ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU
MỤC LỤC
Mục lục
Lời nói đầu
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I.1 Chọn động cơ
I.2 Phân phối tỷ số truyền
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
II.1 Chọn loại xích

6
II.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền

7
II.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền

7
II.4 Xác định đường kính đĩa xích

8
II.5 Xác định các lực tác dụng lên trục

8
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

9
III.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

9
III.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

35
PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP
39
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 2
LỜI NÓI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác,
một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế
và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại
hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền
động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng
một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động
thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua
đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy,
Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm
tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với
các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh
viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ
khí.
Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Hoàng Châu và các thầy cô trong khoa CƠ HỌC
ỨNG DỤNG đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận
được ý kiến từ thầy cô và các bạn
Sinh viên thực hiện:
Lê Hồng Sương

Trần Thế Phương
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU

= 0,96
Hiệu suất nối trục di động:
k
η
= 1
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:
ol
η
= 0,99
Hiệu suất 1 cặp bánh răng:
br
η
=0,97
Hiệu suất 1 cặp ổ trượt:
ot
η
= 0,98
=>
=
η
1.0,99
3
.0,97
2
.0,96.0,98 = 0,859
Thay vào (1)
636,6
859,0
7,5
===

tỷ số truyền bộ truyền xích. U
n
= U
x
= 2 (chọn theo bảng 2.4 trang 21
tài liệu [1])
 U
t
= 8.2 = 16
 U
sb
= 92.16 = 1472 (vòng/phút)
Theo bảng 1.3 phụ lục trang 236 tài liệu [1] ta chọn động cơ: Dk.62_4 có:
P
đc
= 10 kw
N
đc
= 1460 (vòng/phút)
1.2. Phân phối tỷ số truyền:
1.2.1Tỷ số truyền:
87,15
92
1460
===
lv
đc
t
n
n

Theo công thức thực nghiệm ta có:
21
)3,12,1( uu
÷=
Chọn u
1
= 1,3u
2
=> 1,3
2
2
u
= 7,93 => u
2
= 2,467
=> u
1
= 1,3.2,467 = 3,21
1.2.3. Tính lại giá trị u
n
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc
U
n
=
004,2
467,2.21,3

1460
57,6
.10.55,910.55,9
===
n
p
T
(Nmm)
 Đối với trục II:
31,699,0.97,0.57.6
12
===
olbr
pp
ηη
(kw)
)/(351
1,4
1440
1
1
2
phv
u
n
n
===
)(10.490,132
83,454
31,6

06,6
.10.55,910.55,9
36
3
3
6
3
Nmm
n
p
T
===
 Đối với trục máy công tác:
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 5
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU
)(701,598,0.96,0.06,6
3
kwpp
otxmct
===
ηη
)/(18,92
2
36,184
3
phv
u
n
n

3
590,636.10
3
PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1. Chọn loại xích:
 Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn.
2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Với u
x
= 2,2 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z
1
= 25
Số răng của đĩa xích lớn:
z
2
= u
x
.z
1
= 2,2.25 = 55 < z
max
= 120
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 6
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU
Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:
P
t
= P.k.k

đ
.k
c
K
0
= 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <40
0
)
K
a
= 1 (chon a = 40p)
K
đc
= 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
K
bt
= 1,3 (môi trường làm việc có bụi)
K
đ
= 1,2 (va đập nhẹ)
K
c
= 1,25 (làm việc 2 ca/ngày)
=> k = 1,3.1,2.1,25.1.1.1 = 1,95
Thay vào công thức 5.3 ta được:
P
t
= 3,4.1,95.1,8 = 11,934 (kw)
Thấy
[ ]

1221
π
−
+
+
+=
57,120
1270.14,3.4
75,31.)2555(
2
)5525(
75,31
1270.2
2
2
=
−
+
+
+=x
Lấy số mắt xích chẵn: x = 120
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1]
a
c
= a + 0,5(x
c
– x)p = 1270 + 0,5(120 – 120,57).31,75 = 1260,95 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a 1 lượng
a∆

Khối lượng 1 mét xích q
1
= 3,8 kg
K
đ
= 1,2 (chế độ làm việc trung bình)
)/(47,1
60000
111.75,31.25
60000

11
phv
ntz
v
===
)(93,2312
.1000
N
v
P
F
t
==⇒

F
v
-lực căng do lực li tâm sinh ra: F
v
= q.v

Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :
)(32,253
)
25
180
sin(
75,31
)sin(
1
1
mm
z
p
d
===
π
)(15,556
)
55
180
sin(
75,31
)sin(
2
2
mm
z
p
d
===

][./) (47,0
HdvđđtrH
kAEFkFk
σσ
≤+=
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 8
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU
Trong đó:
K
r
: Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
K
r1
= 0,42 ứng với Z
1
= 25
K
r2
= 0,23 ứng với Z
2
= 55
K
d
= 1 do bộ truyền xích một dãy.
K
đ
= 1,2 hệ số tải trong động.
F
vd

+
=
H
σ
= 454,69 Mpa
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.
1.262
10.1.2)618,42,1.93,2312(23,0
47.0
5
1
+
=
H
σ
= 336,48 Mpa.
Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa
xích ta dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 170.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
σ
] = 500 (Mpa)
Thấy:
H
σ
≤
[
H
σ
] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 9
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU
Bánh lớn: Thép 45 tôi cỉa thiện đạt đọ rắn
HB = 192
÷
240 , có
2b
σ
= 750 MPa,
2ch
σ
= 450 MPa
Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 13 ; cấp nhanh
U
1
= 4,1 ; cấp chậm U
2
= 3,16.
Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180
÷
350.
70.2
1
1lim
0
+=
HB
H

MPa.
411245.8,1
1lim
==
F
σ
MPa.
53070230.270.2
22lim
=+=+=
HB
H
σ
MPa.
414230.8,1
2lim
==
F
σ
MPa.
Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:
HB
HO
HN
4,2
.30
=
Do đó:
74,2
1

1
) t
∑
∑
t
i
(T
i
/T
max
)
3

i
i
t
t
∑
= 60.1
1,4
1440
.18000(1
3
.0,7+0,8.0,3)
= 3,24.10
8
N
HB3
> N
HO2

HL
S
K
1
=
1,1
1.560
= 509 Mpa.
[
H
σ
]
2
=
0
2Him
σ

H
HL
S
K
2
=
1,1
1.530
= 481,8 Mpa.
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 10
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU

= 495,4 Mpa.
Theo công thức 6.8 tài liệu [1].
N
FB
= 60C
∑
(T
i
/T
max
)
MF
n
i
T
i
Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được m
F
= 6
⇒
N
FB
= 60.1.
1,4
1440
.18000(1
6
.0,7 + 0,8.0,3) = 2,95.10
8
.

[
2F
σ
] =
0
2limF
σ
. K
FC
. K
FL
/ S
F
.
=
75,1
1.1.441
= 236,6 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].
[
H
σ
]
max
= 2,8
2ch
σ
= 2.8.450 = 1260 Mpa.
[
1F

H
H
U
KT
ψσ
β
Trong đó :
ba
ψ
: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn
ba
ψ
= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].
K
a
: Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
ba
ψ
= 0,53
ba
ψ
(U
1
+1) = 0,53.0,3.(4,1+1) = 0,81.
Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , K
H
β
= 1,03 ( sơ đồ 7).
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 11

2
1
1
+um
a
w
=
)11,4(5,1
112.2
+
= 29,28 lấy Z
1
= 29.
Số răng bánh lớn :
Z
2
= U
1
.Z
1
= 4,1 .29 = 118,9 lấy Z
2
= 119.
Do đó : a
w1
=
2
)(
21
ZZm

Khoảng cách trục: a
w
= 111 mm
Môđun: m = 1,5
Tỷ số truyền: u
m
= 4,1
Hệ số dịch chỉnh: x = 0
Số bánh răng: Z
1
= 29; Z
2
= 119
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:
Đường kính vòng chia:
5,43
1
29
.5,1.
1
1
===
β
sos
z
md
(mm)
5,178
1
119

+ 1) = 2.111/(4,1 + 1) = 43,53 (mm)
d
w2
= d
w1
.u
m
= 43,53.4,1 = 178,47 (mm)
Đường kính đáy răng:
d
f1
= d
1
– 2,5.m = 43,5 – 2,5.1,5 = 39,75 (mm)
d
f2
= d
2
– 2,5.m = 178,5 – 2,5.1,5 = 174,75 (mm)
Chiều rộng vành răng:
b
w
=
ψ
ba
.a
w1
= 0,3.111 = 33,3 (mm)
Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:
=

H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
2
11
1

)1( 2

Trong đó:
Z
m
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5
tài liệu [1] Z
m
= 274 (Mpa
1/3
).
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1]
ta có:
764,1

α
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng thẳng:
α
H
K
= 1
Vận tốc vòng của bánh răng:
sm
nd
v
w
/28,3
60000
1440.53,43.14,3
60000

11
===
π
Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
6.16 tài liệu [1] ta có g
0
= 56
6.15 tài liệu [1] ta có
006,0
=
H
δ

1
1
=+=+=
αβ
HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K
189,1167,1.02,1.1
===
HvHHH
KKKK
αβ
Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:
Mpa
dub
uKT
ZZZ
ww
H
HMH
37,450
53,43.1,4.3,33
1,5.189,1.24470.2
.87,0.764,1.274

)1( 2


[ ] [ ]
MpaKZZ
xHRvHH
11,2571.95,0.1.8,481 '.
===
σσ
Ta thấy
[ ]
HH
σσ
≤
vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:
[ ]
1
11
11
1

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 14
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU

119
cos
3
2
2
==
β
Z
Z
v
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: Y
F1
= 3,8 ; Y
F2
= 3,6
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn:
K
F
α
= 1
292,15
1,4
111
.28,3.56.016,0
1
0

αβ
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
18,49
5,1.53,43.3,33
8,3.1.575,0.24470.2

2
1
11
1
===
mdb
YYYKT
ww
FF
F
βε
σ
[ ]
Mpa
FF
252
11
=≤
σσ
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
[ ]
Mpa
Y
Y

maxmax
=<==
σσσ
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
[ ]
MpaMpaK
FqtFF
46418,49.
max11max1
=<==
σσσ
[ ]
MpaMpaK
FqtFF
36059,46.
max22max2
=<==
σσσ
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
3.3 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):
Vì phân đôi cấp chậm nên
Nmm
T
T
II
II
48124
2
'

K
H
β
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc. Với:
66,0)1(.53,0
2
=+=
u
babd
ψψ

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: K
H
β
= 1,12; K
F
β
= 1,27 (ứng với sơ đồ 3)
mma
w
86,109
3,0.16,3.4,495
12,1.48125
)116,3(43
3
2
2
=+=
Lấy

Z
w
β
lấy Z
1
= 31
Số răng bánh lớn:
Z
2
= u
2
.Z
1
= 3,16.31 = 97,96 lấy Z
2
= 98
Do đó tỷ số truyền thực: u
m
= Z
2
/Z
1
= 3,16
Khi đó:
"41'242888,0
110.2
)9831(5,1
2
)(
cos

0
1
=








=








=
tg
arctg
tg
arctg
β
α
α
Góc ăn khớp:
"32'15348265,0

33110.3,0.
2
===
ψ
nên mỗi bánh răng có
chiều rộng vành răng là 16,5 mm
Số răng mỗi cặp bánh răng: Z
1
= 31; Z
2
= 98.
Tỷ số truyền cấp chậm: U
m
= 3,16
Đường kính vòng chia:
mm
Z
md 84,52
88,0
31
5,1
cos
1
1
===
β
mm
Z
md 05,167
88,0

12
===
Đường kính đỉnh răng:
d
a1
= d
1
+ 2m = 52,84 + 2.1,5 = 55,84 mm
d
a2
= d
2
+ 2m = 167,05 + 2.1,5 = 170,05 mm
Đường kính đáy răng:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 52,84 – 2,5.1,5 = 49,09 mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 167,05 – 2,5.1,5 = 163,3 mm
Hệ số trùng khớp ngang:
535,188,0.
98
1
31
1



+−=
βε
α
ZZ
Hệ số trùng khớp dọc:
33,3
14,3.5,1
"41'2428sin.33
.
sin.
0
===
π
β
ε
β
m
b
w
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
"37'3326499,0"41'2428'.2822cos.cos
000
1
=⇒===
bb
tgtgtg
ββαβ
3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Vì:
807,0
535,1
11
1
===⇒>
α
εβ
ε
ε
Z
Vận tốc vòng của bánh răng:
sm
nd
v
w
/97,0
60000
351.88,52.14,3
60000

21
===
π
Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác
về tiếp xúc là 8.
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s
=>
α
H

0
===⇒
δ
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]
012,1
12,1.13,1.48125.2
88,52.33.836,0
1
2

1
'
1
=+=+=
αβ
HHII
wwH
Hv
KKT
dbv
K
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
28,1012,1.12,1.13,1
===
HvHHH
KKKK
αβ
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 tài liệu [1]
Mpa
dub

= 0,95.
Với d
a
< 700 mm => K
xH
= 1; v = 1,22 (m/s) < 5 (m/s) => Z
v
= 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:
[ ] [ ]
MpaKZZ
xHRvHH
63,4701.95,0.1.4,495 ". ===
σσ
Như vậy:
[ ]
HH
σσ
≤
bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
65,0
535,1
11
===
α
ε
ε
Y

98
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
v
Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: Y
F1
= 3,65; Y
F2
= 3,6
Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
507,2
16,3
110
.97,0.73.006,0
2
0
===
m
w
FF
u
a
vgv

FFII
F
2,121
5,1.88,52.33
65,3.797,0.65,0.743,1.28125.2

2
1
1
'
1
===
βε
σ
Thấy:
[ ]
Mpa
FF
252
11
=<
σσ
Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài liêu [1]:
[ ]
Mpa
Y
Y
F
F
FF

Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
[ ]
MpaMpaK
FqtFF
4642,121.
max11max1
=<==
σσσ
[ ]
MpaMpaK
FqtFF
3605,119.
max22max2
=<==
σσσ
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 19
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG
CHÂU
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền
Mpa
b
600
=
σ
; và giới hạn chảy

d
T
F =====
2313
0
1
1
)(72,439"40'2021.28,1124
cos
.
yy
twt
r
FFNtg
tgF
F
=====
β
α
0
1
=
a
F
Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
33322422
1
2
2
)(1820

FFFFtgtgFF
=======
β
4.3 Tính Thiết Kế Trục:
4.3.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)
[ ]
3
2,0
τ
k
k
T
d
=
Với
[ ]
τ
lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra
Chọn
[ ]
τ
= 14 =>
[ ]
mm
T
d 6,20
14.2.0
24470
2,0

= 18 =>
[ ]
mm
T
d 3,43
18.2.0
292500
2,0
3
3
3
3
===
τ
Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d
1
= 20,6 mm; d
2
= 24,7 mm; d
3
= 43,3 mm
Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác đinhj được chiều rộng ổ lăn lần
lượt như sau:
b
o1
= 15 mm; b
o2
= 17 mm; b
o3
= 25 mm

= l
m24
= (1,2…1,5)d
2
= 29,64…37,05 mm; chọn l
m22
= l
m24
=
30mm; l
m23
= 35mm.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:
l
32
= l
m33
= l
m34
= (1,2…1,5)d
3
= 51,95…4,95 mm. chọn l
32
= l
m33
= 60 mm.
l
m34
= 55 mm
Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:

l
24
= 2l
23
– l
22
= 2.80 – 39,5 =120,5 mm
l
21
= 2l
23
= 2.80 = 160 mm
l
32
= l
22
= 39,5 mm
l
33
= l
24
= 120,5 mm
l
11
= l
21
= l
31
= 160 mm
l

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:
t
I
x
D
T
F
2
)3,0 2,0(
12
=
Theo phương ox. T
I
= 24,47 Nm tra bảng 16.10 tài
liệu [2] ta có D
t
= 63 mm

mmF
x
233 36,155
63
24470.2
)3,0 2,0(
12
==

Lấy F
x12
= 200 N

65,219
111310
=−=⇒
Trong mặt phẳng xoz:
Xét phương trình mômen tại điểm O:
∑
=−−⇔=
0 0)(
111113131212
lFlFlFFM
xxxxO
N
l
lFlF
F
xx
x
89,615
160
80.28,112443.200

11
13131212
11
=
+
=
+
=⇒
Phương trình tổng lực theo phương x:

8600 Nmm
24500 Nmm
M
x
M
y
T
Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:
xjyjj
MMM
22
+=
M
12
= 0 Nmm
M
13
= 52310,86 Nmm
M
10
= 8600 Nmm
M
11
= 0
Xác định mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:
222
.75,0
jxjyjtđđ
TMMM
++=

d =
Vậy: d
11
= 0
d
10
= 15,37 mm
d
13
= 10,77 mm
chọn đường kính các doạn trục theo các tiêu chuẩn:
d
10
= d
11
= 17 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)
d
13
= 21 mm (đoạn trục lắp bánh răng)
d
12
= 15 mm (đoạn trục lắp khớp nối)
b. Trục II:
Đối với bánh răng dẫn 2, 4:
F
t2
= 1280 N = F
x22
= F
x24

N
l
lFlFlF
F
yyy
y
5,1189
160
5,120.36,140980.72,4395,39.36,1409

21
242423232222
21
=
+−
=
+−
=⇒
Phương trình tổng lực theo phương Y:
∑
=−+−+⇔= 00
21024232220 yyyyy
FFFFFY
NFFFF
yyyy
5,1189.2
21232220
=−−=⇒
Trong mặt phẳng xoz:
Xét phương trình mômen tại O:

∑
=−+−+−⇔= 00
2124232220 xxxxx
FFFFFX
NFFFF
yyyx
86,1257.2
21232220
=−−=⇒
Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:
22
xjyjj
MMM +=
M
20
= M
21
= 0
M
22
= M
24
= 68383,2 Nmm
M
23
= 26979,7 Nmm
Mômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

222
.75,0

d =
Vậy:
d
20
= d
21
= 0
d
22
= d
24
= 22,14 mm
d
23
= 16,24 mm
Chọn đường kính các đoạn trục theo các tiêu chuẩn như sau:
d
20
= d
21
= 20 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG Trang: 25