Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
1.1.1 Xác định công suất động cơ
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
P
ct

η
t
β.P
=
Trong đó: P
ct
: Công suất trên trục động cơ
P
t
: Công suất trên trục máy công tác
η : Hiệu suất truyền động
+ β =
0,9407
8
3
0,9
8
5
1
t
t
.
T
T

Với m, k là số cặp ổ lăn và số cặp bánh răng: m = 4; k = 3
Dựa vào bảng 2.3 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển ) tìm được
η
khớp nối
= 0,99; η
ổ lăn
= 0,99; η
bánh răng
= 0,97; η
xích
= 0,92
⇒
η = 0.99. 0,99
4
. 0,97
3
. 0,92 = 0,831
+ P
t
= P
lv
=
,9252
1000
6500.0,45
1000
F.v
==
KW

- Theo bảng 2.4 , tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ:
u
HGTsb
= 8÷40 (Hộp giảm tốc 2 cấp); u
xíchsb
= 2÷5
⇒
u
t
= (8÷40).( 2÷5) = (16÷200)
Số vòng quay sơ bộ
n
sb
= n
lv
. u
tsb
= 36. (16÷200) =(576÷7200) (vòng/phút)
1.1.2 Chọn quy cách động cơ
- Động cơ được chọn dựa vào bảng P1.1 đến bảng P1.7 và phải thỏa mãn
điều kiện sau:
Hà Nội 11 - 2004 1
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
P
đc
≥ P
ct
; n
đb
≥ n

/T
1
= 2
Cosφ = 0,85; m
đc
= 84 (kg);
Đường kính trục động cơ: d
đc
= 35 mm
1.1.3 Phân phối tỷ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động
u
ht
=
lv
n
đc
n
=
36
1440
= 40
- Vì hộp giảm tốc là loại 2 cấp phân đôi cấp nhanh nên
u
HGT =
u
1
. u
2
u

bánh nhúng trong dầu lớn nhất.
u
HGT
= 20
⇒
u
1
= 5,1; u
2
= 3,92
1.1.4 Tính công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
- Trục công tác:
+ P
t
= P
lv
= 2,925 (KW)
+ n
lv
= 36 (vòng/phút)
+ T
t
= T
lv
= 9,55.10
6
.
lv
t
n

3
= 9,55.10
6
.
3
3
n
P
= 9,55.10
6
.
72
211,3
= 425,9.10
3
(Nmm)
- Trục 2:
+ P
2
=
3,344
0,97.0,99
3,211
.ηη
P
olbr
3
==
(KW)
+ n

0,990,97.0,97.
3,344
.ηη
P
ol
br
2
2
==
(KW)
+ n
1
= n
đc
= 1440 (vòng/phút)
+ T
1
= 9,55.10
6
.
1
1
n
P
= 9,55.10
6
.
1440
482,3
= 23.10

1
= 5,1 u
2
= 3,92 u
x
= 2
n (vg/ph) 1440 1440 282,35 72 36
T (Nmm) 30.10
3
23.10
3
113,1.10
3
425,9.10
3
776.10
3
1.2 Thiết kế các bộ truyền
1.2.1 Tính toán các bộ truyền trong hộp: Bộ truyền bánh răng
a.Chọn vật liệu
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt, ta thống nhất hóa trong thiết kế, chọn vật
liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
- Theo bảng 6.1, ta chọn:
+ Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 241 285
σ
b1
= 850 MPa, σ
ch1
= 580 MPa
+ Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 192 240

+ K
xH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Ở bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z
R
.Z
V
.K
xH
= 1, khi đó
[σ
H
] = σ°
Hlim
. K
HL
/S
H
+ σ°
Hlim
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ S
H
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2, với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180 350 thì
Hà Nội 11 - 2004 3
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
σ°
Hlim
= 2HB + 70; S

– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
N
HO
= 30H
2,4
HB
N
HO1
= 30H
2,4
HB1
= 30.255
2,4
= 17,90.10
6
N
HO2
= 30H
2,4
HB2
= 30.240
2,4
= 15,47.10
6
N
HE
– số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
= 60cΣ(T

.18.10
3
[1
3
.
8
5
+ 0,9
3
.
8
3
]
= 27,35.10
6
> 15,47.10
6
= N
HO2
⇒
K
HL2
= 1;
Tương tự N
HE1
> N
HO1,
do đó K
HL1
= 1

Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng và N
HE
> N
HO
, K
HL
= 1
⇒
[σ
H
]
’
= [σ
H2
] = 481,8 MPa
 Ứng suất uốn cho phép[σ
F
] tính theo công thức
[σ
F
] = σ°
Flim
.Y
R
.Y
S
.K
xF
.K
FC

F
+ σ°
Flim
- ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
+ S
F
– hệ số an toàn khi tính về uốn
Hà Nội 11 - 2004 4
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Theo bảng 6.2 , với thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB 180 350 thì
σ°F
lim
= 1,8HB; S
F
= 1,75
σ°F
lim1
= 1,8.245 = 441 (MPa)
σ°F
lim2
= 1,8.230 = 414 (MPa)
+ K
FC
– hệ số ảnh hưởng đến đặt tải, K
FC
= 1 (bộ truyền quay một chiều)
+ K
FL
– hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền
K

.n
i
.t
i
N
FE2
= 60c
1
1
u
n
Σt
i
Σ(T
i
/T
max
)
6
/Σt
i

= 60.1.
1,5
1440
.18.10
3
[1
6
.

75,1
1.1.414
= 236,5 (MPa)
 Ứng suất quá tải cho phép
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch2
= 2,8.450 = 1260 (MPa)
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
ch1
= 0,8.580 = 464 (MPa)
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
ch2
= 0,8.450 = 360 (MPa)
c. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
+ Theo (6.15a)
[ ]
3

1
+1) = 0,5.0,3(5,1+1) = 0,67
Theo bảng 6.7, K
Hβ
tương ứng với sơ đồ 3
⇒
K
Hβ
= 1,07
+ T
1
’ = T
1
/2 = 23000/2 = 11500 (Nmm)
⇒

[ ]
3
2
w
.5,1.0,3459,4
11500.1,07
1)43(5,1a
+=
= 118,38 (mm)
Hà Nội 11 - 2004 5
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Ta lấy a
w
= 118 mm

t1
= 92/18 = 16/3 ≈ 5,11
+ Tính lại β:
cosβ = m(z
1
+z
2
)/(2a
w
) = 2(18+92)/(2.102) = 0,9661
⇒
β = 14,961° = 14°57’40’’
+ Theo bảng 6.9 ứng với bánh răng nghiêng có β = 14,961° thì z
min
= 16
+ Chiều rộng vành răng b
w
= ψ
ba
. a
w
= 0,3.118 = 35,4 (mm)
+ Hệ số trùng khớp dọc
ε
β
= b
w
.
m.
sin

≤ [σ
H
]
Trong đó:
+ Z
M
– hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, ta được Z
M
= 274 (MPa)
1/3
+ Z
H
– hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2
Ở đây:
* β
b
– góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tgβ
b
= cosα



°)cos(14,961
tg20
ο
= 20,643°
⇒
Z
H
=
)643,20.2sin(
)14,961cos(.2
ο
°
= 1,71
Hà Nội 11 - 2004 6
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
+ Z
ε
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Vì ε
β
= 1,527 > 1,0 nên Z
ε
=
α
ε
/1
ε
α






+
96
1
18
1
3,2 - 1,88
.0,9661 = 1,612
⇒
Z
ε
= 0,7876
+ K
H
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
Hβ
. K
Hα
. K
Hv
* K
Hβ
– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

=
15,1
2.118
+
= 38,7 (mm)
60000
0π.38,7.144
v =
= 3 (m/s)
Theo bảng 6.13, với răng trụ răng nghiêng, v ≤ 5 (m/s), ta chọn
cấp chính xác 9.
Từ bảng 6.14, v < 5, cấp chính xác 9
⇒
K
Hα
= 1,16
* K
Hv
– là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1+
HαHβ1
w1wH
.K'.K2.T
.d.bυ
Với
H
υ
= δ

K
Hv
= 1+
16,1.07,1.11500.2
4,35.7,38.1,2
= 1,1
⇒
K
H
= 1,15. 1,16. 1,1 = 1,4674
⇒
( )
( )
2
11
11
1'.2
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ

= 247.1,71.0,7876.
2

= 0,95
+ Tính Z
V
: Lấy Z
V
= 1
+ K
xH
= 1
⇒
[σ
H
] = 509.1.1.0,95 = 532 (MPa)
⇒
σ
H
< [σ
H
]
⇒
Thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức
σ
F1
=
.m.db
.Y.Y.Y'.K2T
w1w
F1βεF1

α
– hệ số trùng khớp ngang.
ε
α
= 1,612
⇒
Y
ε
= 1/1,612 = 0,62
+ Y
β
– hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
β
= 1 – β/140 = 1 – 14,961/140 = 0,893
+ Y
F1
, Y
F2
– hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào z
v1
, z
v2
z
v1
= z
1
/cos
3
β = 18/0,9661

răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7, ứng với sơ đồ 3
⇒
K
Fβ
= 1,12
* 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, tra bảng 6.14, với cấp chính xác 9, v < 5 (m/s)
⇒
K
Fα
= 1,4
* K
Fv
– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính
về uốn:
K
Fv
= 1+
FαFβ1
w1wF
.K'.K2.T
.d.bυ
Với
F
υ
= δ
F
. g

K
Hv
= 1+
12,1.4,1.11500.2
4,35.7,38.32,6
= 1,24
⇒
K
H
= 1,12. 1,4. 1,24 = 1,944
⇒
σ
F1
=
.m.db
.Y.Y.Y'.K2T
w1w
F1βεF1
=
237,7.35,4.
,893.4,08192.0,62.02.16474.2,
= 58,678 (MPa)
⇒
σ
F2
= σ
F1
.
F1
F2

* Y
S
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,0318
* K
xF
= 1 ứng với d
a
< 400mm
⇒
[σ
F1
] = 262,29. 1,05. 1,0318. 1 = 284,162 (MPa)
[σ
F2
] = 246,89. 1,05. 1,0318. 1 = 267,487 (Mpa)
Dễ dàng thấy [σ
F1
] > σ
F1
và [σ
F2
] > σ
F2

⇒
Thỏa mãn điều kiện uốn
 Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Hệ số quá tải K
qt
= T

= 464
σ
F2
max
= σ
F2
. K
qt
= 56,089. 1,6 = 89,74 < [σ
F2
]
max
= 360
⇒
Thỏa mãn điều kiện về quá tải
 Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục a
w1
= 118 mm
Module pháp m = 2 mm
Chiều rộng vành răng b
w1
= 38,7 mm
Tỉ số truyền u
t1
= 5,11
Góc nghiêng của răng β = 14,961°
Số răng z
1
= 18 z

Đường kính lăn:
d
w1
= 2a
w
(u
t1
+1) = 2.118(5,11+1) = 1441,96 mm
d
w2
= d
w1
u
t1
= 1441,96. 5,11 = 7368,41 mm
Hà Nội 11 - 2004 9
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Đường kính đỉnh răng
d
a1
= d
1
+ 2m = 37,26 + 2.2 = 41,26 mm
d
a2
= d
2
+ 2m = 190,45 + 2.2 = 194,45 mm
Đường kính đáy răng
d

Trong đó:
+ Theo bảng 6.5 chọn K
a
= 49,5 (răng thẳng, vật liệu thép – thép)
+ Theo bảng 6.6 chọn ψ
ba
= 0,5
+ Xác định K
Hβ:
ψ
bd
= 0,53ψ
ba
(u
2
+1) = 0,53.0,5(3,92+1) = 1,3038
Theo bảng 6.7, K
Hβ
tương ứng với sơ đồ 7
⇒
K
Hβ
= 1,12
+ T
2
= 113,11.10
3
Nmm
+ u
2

2
w
+
=
)192,3(5,2
165.2
+
=26,8
⇒
Chọn z
1
= 27
+ z
2
= z
1
.u
2
= 27.3,92 = 105,1
⇒
Chọn z
2
= 105
⇒
Tỉ số truyền thực là u
t2
= z
2
/z
1

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn:
Hà Nội 11 - 2004 10
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
( )
( )
2
11
11
1.2
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
≤ [σ
H
]
Trong đó:
+ Z
M
– hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5, ta được Z
M
= 274 (MPa)
1/3

4
α
ε
−
Với ε
α
tính theo công thức sau
ε
α
=














+
21
1
z
1
3,2 - 1,88

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
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, ứng với sơ đồ 7
⇒
K
Hβ
= 1,04
* 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
- Vận tốc vòng
60000
nπ.d
v
2w2
=
(m/s)
Với d
w2

* K
Hv
– là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
Hv
= 1+
HαHβ2
w2wH
.K.K2.T
.d.bυ
Với
H
υ
= δ
H
. g
o
. v.
t2
w
u
a
Trong đó:
- v = 2,1624 m/s
- g
o
– hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng 1 và 2
Tra bảng 6.16, với m < 3,35, cấp chính xác 8
⇒
g

( )
2
11
11
1.2
wtw
tH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ

= 274. 1,764. 0,868.
2
67.92,3.5,82
)192,3.(182,1.113110.2 +
= 437,83 (MPa)
 Tính chính xác [σ
H
]
[σ
H
] = σ°
Hlim
. Z
R

σ
H
< [σ
H
]
⇒
Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ứng suât uốn sinh ra tại chân răng tính theo công thức
σ
F1
=
.m.db
.Y.Y.Y.K2T
w2w
F1βεF2
≤ [σ
F1
]
σ
F2
= σ
F1
.
F1
F2
Y
Y
≤ [σ
F2

β
– hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
β
= 1 – β/140 = 1
+ Y
F1
, Y
F2
– hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào z
v1
, z
v2
z
v1
= z
1
/cos
3
β = 27/1
3
= 27
z
v2
= z
2
/cos
3
β = 105/1
3

thời ăn khớp khi tính về uốn, với 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+
FαFβ2
w2wF
.K.K2.T
.d.bυ
Với
F
υ
= δ
F
. g
o
. v.
t2
w
u
a
Trong đó:
- v = 1 m/s

F
= 1,08. 1. 1,05 = 1,134
⇒
σ
F1
=
.m.db
.Y.Y.Y.K2T
w2w
F1βεF2
=
5,2.67.5,82
80,3.1.573,0.134,1.113110.2
= 40,42 (MPa)
⇒
σ
F2
= σ
F1
.
F1
F2
Y
Y
= 40,42.
80,3
60,3
= 38,3 (MPa)
+ Tính chính xác [σ
F1

⇒
[σ
F1
] = 262,29. 1,05. 1,0163. 1 = 279,894 (MPa)
[σ
F2
] = 246,89. 1,05. 1,0163. 1 = 263,460 (Mpa)
Dễ dàng thấy [σ
F1
] > σ
F1
và [σ
F2
] > σ
F2

⇒
Thỏa mãn điều kiện uốn
 Kiểm nghiệm răng về quá tải
+ Hệ số quá tải K
qt
= T
max
/T

= 1,5
+ σ
H
max
= [σ

= 51,12. 1,6 = 81,79 < [σ
F2
]
max
= 360
⇒
Thỏa mãn điều kiện về quá tải
 Các thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục a
w2
= 165 mm
Hà Nội 11 - 2004 13
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Module pháp m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng b
w1
= 82,5 mm
Tỉ số truyền u
t1
= 3,9
Góc nghiêng của răng β = 0
Số răng z
1
= 27 z
2
= 105
Dịch chỉnh x
1
= 0 x
2

= d
1
+ 2m = 67 + 2.2,5 = 72 mm
d
a2
= d
2
+ 2m = 262 + 2.2,5 = 267 mm
Đường kính đáy răng
d
f1
= d
1
– 2,5m = 67 – 2,5.2,5 = 60,75 mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 262 - 2,5.2,5 = 255,75 mm
1.2.2 Tính toán các bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xích
 Chọn loại xích: Chọn xích con lăn
 Xác định thông số của xích và bộ truyền xích
 Chọn số răng đĩa xích
+ Có u
xích
= 2 theo bảng 5.4, ta chọn z
1
= 27
⇒
z

+ P
t
là công suất tính toán
+ P là công suất cần truyền (Chính là công suất của trục ra của HGT)
⇒
P = P
3
= 4,5 KW
+ k
z
= z
01
/z
1
= 25/27 – hệ số dạng răng
+ k
n
= n
01
/n
1
– hệ số số vòng quay
Với n
1
= 163, ta chọn n
01
= 200
⇒
k
n

= 1
Hà Nội 11 - 2004 14
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
k
bt
– hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn k
bt
= 1,3
k
đ
– hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng k
đ
= 1,2
k
c
– hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền k
c
= 1,25
⇒
k = 1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1,95
⇒
P
t
= 9,058.1,95.
163
200
.
27
25
= 10 (KW)

Lấy số mắt xích chẵn x = 82, tính lại khoảng cách trục theo công thức:
a = 0,25p{x – 0,5(z
2
+ z
1
) +
)/π/z2[(z)]z0,5(z[x
2
12
2
12
−−+−
}
= 0,25.38,1{82 – 0,5(27 + 54)
+
])/722[(54)]450,5(27[82
22
π
−−+−
} ≈ 756 mm
+ Số lần va đập của xích: i = z
1
n
1
/(15x) = 27.163/(15.104) = 2,82 < [i] = 35
 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn
s = Q/(k
đ
F

2

= 5,5.2,795
2
= 42,966 N
+ F
o
– lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, N, tính theo
công thức: F
o
= 9,81k
f
.qa
Lấy k = 4 ứng với bộ truyền nằm ngang nghiêng một góc dưới 40°
F
o
= 9,81.4.5,5.1,142 = 246,47 N
⇒
s = 127000/(1,2.3241 + 246,47 + 42,966) = 30,39
Theo bảng 5.10, ứng với p = 38,1 mm và n = 200 vg/ph thì [s] = 8,5
Vậy s > [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
 Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục
 Thông số đĩa xích
+ Đường kính vòng chia của đĩa xích
d
1
= p/sin(π/z
1
) = 38,1/sin(π/27) = 328,185 mm
d

F
r
= k
x
.F
t
= 1,15.1610 = 1851 N
1.3 Thiết kế trục và chọn ổ lăn
1.3.1 Chọn vật liệu: chọn thép 45 có σ
b1
= 600 MPa, [τ] = 12 20MPa
1.3.2 Xác định sơ bộ đường kính trục
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
d
k
≥
3
k
]0,2[
T
τ
với k = 1, 2, 3
T
1
= 23000 Nmm
⇒
d
1
≥
3

đc
= (0,8 1,2).38 = (30,4 45,6)
⇒
Chọn sơ bộ d
1
= 25 mm; d
2
= 35 mm; d
3
= 55 mm
⇒
Chiều rộng ổ lăn tương ứng b
01
= 19; b
02
= 21; b
03
= 29
1.3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
 Trục 1
+ l
c12
= 0,5(l
m22
+ b
01
) + k
3
+ k
n

1
+ k2
l
m13
= (1,2 1,5).d
1
= (1,2 1,5).31 = (37,2 46,5)
⇒
Chọn l
m13
= 47; k
1
= 10; k
2
= 10
⇒
l
13
= 56
+ l
14
= l
24
 Trục 2
+ l
22
= l
13
= 56
+ l

+ l
21
= 2l
23
= 264
Hà Nội 11 - 2004 16
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
 Trục 3
+ l
32
= l
23
= 132; l
31
= l
21
= l
11
= 264;
+ l
33
= l
31
+ l
c33
l
c33
= 0,5(l
m33
+ b

Fr1
Ft1
Fa1
Ft2
Fa2
Fr2
Fx
Ft3
Fr3
1 2
1'
2'
3
3'
x
y
z
+ Các lực trên bánh bị động (1’, 2’, 3’) ngược chiều với lực trên bánh chủ động
+ Tính các lực vòng, lực dọc trục, lực hướng tâm:
F
t1
= F
t2
=
w1
1
d
/2)2(T
=
7,38.2

= 3376 N
F
r3
= F
t3
.tgα
tw
= 3376.tg20° = 1198 N
Lực vòng do xích tác dụng lên trục ra là:
F
xích
= 1610 N
Lực tại khớp nối giữa trục vào và trục động cơ là:
Hà Nội 11 - 2004 17
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
F
k
= 0,3.
50
23000.2
= 210 N
b. Tính các phản lực F
ly
, F
lx
trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx
Chọn chiều các phản lực như trên hình dưới đây:
 Trục 1
F
x13

z24
= 158
F
x23
= F
t3
= 3376; F
y23
= F
r3
= 1198;
 Trục 3
F
x32
= 3376; F
y32
= 1198; F
y33
= 1610;
Sử dụng các phương trình momen và phương trình cân bằng lực để xác định
phản lực tại các gối đỡ. Kết quả tính được các phản lực sau
Hà Nội 11 - 2004 18
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
Fl
x10
= 324; Fl
y10
= 232;
Fl
x11

đối với các trục k = 1 3 được vẽ trên các hình dưới đây
d. Xác định momen uốn tổng và momen tương đương M
tđkj
ứng với các tiết diện.
* Trục 1
M
td13
= 52515 Suy ra d
13
= 20,27
M
td14
= 44672,5 d
14
= 19,21
Chọn đường kính các đoạn trục của trục 1:
d
13
= 20; d
14
= 20;
* Trục 2
M
td22
= 219224,2 d
22
= 32,64
M
td23
= 426307,75 Suy ra d

-1
= 0,436σ
b
= 0,436.600 = 261,6 MPa
τ
-1
= 0,58σ
-1
= 0,58.261,6 = 151,7 Mpa
Theo bảng 10.6, ψ
σ
= 0,05;ψ
τ
= 0;
1.4 Tính toán và chọn các yếu tố của vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết khác
1.4.1 Các phần tử cấu tạo thành hộp giảm tốc
1.4.2 Kết cấu bánh vít, bánh răng, nắp ổ, cốc lót
Hà Nội 11 - 2004 19
Đồ án môn học Chi tiết máy Nguyễn Träng Hïng – Cơ Tin 2 – K46
1.5 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
1.5.1 Bôi trơn bánh răng
1.5.2 Bôi trơn ổ lăn
1.6 Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các
kiểu lắp
1.7 Bảng kê các chi tiết của hộp giảm tốc
MỤC LỤC
1.1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền…………………………………….
1.1.1 Xác định công suất động cơ……………………………………………………….
1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ…………………………………………….
1.1.3 Chọn quy cách động cơ……………………………………………………………