+ l
c33
= 251+65,5=316,5mm;

2.4.1.4.Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục
Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ:
Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ. Theo các thông số tính toán , lực do bộ truyền xích tác
dụng lên trục 3 có chiều ngược với phương Oy, có giá trị:
F


F
v
O
z
Fy31
y
x
Fx21
Fx31
Ft
Fx30
Fy32
Fx23
F
x32
Fx14
Fy24
F
x24
Fx11
Fy11
F
z13
Fy13
Fx13
F
z24
Fy23
Fy22

x13
=
N672
29,63
2.9953,5
d
2T'
1
1
−=−=−
w

F
y12
= F
y13
=
N344
'28cos32
'20672.tg23
βCos
α.tgF
0
0
1
ωtx13
−=−=
F
z12
=- F

= -428 N;

N4,3270
66,954
2.109484,6
d
2.T
F
w3
2
x23
===
≈
3270N;

N3301'8.tg223270α.tgFF
0
twx23y23
===
;
Với trục 3:
F
x32
= - F
x23
= -3270 N;
F
y32
= - F
y13

.l
x12
F
13
.l
x13
F
++
=
++
=720N
F
x10
=
x14x11x13x12
FFFF
−−+
=672+672-720-200=424N
Từ đó ta có biểu đồ mônem uốn và các kích thước sơ bộ của trục 1
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
24
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
x
y
O
z
Fy10
Fx10
Fz12
Fy12


2
1
2
110 yx
MMM
+=
=12100Nmm;
NmmTMM
td
2106019907.75,012100.75,0
2222
110
≈+=+=
M
tđ11
=0;
NmmMMM
yx
522504819019950
222
12
2
1212
≈+=+=
NmmTMM
td
5502019907.75,052250.75,0
2222
312