Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
MỤC LỤC
Trang
Lời nói đầu

Phần 1 - TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I. Chọn động cơ 4

1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ 4
2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ 4
II. Phân phối tỉ số truyền 5
1. T ính toán các thông số động học 5
2. Bảng số liệu tính được 7
Phần 2 - TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. B ộ truyền xích 7
1. Chọn loại xích 7
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích 7
II. Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 10
1. Tính toán bộ truyền cấp nhanh 10
2. Tính toán bộ truyền cấp chậm 16
Phần 3 - THIẾT KẾ TRỤC
I. Chọn vật liệu 21
II. Thiết kế trục 21
1. Tính sơ bộ đường kính trục 21
2. X ác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 21

thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như : Chi tiết máy, Sức bền vật liệu,
Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kĩ thuật đồng thời giúp cho sinh viên làm quen với công
việc làm và thiết kế đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không
đổi và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng mômen xoắn. Với chức năng như vậy, ngày
nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện kim, hóa chất,
trong công nghiệp đóng tàu. Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm vụ thiết kế
hệ dẫn động băng tải – hộp giảm tốc côn trụ. Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ
tận tình của các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đỗ Đức Nam em đã hoàn thành xong
đồ án môn học của mình. Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian có hạn nên trong
quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót, em xin chân thành cảm ơn những ý
kiến đóng góp của các thầy trong bộ môn.
Sinh viên
Nguyễn Phi Long
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 3 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN
Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I.CHỌN ĐỘNG CƠ
1.XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐẶT TRÊN TRỤC ĐỘNG CƠ
• Công suất trên trục công tác
Pct =
2. .
1000
F v
=
8500.0,62
1000
= 5,27 (Kw)
• Hiệu suất hệ dẫn động η :
Theo sơ đồ đề bài thì : η = η

Tra bảng 2.3[1]-tr19 ta có: η
ol
= 0,99; η
brt
= 0,97; η
brc
= 0,96;η
k
= 1;
η
x
= 0,93; η
o
t
= 0,99
Suy ra : η = 0,99
3
. 0,97.0,96. 1. 0,93
2
. 0,99
2
= 0,77
• Hệ số tải trọng tương đương : β =
2
1
1
.
n
i i
i

đc
> P
yc
;
2.XÁC ĐỊNH TỐC ĐỘ ĐỒNG BỘ CỦA ĐỘNG CƠ
• Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là U
sb
. Theo bảng
2.4[1]-tr21,
truyền động bánh răng côn trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động xích (bộ truyền
ngoài)
U
sb
= U
sbh
.U
sbx
= 15.3 = 45
• Số vòng quay của trục máy công tác:
n
ct
=
60000. 60000.0,62
34,84
. 3,14.340
v
D
π
= =
(vg/ph)

k=
1
mm
T
T
=1,4 ta chọn được kiểu động cơ là 4A132S4Y3 có các thông số kĩ thuật
như sau : P
đc
= 7,5 KW; n
đc
= 1455 vg/ph;
k
dn
T
T
=2,0;
II.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
• Tỉ số truyền chung :
U
ch
=
1455
41,76
34,84
dc
ct
n
n
= =


=
[ ]
( )
[ ]
2 02
01
2,25. .
1 . .
bd
be be
K
K K K
Ψ
−
theo công thức 3.15[1]-tr43
-Cần phân phối tỉ số truyền là U
h
= 13,92. Chọn K
be
= 0,3;ψ
bd2
= 1,05;
[K
01
]=[K
02
]
=> λ
k
=

U
U U
=
41,76
4.3,5
= 2,98
1.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC
1.1.CÔNG SUẤT TRÊN CÁC TRỤC
- Công suất trên trục 3:
3
5,27
5,72
. 0,93.0,99
ct
x ot
P
P
η η
= = =
(KW)
- Công suất trên trục 2:
3
2
5,72
5,96
. 0,97.0,99
brt ol
P
P
η η

dc
k
n
n
U
= =

dc
n

1455( / )vg ph
=
- Vận tốc trên trục 2:
1
2
1
1455
364( / )
4
vg ph
n
n
U
=
= =
- Vận tốc trên trục 3:
2
3
2
364

dc
dc
N mm
P
T
n
=
= =
-Mô men trên trục 1:

6 6
1
1
1
6,40
. . 42006,87( . )
1455
9,55.10 9,55.10
N mm
P
T
n
=
= =
-Mô men trên trục 2:

6 6
2
2
2

6 6
5,27
. . 1444560,85( . )
34,84
9,55.10 9,55.10
ct
ct
ct
N mm
P
T
n
=
= =
2.BẢNG SỐ LIỆU TÍNH ĐƯỢC
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I.BỘ TRUYỀN XÍCH
Vì trục 3 kéo 2 xích như nhau nên ta chỉ cần tính toán cho 1 xích
Các thông số ban đầu:
P=P
3
/2=5,78/2=2,89 KW
U
x
=2,98
n
3
=104 vg/ph
1.CHỌN LOẠI XÍCH
Do vận tốc và công suất truyền không cao nên ta chọn loại xích con lăn

2
=75 < Z
max
=120 =>Tỷ số truyền thực U
x
=Z
2
/Z
1
=75/25=3
-Với Z
max
=120 được xác định từ điều kiện hạn chế tăng bước xích do bản lề bị mòn
sau một thời gian làm việc
• Xác định bước xích t
-Theo công thức 12-22[3]/15 ta có công suất tính toán là:
. . .
z n
tt
x
K K K P
P
K
=
-Trong đó :
+K
z
là hệ số răng đĩa dẫn: K
z
=25/Z

c
Ta có:
-Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài bằng 30
o
<60
o
=> K
o
=1(hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền)
-Chọn khoảng cách trục a≈40t
=>K
a
=1(hệ số chiều dài xích)
-Bộ truyền có thể điều chỉnh được
=>K
đc
=1(hệ số xét đến khả năng điều chỉnh)
-Chọn phương án bôi trơn định kì(có bụi)
=>K
b
=1,3 (hệ số xét đến điều kiện bôi trơn)
-Bộ truyền làm việc êm
=>K
đ
=1(hệ số tải trọng động)
-Bộ truyền làm việc 2 ca
=>K
c
=1,25(hệ số kể đến chế độ làm việc)
=> K=1.1.1.1,3.1.1,25=1,625

+ +
Π
=
( )
2
2
75 25 .25, 4
25 75 2.1016
131,58
2 25,4 4 .1016
−
+
+ + =
Π
-Chọn số mắt xích là X=132
 Tính chính xác khoảng cách trục a(CT 12.4[3]/10)
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 8 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN
Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
a =
( ) ( )
2 2
1 2 1 2 2 1
0, 25 0,5 [ 0,5 ] 2[(Z )/ ]t X Z Z X Z Z Z
 
− + + − + − − Π
 
=
( ) ( )
2 2
0, 25.25,4 132 0,5 25 75 [132 0,5 25 75 ] 2[(75 25) / ]

Q-tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2[1]/76: Q = 56700 N
K
đ
-hệ số tải trọng động
F
t
–lực vòng;
1000 1000.2,89
2627,27( )
1,1
t
P
F N
v
= = =

Với
1 3
25.25,4.104
1,1( / )
60000 60000
Z tn
v m s
= = =
F
0
-Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F
0
=9,81k
f

+ +
Vậy S > [S], bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
 Các thông số của đĩa xích
-Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn:
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 9 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN
Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
1
1
25,4
202,66( )
sin( / ) sin( / 25)
t
d mm
Z
= = =
Π Π
2
2
25,4
606,56( )
sin( / ) sin( / 75)
t
d mm
Z
= = =
Π Π
-Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích dẫn và đĩa xích bị dẫn:
d
a1
= t[0,5 + cotg(π/Z

= + ≤
Trong đó:
[
H
σ
]-ứng suất tiếp xúc cho phép, tra bảng 5.11[1]/84
k
r
– hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích: Z
1
=25=> k
r
=0,42
Z
1
=75=> k
r
=0,2
F
vđ
– lực va đập trên m dãy xích:
F
vđ
= 13.10
-7
n
3
t
3
m = 13.10

H
σ
] = 550 Mpa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và răng đĩa 2.
 Lực tác dụng lên trục (theo CT 5.20[1]/86)
7
1 3
.6.10 .
.
x
r x t
k P
F k F
Z tn
= =
k
x
– hệ số kể đến trọng lượng xích
k
x
=1,15(góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài =30
o
)
=>
7
1,15.6.10 .2,89
3019,53( )
25.25,4.104
r
F N
= =

σ
=
ch
MPa
;chọn HB1 = 245(HB)
1.2.XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
0
( / ).
σ σ
=
H HLim H R v XH HL
S Z Z K K
CT6.1[1]/89
Trong đó:
-
0
σ
HLim
là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.
Theo bảng 6.2[1]/92:
0
σ
HLim
=2HB + 70

0
1
2.260 70 590( )

-K
HL
là tuồi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền, theo CT6.3[1]/91:
/=
H
m
HL HO HE
K N N
Trong đó:
-m
H
là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.Vì HB<350 => m
H
=6
-N
HO
là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. Theo
CT6.5[1]/91:
2,4
30=
HO HB
N H
=>
2,4 7
1
30.260 1,88.10= =
HO
N
=>

n
,
i
t
lần lượt là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm
việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

3 3 7
2 2
5 3
60.1.364.19000. 1 . 0,8 . 33,9.10
8 8
 
= + = >
 ÷
 
HE HO
N N
=> K
HL2
=1
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 11 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN
Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Ta có: N
HE2
> N
HO1
; N
HE1
=4.N

min ; 509,09
σ σ σ
= =
H H H
MPa
-Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo 6.13[1]/93:
[ ]
2,8 2,8.580 1624( )
ax
σ σ
= = =
H ch
m
MPa
 Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
0
( / ). . . . .
σ σ
=
F FLim F R S XF FC FL
S Y Y K K K
CT6.2[1]/89
Trong đó:
-
0
σ
FLim
là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Theo bảng 6.2[1]/92:

R
Y
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
-
S
Y
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
-
XF
K
là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
-Chọn sơ bộ
. .
R S XF
Y Y K
=1
-
FC
K
là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải:
FC
K
=1(tải đặt 1 phía)
-
FL
K
là hệ số tuổi thọ. Theo CT6.4[1]/91:
/=
F
m

m
i
FE i i
i
m
T
N C n t
T

6 6 6
2 2
5 3
60.1.364.19000 1 . 0,8 . 300.10
8 8
 
= + = >
 ÷
 
FE FO
N N
=>
2
1=
FL
N
Ta có:
2 1 1 2 1 01 1
; 4. 1> = => > => =
FE FE FE FE FE F FL
N N N N N N N

-Theo CT6.52a[1]/110:
[ ]
2
2
3
1
1. / (1 )
β
σ
 
= + −
 
e R H be be H
R K u T K K K u
Trong đó:
+
R
K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh
răng côn răng thẳng có:
0,5
d
=
R
K K
=0,5.100=50(MPa
1/3
)
+
β

2
42006,87.1,12
50 4 1 128,48( )
(1 0,25).0,25.4.509,09
= + =
−
e
R mm
 Xác định các thông số ăn khớp:
-Số răng bánh nhỏ:
1
2 2
2 2.148,28
63,32
1 4 1
= = =
+ +
e
e
R
d
u
.tra bảng
6.22[1]/112=>Z
1p
=16. Với HB<350, Z
1
=1,6Z
1p
=1,6.16=26

55,41
25,32
2,188
= = =
m
tm
d
Z
m
, lấy Z
1
=25 răng
-Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia
Z
2
= uZ
1
=4.25=100
1
2'
o
arctg(25/100)=14
δ
=
0
2
2' 75 58'
0 0
90 -14
δ

0,85
H
H M H H H R V XH
m
T K u
Z Z Z Z Z K
bd u
ε
σ σ σ
+
= ≤ =
Trong đó:
-
M
Z
là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5[1]/94:
M
Z
=274(Mpa
1/3
)
-
H
Z
là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Tra bảng 6.12[1]/104:
H
Z
=1,76

 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
-
H
K
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:
H H H HV
K K K K
β α
=
+
H
K
β
=1,12(theo tính toán phần c)
+
H
K
α
=1(bánh răng côn răng thẳng)
+
HV
K
=1+

=0,006(tra bảng 6.15);
0
g
=47(bảng 6.16))
-
0,25.128,85 32,21( )
be e
b K R mm= = =
. Lấy b=33 mm
-
9,66.54,47.33,5
1 1,18 1,12.1.1,18 1,32
2.42006,87.1,12.1
HV H
K K= + = → = =
2
2
2.42006,87.1,32 4 1
274.1,76.0,87 491,7( )
0,85.34,79.59,08 .4
H
MPa
σ
+
→ = =
-
[ ] [ ]
' 509,09.1.0,95.1 483,64( )
H H V R xH
Z Z K MPa

, nhưng chênh lệch không nhiều nên có thể tăng chiều rộng
vành răng :
[ ]
2 2
33( / ') 33(491,7/ 483,64) 33,55( )
H H
b mm
σ σ
= = =
. Lấy b=35mm.
1.5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
Theo CT6.66[1]/114:
[ ]
1 1 1 1 1
2 /(0,85 )
F F F mm m F
T K Y Y Y bm d
ε β
σ σ
= ≤

[ ]
2 1 2 1 2
/
F F F F F
Y Y
σ σ σ
= ≤
Trong đó:
-T

1
1
1
2
F m
FV
F F
V bd
K
T K K
β α
= +
(CT6.68[1]/115) với
1
0
( 1)
m
F F
d u
V g v
u
δ
+
=
(6.68a)
Tra bảng 6.15[1] :
0,016
F
δ
=

,
F F
Y Y
là hệ số dạng răng
Với Z
v1
=Z
1
/cos
1
δ
=25/cos(14
0
2’) = 25,77
Z
v2
=Z
2
/cos
2
δ
=100/cos(78
0
58’) = 142,39
Và x
1
=0,38, x
2
=-0,38
Tra bảng 6.18[1]/107=> Y

σ σ
<
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 15 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN
Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.
1.6.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : k
qt
=1,4
Theo CT6.48[1]/108:
471,49 1,4 557,87
axHm H qt
k
σ σ
= = =
<
[ ]
1624( )
axHm
MPa
σ
=
Theo CT6.49[1]/108:
[ ]
1max 1 1
max
σ σ . 88,99.1,4 124,59 σ 464( )
F F qt F
K MPa= = = < =
[ ]

1
,Z
2
β
x
1
,x
2
d
e
δ
e
h
ae
h
fe
h
ae
d
te
m
m
u
R
e
=0,5m
te

2 2
1 2

δ δ
= −
2 .
e te te
h h m c= +
, với
m
os
te
h c
β
=
,
0,2
te
c m=
1 1
( )
m
os
ae te n te
h h x c m
β
= +
2 1
2
ae te te ae
h h m h= −
1 1fe e ae
h h h= −

62,5;250(mm)
14
0
2’
75
0
58’
5,5mm
3,43mm
1,57mm
2,07mm
3,93mm
71,66mm
260,81mm
2,5mm
4
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 16 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN
Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
2.TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
2.1.CHỌN VẬT LIỆU
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế
nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh.
2.2.XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Bánh răng trụ răng nghiêng:
[ ]
[ ] [ ]
1 2
536,36 509,09
522,73( )

2
2
( 1)
w
H
a
H ba
T K
a K u
u
β
σ
= ±
Ψ
Trong đó:
+
a
K
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[1]/94 được
a
K
= 43(MPa)
1/3
+ T
2
là mô men xoắn trên bánh chủ động, T
2
= 156368,13 Nmm
+ Theo bảng 6.6 [1]/95 chọn

m a= → = → = →
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 2,5(mm)
Chọn sơ bộ
0
10
β
=
, do đó cos
β
=0,9848.
Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ:
3
2 2.165.0,9848
28,88
w
os
m(u+1) 2,5(3,5+1)
a c
Z
β
= = =
. Lấy Z
3
= 28
Số răng bánh lớn : Z
4
= uZ
3
=3,5.28 = 98. Lấy Z
4

= = =
-Chiều rộng vành răng :
0,3.165 50( )
w wba
b a mm= Ψ = =
-Đường kính đỉnh răng:
3 3
2 73,34 2.2,5 78,34( )
a
d d m mm= + = + =
4 4
2 256,68 2.2,5 261,68( )
a
d d m mm= + = + =
- Đường kính đáy răng:
3 3
0,5 73,34 0,5.2,5 72,09( )
f
d d m mm= − = − =
4 4
0,5 256,68 0,5.2,5 255,43( )
f
d d m mm= − = − =
2.4.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2
2 ( 1)
. .
2
w w3

b
H
c
Z
β
α
=
Theo CT6.35[1]:
) 0,292
o 0
t
os os(20,87 ).tg(17,34
b
tg c tg c
β α β
= = =
Với
0 0
( / ) ( 20 / 0,9545) 20,87
tw
arc os arc
t
tg tg c tg tg
α α α β
= = = =

0
16,28
b
β

28 98
osc
Z Z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
1 1
0,78
1,65
Z
ε
α
ε
⇒ = = =
-
H
K
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114:

V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9
→
H
K
α
= 1,13
+
2
1
2
w w3
d
H
HV
H H
V b
K
T K K
β α
= +
Với
0
/
wH H m
v g v a u
δ
=
Tra bảng 6.15[1]/105
0,002
H

Z→ =
, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 7. Do đó
1, 700 , 1
R a XH
Z d mm K→ = < =
, do đó:
[ ] [ ]
' 522,73.1.1.1 522,73( )
H H V R xH
Z Z K MPa
σ σ
= = =
[ ]
'
H H
σ σ
→ <
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
2.5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
[ ]
3 2 3 3
2 /( )
w w3F F F F
T K Y Y Y b d m
ε β
σ σ
= ≤
(6.43)
Sinh Viên Thực Hiện : Nguyễn Phi Long - 19 - Lớp Cơ Điện Tử 2-K49 ĐHBKHN

δ
→ =
6.16
0
73g→ =
0
/ 0,006.73.1,4 165/3,5 4,21
wF F m
v g v a u
δ
= = =
2
4,21.50.73,33
1 1 1,01
2 2.156368,13.1,37.1,1
w w3F
FV
F F
V b d
K
T K K
β α
= + = + =

1,1.1,37.1,01 1,52
F F F FV
K K K K
β α
= = =
Với

Với Z
v3
= 32 ,Z
v4
=112 và hệ số dịch chỉnh x
1
= x
2
=0, tra bảng 6.18 ta có
3 4
3,8, 3,6
F F
Y Y= =
Ứng suất uốn :
[ ]
3 3
2.156368,13.1,52.0,6.0,876.3,80
102,5( ) 267,43( )
50.73,33.2,5
F F
MPa MPa
σ σ
= = < =
[ ]
4 4
102,5.3,6
97( ) 252( )
3,80
F F
MPa MPa

Đồ án Chi Tiết Máy Thầy giáo hướng dẫn: Đỗ Đức Nam
Thông số Kết quả
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
a
w
= 165mm
m = 2,5 mm
b
w
= 50 mm
u
2
= 3,5 m/s
β = 17,34
0
Z
3
= 28 , Z
4
= 98
x

0,2.
T
d
τ
≥
.
Trong đó:
T là momen xoắn, Nmm
[τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [τ] = 14 Mpa
Đối với động cơ 4A132S4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có d
đc
= 38(mm)
Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động
cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8 1,2)d
đc
1
0,8 0,8.38 30,4( )
dc
d d mm≥ = =
-Trục 1: chọn d
1
= 35(mm)
Tra bảng 10.2[1]/187, chiều rộng ổ lăn b
01
= 21(mm)
-Trục 2 :
[ ]
( )
2
3

3
= 50(mm)
Tra bảng 10.2, b
03
= 27(mm)
2.XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC
Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ
thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần
thiết và các yếu tố khác.
-Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:
l
12m
= (1,4
→
2,5) d
1sb
= (1,4
→
2,5).35 = 49
→
87,5 (mm)
Chọn l
m12
= 50mm
-Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:
l
23m
=(1,2
→
1,4)d

l
m22
=(1,2
→
1,5)d
sb2
= (1,2
→
1,5).40 = 48
→
60 (mm)
Chọn l
m22
= 50mm
-Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn:
l
m32
=(1,2
→
1,5)d
sb3
= (1,2
→
1,5).50 = 60
→
90 (mm)
Chọn l
m32
= 70mm
-Chiều dài mayơ đĩa xích :

01
là chiều rộng ổ lăn, b
01
= 21mm
+k
3
là khoảng cách từ mặt cạnh của các chi tiết quay đến nắp ổ. Tra bảng
10.3[1]/187 : k
3
=16mm
+h
n
là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Tra bảng 10.3 :h
n
= 18mm
+l
c12
là khoảng cách côngsôn
→
l
c12
= 0,5(50+21) = 16 +18 =68,5. Lấy l
c12
= 70mm
→
l
12
= l
c12
= -70(mm)

→
l
13
= 90 +10 +6 + 45 + 0,5(21 – 35cos13,4
0
) = 144,45
Lấy l
13
= 145(mm)
-Trục 2:
21 22 23 02 1 2
3 2 50 50 23 3.10 2.6 165( )
m m
l l l b k k mm
= + + + + = + + + + =
( ) ( )
22 02 22 1 2
0,5. 0,5. 50 23 10 6 53( )
m
l b l k k mm
= + + + = + + + =
( )
( )
0
23 22 22 23 2 1
0,5. os 53 0,5. 50 58 os75,58 10 95( )
m
l l l b c k c mm
δ
= + + + + = + + + =