Đồ án Thiết kế trạm dẫn động cơ khí

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ – ĐIỆN – ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề tài: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
SVTH: Nguyễn Mai Đạt
MSSV: 1311040068
Lớp: 13DCK03
GVHD: Phạm Bá Khiển
Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 18, tháng 01, năm 2015
O

https://monhoc.vn/ 2
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU................................................................................................. 6
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ............. 7
1. Sơ đồ động:.................................................................................................. 7
2. Tính toán chọn động cơ: .............................................................................. 8
2.1. Công suất của bộ phận công tác là băng tải:.............................................. 8
2.2. Tính công suất định mức và chọn động cơ:............................................... 8
3. Phân phối tỉ số truyền: ................................................................................. 8
3.1. Tính tỉ số truyền chung: ............................................................................ 8
3.2. Số vòng quay, công suất, moment xoắn trên các trục:............................... 9
3.3. Bảng số liệu:........................................................................................... 10
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN .................................................... 10
1. Bộ truyền đai: ............................................................................................ 10
1.1. Chọn đai thang........................................................................................ 10
1.2. Đường kính bánh đai nhỏ:....................................................................... 11
1.3. Vận tốc dài:............................................................................................. 11
1.4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối: ξ = 0,01......................................... 11
1.5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức: .............................. 11
1.6. Chiều dài tính toán của đai:..................................................................... 11
1.7. Số vòng chạy của đai trong 1s:................................................................ 11
1.8. Tính toán lại khoảng cách trục a: ............................................................ 12
1.9. Góc ôm đai bánh đai nhỏ: ....................................................................... 12

1.10. Các hệ số sử dụng: ................................................................................ 12
1.11. Chọn loại đai:........................................................................................ 12
1.12. Số dây đai được xác định theo công thức:............................................. 13
1.13. Lực căng đai ban đầu: ........................................................................... 13
1.14. Tù công thức:........................................................................................ 13
1.15. Lực tác dụng lên trục: ........................................................................... 13
1.16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai: ........................................................... 13
1.17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức: ................................................... 14
1.18. Bề rộng bánh đai:.................................................................................. 14
2. Bánh răng côn:........................................................................................... 14
2.1. Chọn vật liệu:.......................................................................................... 14
2.2. Xác định số chu kì làm việc tương đương NHE và hệ số tuổi thọ KL ........ 14
2.3. Xác định giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép:............................................ 15
2.4. Ứng suât uốn cho phép: .......................................................................... 15
2.5. Tỉ số truyền:............................................................................................ 16
2.6. Đường kính vòng chia ngoài bánh dẫn:................................................... 16
2.7. Số răng:................................................................................................... 16
2.8. Mô đun vòng chia ngoài: ........................................................................ 16
2.9. Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn:............................................... 17
2.10.Chiều dài côn ngoài: .............................................................................. 17
2.11. Chiều rộng vành răng:........................................................................... 17
2.12. Góc mặt côn chia: ................................................................................. 17
2.13.Đường kính vòng chia trung bình:.......................................................... 17
2.14. Vận tốc vòng:........................................................................................ 17
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN TRỤC ................................................................ 17
1. Trục 1: ....................................................................................................... 17

1.1. Chọn vật liệu:.......................................................................................... 17
1.2. Đường kính sơ bộ của trục:..................................................................... 18
1.3.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết: ........................................................... 18
1.4. Xác định các kích thước dọc trục ............................................................ 18
1.5. Vẽ sơ đồ moment:................................................................................... 18
1.6. Chọn then: .............................................................................................. 20
1.7.Kiểm tra độ bền then:............................................................................... 21
1.8. Kiểm tra bền trục: ................................................................................... 21
1.9. Hệ số an toàn: ......................................................................................... 21
2. Trục II:....................................................................................................... 22
2.1. Chọn vật liệu:.......................................................................................... 22
2.2. Đường kính sơ bộ của trục:..................................................................... 22
2.3. Tính kích thước dọc trục:........................................................................ 22
2.4.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết: ........................................................... 22
2.5. Vẽ sơ đồ moment:................................................................................... 22
2.6. Chọn then: .............................................................................................. 24
2.7. Kiểm tra độ bền then:.............................................................................. 25
2.8. Kiểm tra bền trục: ................................................................................... 25
2.9. Hệ số an toàn: ......................................................................................... 25
CHƯƠNG 4: CHỌN KHỚP NỐI .................................................................. 26
1. Chọn khớp nối: .......................................................................................... 26
2. Kiểm nghiệm độ bền khớp nối:.................................................................. 26
2.1. Kiểm nghiệm độ bền uốn theo công thức:............................................... 26
2.Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su:........................................... 26
3. Thiết kế gối đỡ trục:................................................................................... 27
3.1.Gối đỡ trục 1:........................................................................................... 27

3.2. Gối đỡ trục II: ......................................................................................... 28
4. Thiết kế vỏ hộp:......................................................................................... 29
4.1. Chiều dày:............................................................................................... 30
4.2. Gân tăng cứng:........................................................................................ 30
4.3. Đường kính bulong:................................................................................ 30
4.4. Mặt bích ghép nắp và thân: ..................................................................... 30
4.5. Mặt đế hộp:............................................................................................. 30
4.6. Khe hở giữa các chi tiết: ......................................................................... 31
4.7. Số lượng bulong nền: z = 4 ..................................................................... 31
5. Hệ thống bôi trơn:...................................................................................... 31
5.1. Chọn dầu bôi trơn: .................................................................................. 31
5.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn: .................................................................... 31
6. Các chi tiết phụ:......................................................................................... 32
6.1. Chốt định vị:........................................................................................... 32
6.2. Chọn nút tháo dầu:.................................................................................. 32
6.3.Chọn nút thông hơi: ................................................................................. 32
6.4. Chọn bulong vòng:.................................................................................. 32
6.5. Vòng chắn dầu:....................................................................................... 33
7. Dung sai lắp ghép: ..................................................................................... 33
KẾT LUẬN................................................................................................... 34
TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................. 35

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay khoa học kĩ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích
cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống
nhân dân, để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng
như trên toàn thế giới. Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những
năm tới là đất nước công nghiệp hóa hiện đại hóa.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát
triển nhất đó là cơ khí chế tạo máy vì nó đóng vai trò quan trọng trong việc sản
xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát
triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kĩ thuật có trình độ chuyên
môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến. công
nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất.
Nhằm thực hiện được mục tiêu đó, sinh viên chúng em luôn cố gắng phấn
đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường
để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào
công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỉ mới.

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Sơ đồ động:
*** Chú thích:
1. Động cơ
2. Bộ truyền đai
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Tang và băng tải
5
4
3
2
1

2. Tính toán chọn động cơ:
2.1. Công suất của bộ phận công tác là băng tải:
Ta có:
𝑃𝑐𝑡 =
𝐹𝑡 ×𝑣
1000
=
7550.1,35
1000
= 10,1925 (𝑘𝑊)
Pct: công suất bộ phận công tác (kW)
Ft: lực kéo băng tải
v: vận tốc băng tải
2.2. Tính công suất định mức và chọn động cơ:
Ta có:
𝑃𝑑𝑐 =
𝑃𝑐𝑡
𝑐ℎ
Với:
Pdc: công suất cần thiết của động cơ
ch: hiệu suất chung hệ thống truyền động
Ta có:
𝑐ℎ
= 𝑐𝑡
. 𝑏𝑟
. 𝑜𝑙
. 𝑘𝑛
Chọn:
ct = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai
br = 0,96: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
ol = 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
kn = 0,99: hiệu suất khớp nối
=> 𝑐ℎ
= 0,95.0,96. 0,993
. 0,99 = 0,876
=> 𝑃𝑑𝑐 =
10,1925
0,876
= 11,635 (𝑘𝑊)
Tra bảng P1.1/234 sách tính toán thiết kế hộp dẫn động cơ khí
*** Chọn động cơ loại K180M4 có công suất động cơ Pdc = 15 kW, số vòng
quay ndc = 1450 vg/ph, hiệu suất dc = 87,5%.
3. Phân phối tỉ số truyền:
3.1. Tính tỉ số truyền chung:
Ta có:

𝑢𝑐ℎ =
𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑐𝑡
Với : ndc = 1450 (vg/ph): số vòng quay của động cơ
nct = số vòng quay của trục công tác
Trong đó:
𝑛𝑐𝑡 =
60000.𝑣
𝜋.𝐷
=
60000.1,35
𝜋.280
= 92,08 (𝑣𝑔 𝑝ℎ)
⁄
=> 𝑢𝑐ℎ =
1450
92,08
= 15,74
Mặt khác
𝑢𝑐ℎ = 𝑢đ. 𝑢𝑏𝑟. 𝑢𝑘𝑛
Với: ubr = 3: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn
uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai
ukn = 1: tỉ số truyền của khớp nối
=> 𝑢đ =
𝑢𝑐ℎ
𝑢𝑏𝑟.𝑢𝑘𝑛
=
15,74
3.1
= 5,246
* Chọn uđ = 5,24
Kiểm tra: 𝑢𝑠𝑏 = 𝑢𝑏𝑟. 𝑢đ. 𝑢𝑘𝑛 = 3.5,24.1 = 15,72
|𝑢𝑐ℎ − 𝑢𝑠𝑏| = |15,74 − 15,72| = 0,02 (thỏa mãn)
3.2. Số vòng quay, công suất, moment xoắn trên các trục:
*Số vòng quay trên các trục:
𝑛1 =
𝑛𝑑𝑐
𝑢đ
=
1450
5,24
= 276,72 (𝑣𝑔 𝑝ℎ
⁄ )
𝑛2 =
𝑛1
𝑢𝑏𝑟
=
276,72
3
= 92,24 (𝑣𝑔 𝑝ℎ
⁄ )
Với:
n1: số vòng quay của trục dẫn
n2: số vòng quay của trục bị dẫn
* Công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác:
Pct = 10,1925 (kW)
Công suất trên trục động cơ:
Pdc = 11,635 (kW)
Công suất trên trục bị dẫn:
𝑃2 =
𝑃𝑐𝑡
𝑘𝑛.𝑜𝑙
=
10,1925
0,99.0,99
= 10,4 (𝑘𝑊)
Công suất trên trục dẫn:

𝑃1 =
𝑃2
𝑜𝑙.𝑏𝑟
=
10,4
0,99.0,96
= 10,94 (𝑘𝑊)
* Moment xoắn trên các trục:
𝑇𝑐𝑡 = 9,55. 106
.
𝑃𝑐𝑡
𝑛𝑐𝑡
= 9,55. 106
.
10,1925
92,08
= 1057106,59 (𝑁𝑚𝑚)
𝑇2 = 9,55. 106
.
𝑃2
𝑛2
= 9,55. 106
.
10,4
92,24
= 1076756,29 (𝑁𝑚𝑚)
𝑇1 = 9,55. 106
.
𝑃1
𝑛1
= 9,55. 106
.
10,94
276,72
= 377554,93 (𝑁𝑚𝑚)
𝑇𝑑𝑐 = 9,55. 106
.
𝑃𝑑𝑐
𝑛𝑑𝑐
= 9,55. 106
.
11,635
1450
= 76330,52 (𝑁𝑚𝑚)
Với Tct, T2, T1, Tdc lần lượt là moment xoắn trên các trục công tác, trục
bị dẫn 2, trục dẫn 1 và trục động cơ.
3.3. Bảng số liệu:
Trục
Thông số
Động cơ Dẫn 1 Bị dẫn 2 Công tác
Công suất
(kW)
11,635 10,94 10,4 10,1925
Tỉ số truyền u 5,24 3 1
Số vòng quay
(vg/ph)
1450 276,72 92,24 92,08
Moment xoắn T
(Nmm)
76330,52 377554,93 1076756,29 1057106,59
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN
1. Bộ truyền đai:
1.1. Chọn đai thang
Theo hình 4.22 (CSTKM) phụ thuộc công suất Pdc = 11,635 kW và số
vòng quay n = 1450 vg/ph theo bảng 4.3 (CSTKM) ta chọn đai loại B với

bp = 14 mm, b0 = 17 mm, h = 10,5 mm, y0 = 4 mm, A1 = 138 mm, d1 = 140 ÷
280 mm.
1.2. Đường kính bánh đai nhỏ:
𝑑1 = 1,2. 𝑑𝑚𝑖𝑛 = 1,2.140 = 168 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn đai d1 = 180 mm (trang 148/CSTKM)
1.3. Vận tốc dài:
𝑣1 =
𝜋.𝑑1.𝑛1
60000
=
𝜋.180.1450
60000
= 13,67 𝑚/𝑠
1.4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối: ξ = 0,01
Đường kính bánh đai lớn:
𝑑2 = 𝑢. 𝑑1. (1 − 𝜉) = 5,25.180. (1 − 0,01) = 935,55 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 900 mm
Tỉ số truyền:
𝑢 =
𝑑2
𝑑1.(1−𝜉)
=
900
180.(1−0,01)
= 5,05
=> sai lệch so với giá trị cho trước 3,8%
1.5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
2. (𝑑1 + 𝑑2) ≥ 𝑎 ≥ 0,55. (𝑑1 + 𝑑2) + ℎ
2. (180 + 900) ≥ 𝑎 ≥ 0,55. (180 + 900) + 10,5
2160 ≥ 𝑎 ≥ 604,5 𝑚𝑚
Ta có thể chọn a = d2 = 900 mm khi u = 5
1.6. Chiều dài tính toán của đai:
𝐿 = 2. 𝑎 +
𝜋.(𝑑2+𝑑1)
2
+
(𝑑2−𝑑1)2
4.𝑎
= 2.900 +
𝜋.(900+180)
2
+
(900−180)2
4.900
= 3640,5 𝑚𝑚
Theo bảng 4.3 (CSTKM) ta chọn đai có chiều dài L = 4000 mm = 4m
1.7. Số vòng chạy của đai trong 1s:
𝑖 =
𝑣
𝐿
=
13,67
4
= 3,4175𝑠−1
< [𝑖] = 10𝑠−1
Do đó điều kiện được thỏa mãn
Với:
v: vận tốc đai (m/s)
L: chiều dài đai (m)

1.8. Tính toán lại khoảng cách trục a:
𝑎 =
𝑘+√𝑘2−8.∆2
4
trong đó:
𝑘 = 𝐿 − 𝜋.
(𝑑2+𝑑1)
2
= 4000 − 𝜋.
(900+180)
2
= 2303,5 𝑚𝑚
∆=
(𝑑2−𝑑1)
2
=
900−180
2
= 360
=> 𝑎 =
2303,5+√2303,52−8.3602
4
= 1092,4 𝑚𝑚
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
1.9. Góc ôm đai bánh đai nhỏ:
𝛼1 = 180 − 57.
(𝑑2−𝑑1)
𝑎
= 180 − 57.
(900−180)
1092,4
= 142,4°
= 2,48 𝑟𝑎𝑑
1.10. Các hệ số sử dụng:
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
𝐶𝛼 = 1,24. (1 − 𝑒
−𝛼1
110
⁄
) = 1,24. (1 − 𝑒
−142,4
110
⁄
) = 0,9
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
𝐶𝑣 = 1 − 0,05. (0,01. 𝑣2
− 1)
= 1 − 0,05. (0,01. 13,672
− 1) = 0,96
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u:
𝐶𝑢 = 1,14 vì u = 5,25 > 2,5
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng:
𝐶𝑟 = 0,8 (làm việc 3 ca giảm 0,2)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
𝐶𝐿 = √
𝐿
𝐿0
6
= √
4000
2240
6
= 1,1 𝑚𝑚
Với:
L0: chiều dài đai thực nghiệm (H4.21/CSTKM)
L: chiều dài thật của đai (mm)
1.11. Chọn loại đai:
Theo đồ thị hình 4.21b/CSTKM chọn P0 = 3,8 kW khi d = 180 mm và
đai loại B

1.12. Số dây đai được xác định theo công thức:
𝑧 ≥
𝑃1
[𝑃0].𝐶𝛼.𝐶𝑢.𝐶𝐿.𝐶𝑧.𝐶𝑟.𝐶𝑣
=
11,635
3,8.0,9.1,14.1,1.1.0,8.0.96
= 3,53
Chọn z = 4 đai.
1.13. Lực căng đai ban đầu:
𝐹0 = 𝐴. 𝜎0 = 𝑧. 𝐴1. 𝜎0 = 4.138.1,5 = 828 𝑁
Trong đó:
A1: diện tích mặt cắt ngang của một sợi dây đai
Lực căng mỗi dây đai:
𝐹01
=
𝐹0
4
=
828
4
= 207 𝑁
Lực vòng có ích:
𝐹𝑡 =
1000.𝑃
𝑣1
=
1000.11,635
13,67
= 851,1 𝑁
Lực vòng trên mỗi dây đai là 212,8 N
1.14. Tù công thức:
𝐹0 =
𝐹𝑡
2
.
𝑒𝑓.𝛼+1
𝑒𝑓.𝛼−1
⇔ 2. 𝐹0. 𝑒𝑓.𝛼
= 𝐹𝑡. 𝑒𝑓.𝛼
+ 𝐹𝑡
⇔ 𝑒𝑓.𝛼
. (2𝐹0 − 𝐹𝑡) = 2. 𝐹0 + 𝐹𝑡
⇔ 𝑒𝑓𝛼
=
2𝐹0 + 𝐹𝑡
2𝐹0 − 𝐹𝑡
Từ đây suy ra:
𝑓′
=
1
𝛼
. 𝑙𝑛
2𝐹0+𝐹𝑡
2𝐹0−𝐹𝑡
=
1
2,48
. 𝑙𝑛 (
2.828+851,1
2.828−851,1
) = 0,46
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử
góc biên dạng bánh đai 𝛾 = 380
)
𝑓𝑚𝑖𝑛 = 𝑓′
. sin(
𝛾
2
) = 0,46. sin(
38
2
) = 0,15
1.15. Lực tác dụng lên trục:
𝐹𝑟 = 2. 𝐹0. sin(
𝛼1
2
) = 2.828. sin(
142,4
2
) = 1567,65 𝑁
1.16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝜎1 + 𝜎𝑣 + 𝜎𝑢1
Với:
𝜎1 =
𝐹1
𝐴
=
𝐹0
𝐴
+
𝐹𝑡
𝐴
=
207
138
+
212,8
138
= 3,04 𝑀𝑃𝑎

là ứng suất kéo nhánh căng và nhánh chùng
𝜎𝑣 =
𝐹𝑣
𝐴
= 𝜌. 𝑣2
. 10−6
= 1200. 13,672
. 10−6
= 0,224 𝑀𝑃𝑎
là ứng suất do lực căng phụ gây nên
𝜎𝑢1
= 𝜉. 𝐸 =
2.𝑦0
𝑑1
. 𝐸 =
2.4
180
. 100 = 4,4 𝑀𝑃𝑎
là ứng suất sinh ra khi bao đai vòng quanh bánh đai
=> 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 3,04 + 0,224 + 4,4 = 7,664 𝑀𝑃𝑎
1.17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức:
𝐿ℎ =
(
𝜎𝑟
𝜎𝑚𝑎𝑥
)
𝑚
.107
2.3600.𝑖
=
(
9
7,664
)
8
.107
2.3600.3,4175
= 1469,79 𝑔𝑖ờ
trong đó: σr = 9MPa, i = 3,4175s-1
, m = 8
1.18. Bề rộng bánh đai:
𝐵 = (𝑧 − 1). 𝑒 + 2. 𝑓 = (4 − 1). 19 + 2.12,5 = 82 𝑚𝑚
với b0 = 17 mm, e = 19 mm, f = 12,5 mm.
2. Bánh răng côn:
2.1. Chọn vật liệu:
Bánh răng
Vật liệu
Giới hạn bền
(MPa)
Giới hạn chảy
(MPa)
Độ bền (HB)
Dẫn 1 C45 850 580 260
Bị dẫn 2 C45 750 450 220
2.2. Xác định số chu kì làm việc tương đương NHE và hệ số tuổi thọ KL
* Đối với bánh dẫn:
Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi không đáng kể
𝑁𝐻𝐸1
= 𝐾𝐻𝐸. 𝑁𝛴 = 𝑁𝐻𝐸. 60. 𝑐. 𝑛1. 𝐿ℎ
Với KHE = 1: hệ số chế độ tải trọng
c = 1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh
răng
Lh: tổng số thời gian làm việc tính bằng giờ
𝐿ℎ = 3.300.24 = 21600 𝑔𝑖ờ
=> 𝑁𝐻𝐸1
= 1.60.1.276.21600 = 3,6. 108
𝑐ℎ𝑢 𝑘ì
Số chu kì làm việc cơ sở NHO:
𝑁𝐻𝑂1
= 30. 𝐻𝐵2,4
= 30. 2602,4
= 1,9. 107
𝑐ℎ𝑢 𝑘ì

Vì 𝑁𝐻𝐸1
> 𝑁𝐻𝑂1
do đó hệ số tuổi thọ:
𝐾𝐻𝐿1
= √
𝑁𝐻𝑂1
𝑁𝐻𝐸1
6
= 1
Đối với bánh bị dẫn:
𝑁𝐻𝐸2
= 𝐾𝐻𝐸. 𝑁𝛴 = 𝑁𝐻𝐸. 60. 𝑐. 𝑛2. 𝐿ℎ
= 1.60.1.92.21600 = 1,2. 108
𝑐ℎ𝑢 𝑘ì
𝑁𝐻𝑂2
= 30. 𝐻𝐵2,4
= 30. 2202,4
= 1,3. 107
𝑐ℎ𝑢 𝑘ì
Vì 𝑁𝐻𝐸2
> 𝑁𝐻𝑂2
nên ta chọn 𝐾𝐻𝐿2
= 1
2.3. Xác định giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻]1 = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1
.
0,9.𝐾𝐻𝐿1
𝑆𝐻
= 590.
0,9.1
1,1
= 483 𝑀𝑃𝑎
[𝜎𝐻]2 = 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2
.
0,9.𝐾𝐻𝐿2
𝑠𝐻
= 510.
0,9.1
1,1
= 417 𝑀𝑃𝑎
Trong đó
sH = 1,1: hệ số an toàn
𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚1
, 𝜎𝑂𝐻𝑙𝑖𝑚2
: giới hạn mỏi bánh dẫn và bị dẫn
= 2. 𝐻𝐵1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 𝑀𝑃𝑎
= 2. 𝐻𝐵2 + 70 = 2.220 + 70 = 510 𝑀𝑃𝑎
Theo bảng 6.13 CSTKM
Đối với bánh răng côn thẳng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính
toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ 2 giá trị [𝜎𝐻]1, [𝜎𝐻]2, do đó
[𝜎𝐻] = [𝜎𝐻]2 = 510𝑀𝑃𝑎
2.4. Ứng suât uốn cho phép:
[𝜎𝐹] = 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚
.
𝐾𝐹𝐿.𝑌𝑅.𝑌𝑋.𝑌𝛿.𝐾𝐹𝐶
𝑠𝐹
Vì các hệ số YX, Yδ, YR trong giai đoạn thiết kế sơ bộ chưa chính xác
được nên công thức có thể viết dưới dạng:
[𝜎𝐹] =
𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚.𝐾𝐹𝐶
𝑠𝐹
. 𝐾𝐹𝐿
Trong đó giới hạn mỏi uốn 𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚
đối với thép tôi cải thiện xác định
theo công thức
𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚1
= 1,8. 𝐻𝐵1 = 1,8.260 = 468 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑂𝐹𝑙𝑖𝑚2
= 1,8. 𝐻𝐵2 = 1,8.220 = 396 𝑀𝑃𝑎
Hệ số an toàn đối với ứng suất uốn sF = 1,75

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc một chiều KFC = 1
Số chu kì làm việc tương đương bánh dẫn:
𝑁𝐹𝐸1
= 60. 𝑐. 𝑛1. 𝐿ℎ = 60.1.276.21600 = 3,6. 108
Vì 𝑁𝐹𝐸1
> 𝑁𝐹𝑂 = 5. 106
=> 𝐾𝐹𝐿1
= 1
Số chu kì làm việc tương đương bánh bị dẫn:
𝑁𝐹𝐸2
= 60. 𝑐. 𝑛2. 𝐿ℎ = 60.1.92.21600 = 1,2. 108
Vì 𝑁𝐹𝐸2
> 𝑁𝐹𝑂 = 5. 106
=> 𝐾𝐹𝐿2
= 1
Thay vào công thức xác định [σF] ta có:
[𝜎𝐹]1 =
468.1
1,75
. 1 = 267,4 𝑀𝑃𝑎
[𝜎𝐹]2 =
396.1
1,75
. 1 = 226,3 𝑀𝑃𝑎
2.5. Tỉ số truyền:
𝑢 =
𝑛1
𝑛2
=
276
92
= 3
2.6. Đường kính vòng chia ngoài bánh dẫn:
Chọn Ψbe = 0,285
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng KH = KHβ = 1,3 (dựa vào bảng
6.4/CSTKM)
𝑑𝑒1 = 95. √
𝑇1.𝐾𝐻
0,85.(1−0,5.𝛹𝑏𝑒)2.𝛹𝑏𝑒.𝑢.[𝜎𝐻]2
3
= 95. √
377555.1,3
0,85.(1−0,5.0,285)2.0,285.3.4172
3
= 165,4 𝑚𝑚
2.7. Số răng:
Theo bảng 6.19/CSTKM ta chọn z1p = 22 răng và do
HB1 và HB2 < 350HB
=> số răng bánh dẫn z1 = 1,6.z1p = 1,6.22 = 35 răng
số răng bánh bị dẫn z2 = z1.u = 35.3 = 105 răng
2.8. Mô đun vòng chia ngoài:
𝑚𝑒 =
𝑑𝑒1
𝑧1
=
165,4
35
= 4,73
Theo tiêu chuẩn chọn me = 5
Do đó de1 = me.z1 = 5.35 = 175 mm

2.9. Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn:
de2 = me.z2 = 5.105 = 525 mm
2.10.Chiều dài côn ngoài:
𝑅𝑒 = 0,5. 𝑚𝑒. √𝑧1
2 + 𝑧2
2
= 0,5.5. √352 + 1052 = 276,7 𝑚𝑚
2.11. Chiều rộng vành răng:
b = Ψbe.Re = 0,285.276,7 = 78,86 mm
2.12. Góc mặt côn chia:
𝛿1 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔
1
𝑢
= 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔
1
3
= 18,43°
𝛿2 = 90 − 18,43 = 71,57°
2.13.Đường kính vòng chia trung bình:
𝑑𝑚1 = 𝑑𝑒1. (1 − 0,5. 𝛹𝑏𝑒) = 𝑑𝑒1. (1 − 0,5
𝑏
𝑅𝑒
)
= 175. (1 − 0,5.
78,86
276,7
) = 150,1 𝑚𝑚
𝑑𝑚2 = 525. (1 − 0,5.
78,86
276,7
) = 450,2 𝑚𝑚
2.14. Vận tốc vòng:
𝑣 =
𝜋.𝑑𝑚1.𝑛1
60000
=
𝜋.150,1.276
60000
= 2,17 𝑚 𝑠
⁄
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN TRỤC
1. Trục 1:
Thông số đầu vào P1 = 10,94 kW, T1 = 377555 Nmm,
n1 = 276,72 vg/ph. Trục đầu vào của hộp giảm tốc ta chọn thép C45 có
σb = 750 MPa, σch = 450 MPa, τch = 324 MPa, σ-1 = 383 MPa, τ-1 = 226 MPa.
Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 25 MPa, ứng suất uốn cho
phép là [σ] = 67 MPa.

1.2. Đường kính sơ bộ của trục:
𝑑1 > √
5.𝑇1
[𝜏]
3
= √
5.377555
25
3
= 42,27 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 42 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai.
1.3.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết:
Lực tác dụng lên bộ truyền đai:
𝐹đ = 2. 𝐹
𝑜. sin (
𝛼1
2
) = 2.828. sin (
142,4
2
) = 1567,65 𝑁
Lực tác dụng lên bánh răng 1:
𝐹𝑡1
=
2.𝑇1
𝑑𝑚1
=
2.377555
150,1
= 5030,71 𝑁
𝐹𝑟1
= 𝐹𝑡1
. tan 𝛼 . cos 𝛿1
= 5030,71. tan20. cos21,8 = 1700,1 N
𝐹𝑎1
= 𝐹𝑡1
. tan 𝛼 . sin 𝛿1
= 5030,71. tan20. sin21,8 = 679,99 N
=> 𝑀𝑎1
=
𝐹𝑎1.𝑑𝑚1
2
=
679,99.150,1
2
= 51033,25 𝑁𝑚𝑚
1.4. Xác định các kích thước dọc trục
Dựa vào bảng 10.2 (CSTKM), chọn w = 60 mm, x = 10 mm còn lại
thể hiện như hình vẽ.
1.5. Vẽ sơ đồ moment:
Xét theo phương y:
↑+
𝛴𝐹
𝑦 = 𝐹đ − 𝑓𝐵𝑦 − 𝐹𝐶𝑦 − 𝐹𝑟1 = 0
⤿+ 𝑀𝐷𝑦 = −𝐹đ. 300 + 𝐹𝐵𝑦. 210 + 𝐹𝐶𝑦. 100 − 𝑀𝑎1 = 0
<=> 𝐹𝐵𝑦 + 𝐹𝐶𝑦 = 𝐹đ − 𝐹𝑟1 = 1567,65 − 1700,1 = −132,45 (1)
𝐹𝐵𝑦. 210 + 𝐹𝐶𝑦. 100 = 𝐹đ. 300 + 𝑀𝑎1 (2)
= 1567,65.300 + 51033,25 = 521328,25
Từ (1), (2) suy ra FBy =4859,76 N, FCy = -4992,21 N

Moment xoắn :
𝑇 = 𝐹𝑡1
.
175
2
= 5030,71.
175
2
= 440187,13 𝑁𝑚𝑚
90 110 100
503070,7
My
Mx
141088,5
170010
51033,25
Fd
FBy
FBx
FCy
FCx Ma1
Fr1
Ft1
T = 440187,13 Nmm
y
z
x
Fr1
Ft1
Fa1
Fa1
A B C D

Xét theo phương x:
↙+ 𝛴𝐹
𝑥 = 𝐹𝐵𝑥 − 𝐹𝐶𝑥 − 𝐹𝑡1 = 0
⤿+ 𝑀𝐷𝑥 = 𝐹𝐵𝑥. 210 − 𝐹𝐶𝑥. 100 = 0
<=> 𝐹𝐵𝑥 − 𝐹𝐶𝑥 = 𝐹𝑡1 = 5030,71
𝐹𝐵𝑥. 210 − 𝐹𝐶𝑥. 100 = 0
<=> 𝐹𝐵𝑥 = −4573,73 𝑁
𝐹𝐶𝑥 = −9604,08 𝑁
*** Mặt cắt nguy hiểm tại C:
𝑑𝑐 ≥ √
𝑀𝑡đ𝐶
0,1.[𝜎]
3
= √
653687,3
0,1.67
3
= 46,03 𝑚𝑚
𝑀𝑡đ𝐶
= √𝑀𝑥𝐶
2
+ 𝑀𝑦𝐶
2
+ 0,75. 𝑇𝐶
2
= √1700102 + 503070,72 + 0,75. 440187,132
= 653687,3 𝑁𝑚𝑚
Trục có rãnh then nên:
d1 = dc + 0,05dc = 1,05dc = 1,05.46,03 = 48,33 mm
Chọn trục theo tiêu chuẩn dc = 50 mm
1.6. Chọn then:
Chọn then cho trục tại vị trí A lắp bánh đai và vị trí D lắp bánh răng
có đường kính dA = dD = 42 mm.
Tra phụ lục 13.1 (CSTKM) ta chọn then bằng đầu tròn có chiều rộng
b = 12 mm, chiều cao h = 8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm,
chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 3,3 mm.
* Chọn vật liệu là thép C45
Chiều dài then l ≤ 1,5.d = 1,5.42 = 63 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn l = 63 mm
90 110 100
42
45
50
45
50
52
42

1.7.Kiểm tra độ bền then:
Kiểm tra độ bền dập [σd] = 150 MPa
𝑙𝑙 = 𝑙 − 𝑏 = 63 − 12 = 5 𝑚𝑚 : chiều dài làm việc
t2 = 0,4.h = 0,4.8 = 3,2 mm : độ sâu rãnh then trên mayơ.
T1 = 377555 Nmm
=> 𝜎𝑑 =
2.𝑇1
𝑡2.𝑑.𝑙𝑙
=
2.377555
3,2.42.51
= 110,16 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝑑]
Kiểm tra theo độ bền cắt [τc] = 90 MPa
𝜏𝑐 =
2.𝑇1
𝑏.𝑑.𝑙𝑙
=
2.377555
12.42.51
= 29,38 < [𝜏𝑐]
1.8. Kiểm tra bền trục:
Moment cản uốn:
𝑊 =
𝜋.𝑑3
32
−
𝑏.𝑡1.(𝑑−𝑡1)2
2.𝑑
=
𝜋.423
32
−
12.5.(42−5)2
2.42
= 6295,72 𝑚𝑚3
Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng:
𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 =
𝑀𝑡𝑑𝐶
𝑊
=
571640,35
6295,72
= 90,8 𝑀𝑃𝑎
σm = 0
Kiểm nghiệm theo ứng suất xoắn:
Moment cản xoắn:
𝑊0 =
𝜋.𝑑3
16
−
𝑏.𝑡1.(𝑑−𝑡1)2
2.𝑑
=
𝜋.423
16
−
12.5.(42−5)2
2.42
= 13569,29 𝑚𝑚3
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều:
𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 =
𝜏𝑚𝑎𝑥
2
=
𝑇1
2.𝑊0
=
377555
2.13569,29
= 13,9 𝑀𝑃𝑎
1.9. Hệ số an toàn:
Tại A, D có sự tập trung ứng suất rãnh then.
Theo bảng 10.8 (CSTKM) ta chọn:
Kσ = 2,05, Kτ = 1,9 với [σb] = 750 MPa < 800MPa, β = 1,8.
Theo bảng 10.3 (CSTKM) ta chọn: εσ = 0,84, ετ = 0,78
Theo bảng trang 139 (CSTKM) ta chọn:Ψσ = 0,1, Ψτ = 0,05
Các hệ số an toàn tại A, D:
𝑠𝜎 =
𝜎−1
𝐾𝜎.𝜎𝑎
𝜀𝜎.𝛽
+𝛹𝜎.𝜎𝑚
=
383
2,05.90,8
0,84.1,8
+0,1.0
= 3,11

𝑠𝜏 =
𝜏−1
𝐾𝜏.𝜏𝑎
𝜀𝜏.𝛽
+𝛹𝜏.𝜏𝑚
=
226
1,9.13,9
0,78.1,8
+0,05.13,9
= 11,59
Hệ số an toàn:
𝑠 =
𝑠𝜎.𝑠𝜏
√𝑠𝜎
2+𝑠𝜏
2
=
3,11.11,59
√3,112+11,592
= 3 ≥ [𝑠] = 1,5
2. Trục II:
Chọn vật liệu để chế tạo là C45 như trục I. Chọn ứng suất sơ bộ cho
phép là [τ] = 30 MPa và [σ] = 67 MPa, T2 = 1076756,29 Nmm.
2.2. Đường kính sơ bộ của trục:
𝑑2 ≥ √
5.𝑇2
[𝜏]
3
= √
5.1076756,29
30
3
= 56,4 𝑚𝑚
Chọn d2 = 60 mm tại vị trí thân trục lắp ổ bi.
2.3. Tính kích thước dọc trục:
𝑙 = 2. (𝑙2 + 2𝑥 +
𝑤
2
) = 2. (72 + 2.10 +
70
2
) = 254 𝑚𝑚
với x = 10 mm, w = 70 mm
l2 = 1,2.d2 =1,2.60 = 72 mm
(Dựa vào bảng 10.2/CSTKM)
2.4.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết:
Bánh răng:
Ft2 = Ft1 = 5030,71 N
Fa2 = Fr1 = 1700,1 N
Fr2 = Fa1 = 679,99 N
=> 𝑀𝑎2 = 𝐹𝑎2.
𝑑𝑚2
2
= 1700,1.
450,2
2
= 382692,51 𝑁𝑚𝑚
2.5. Vẽ sơ đồ moment:
Xét theo phương y:
↑+
𝛴𝐹
𝑦 = −𝐹𝐵𝑦 − 𝐹𝑟2 − 𝐹𝐷𝑦 = 0
⤿+ 𝛴𝐶𝑦 = 𝐹𝐵𝑦. 173 + 𝑀𝑎2 − 𝐹𝐷𝑦. 81 = 0
<=> 𝐹𝐵𝑦 + 𝐹𝐷𝑦 = −𝐹𝑟2 = −679,99
𝐹𝐵𝑦. 173 − 𝐹𝐷𝑦. 81 = −𝑀𝑎2 = −382692,51
<=> FBy = -1723,51 N và FDy = 1043,52 N

Moment xoắn:
𝑇 = 𝐹𝑡2.
525
2
= 5030,71.
525
2
= 1320561,38 𝑁𝑚𝑚
120 173 81
y
z
x
A B C D
Fr2
Fa2
Ft2
FBx
FBy
Fa2
Fr2
Ma2
Ft2
FDy
FDx
84525,12
298167,23
277540,44
1320561,38
Mx
My

Xét theo phương x:
↙+ 𝛴𝐹𝐶𝑥 = −𝐹𝐵𝑥 − 𝐹𝑡2 − 𝐹𝐷𝑥 = 0
⤿+ 𝑀𝐶𝑥 = −𝐹𝐵𝑥. 173 + 𝐹𝐷𝑥. 81 = 0
<=> 𝐹𝐵𝑥 + 𝐹𝐷𝑥 = −𝐹𝑡2 = −5030,71
−𝐹𝐵𝑥. 173 + 𝐹𝐷𝑥. 81 = 0
<=> 𝐹𝐵𝑥 = −1604,28 𝑁
𝐹𝐷𝑥 = −3426,4 𝑁
Mặt cắt nguy hiểm tại C:
𝑑𝐶 ≥ √
𝑀𝑡𝑑𝐶
0,1.[𝜎]
3
= √
1237495,059
0,1.67
3
= 56,95 𝑚𝑚
𝑀𝑡𝑑𝐶
= √𝑀𝑥𝐶
2
+ 𝑀𝑦𝐶
2
+ 0,75. 𝑇𝐶
2
= √382692,512 + 277540,442 + 0,75. 1320561,382
= 1237495,059 𝑁𝑚𝑚
Trục có rãnh then nên:
d1 = dc + dc.0,05 = 1,05dc = 1,05.56,95 = 59,81 mm
Chọn dc = 63 mm
2.6. Chọn then:
Chọn then cho trục tại vị trí C lắp bánh răng dc = 63 mm và tra phụ lục
13.1 (BTCSTKM) ta chọn then bằng đầu tròn có chiều rộng b = 18 mm,
chiều cao h = 11 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7 mm, chiều sâu rãnh
then trên mayơ t2 = 4,4 mm. Vật liệu then chọn thép C45.
l = 254
l/2 = 107
50
55
60
63
10
63
60
120 173 81

Chiều dài :
𝑙 ≤ 1,5. 𝑑𝐶 = 1,5.63 = 94,5 𝑚𝑚
Chọn l = 90 mm.
2.7. Kiểm tra độ bền then:
Kiểm tra độ bền dập [σd] = 150 MPa
𝑙𝑙 = 𝑙 − 𝑏 = 90 − 18 = 72 𝑚𝑚 : chiều dài làm việc
𝑡2 = 0,4. ℎ = 0,4.11 = 4,4 𝑚𝑚 : chiều sâu then trên mayơ
𝜎𝑑 =
2.𝑇2
𝑡2.𝑑𝐶.𝑙𝑙
=
2.1076756,29
4,4.63.72
= 107,9 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎𝑑]
Kiểm tra theo độ bền cắt [τc] = 120 MPa
𝜏𝐶 =
2.𝑇2
𝑏.𝑑𝐶.𝑙𝑙
=
2.1076756,29
18.63.72
= 26,38 𝑀𝑃𝑎 < [𝜏𝐶]
2.8. Kiểm tra bền trục:
Kiểm nghiệm theo ứng suất uốn
Moment cản uốn:
𝑊 =
𝜋.𝑑𝐶
3
32
−
𝑏.𝑡1.(𝑑𝐶−𝑡1)2
2.𝑑𝐶
=
𝜋.633
32
−
18.7.(63−7)2
2.63
= 21412,31 𝑚𝑚3
Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng
𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 =
𝑀𝑐
𝑊
=
1225765,84
21412,31
= 57,25 𝑀𝑃𝑎
σm = 0
Kiểm nghiệm theo ứng suất xoắn:
Moment cản xoắn:
𝑊0 =
𝜋.𝑑𝐶
3
16
−
𝑏.𝑡1.(𝑑𝐶−𝑡1)2
2.𝑑𝐶
=
𝜋.633
16
−
18.7.(63−7)2
2.63
= 45960,61 𝑚𝑚3
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động trục quay 1 chiều:
𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 =
𝜏𝑚𝑎𝑥
2
=
𝑇2
2.𝑊0
=
1076756,29
2.45960,61
= 11,71 𝑀𝑃𝑎
2.9. Hệ số an toàn:
Tại C có sự tập trung ứng suất của rãnh then
Chọn như bánh răng 1

Các hệ số an toàn tại C
𝑠𝜎 =
𝜎−1
𝐾𝜎.𝜎𝑎
𝜀𝜎.𝛽
+𝛹𝜎.𝜎𝑚
=
383
2,05.57,25
0,84.1,8
+0,1.0
= 4,93
𝑠𝜏 =
𝜏−1
𝐾𝜏.𝜏𝑎
𝜀𝜏.𝛽
+𝛹𝜏.𝜏𝑚
=
226
1,9.11,71
0.78.1,8
+0,05.11,71
= 13,75
=> Hệ số an toàn:
𝑠 =
𝑠𝜎.𝑠𝜏
√𝑠𝜎
2+𝑠𝜏
2
=
4,93.13,75
√4,932+13,752
= 4,64 > [𝑠] = 1,5
CHƯƠNG 4: CHỌN KHỚP NỐI
1. Chọn khớp nối:
Ta chọn khớp nối vòng đàn hồi.
Vật liệu làm chốt là thép C45 với ứng suất uốn cho phép [σF] = 90
MPa, ứng suất dập cho phép của ống cao su [σd] = 4 MPa.
Hệ số chế độ làm việc K = 1,25 (Bảng 14.1 CSTKM)
Moment xoắn danh nghĩa T = 1057106,59 Nmm
Theo phụ lục 11.5 (SBTCSTKM) ta chọn nối trục đàn hồi có thể
truyền moment xoắn T = 1000000 Nmm khi đường kính trục d = 50 mm.
Nối trục này có số chốt z = 6, đường kính chốt dc = 18 mm, chiều dài
lc = 42 mm, nối trục đàn hồi có chiều dài l0 = 36 mm. Đường kính qua tâm
chốt D0 = 140 mm, khe hở c = 5 mm, l1 = 25mm, l2 = 45 mm, đai ốc M12.
Chiều dài khớp nối L = (34).d = 3.50 = 150 mm
2. Kiểm nghiệm độ bền khớp nối:
2.1. Kiểm nghiệm độ bền uốn theo công thức:
𝜎𝐹 =
32.𝑇𝑡.𝑙𝑐
2.𝑧.𝜋.𝐷0.𝑑𝑐
3 =
32.𝑇.𝐾.𝑙𝑐
2.𝑧.𝜋.𝐷0.𝑑𝑐
3
=
32.1,25.1057106,59.42
𝜋. 2.6.140. 183
= 57,7 < [𝜎𝐹] = 90 𝑀𝑃𝑎
2.Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su:
𝜎𝑑 =
2.𝐾.𝑇
𝑧.𝐷0.𝑑𝑐.𝐷𝑐
=
2.1,25.1057106,59
3.140.18.42
= 3,96 < [𝜎𝑑] = 4 𝑀𝑃𝑎
Do đó điều kiện bền uốn và bền dập được thỏa mãn.

3. Thiết kế gối đỡ trục:
3.1.Gối đỡ trục 1:
Đường kính ngõng trục d = 50 mm
Tiến hành chọn ổ đũa côn.
Số vòng quay n = 276,72 vg/ph, tuổi thọ Lh = 21600 giờ,  = 140
3.1.1. Hệ số tải trọng dọc trục:
e = 1,5.tg = 1,5. tg140
= 0,374
3.1.2. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên trục B,C:
𝐹𝑟𝐵 = √𝐹𝐵𝑦
2
+ 𝐹𝐵𝑥
2
= √5277,362 + 5030,712 = 7290,9 𝑁
𝐹𝑟𝐶 = √𝐹𝐶𝑦
2
+ 𝐹𝐶𝑥
2
= √5409,812 + 10061,422 = 11923,6𝑁
3.1.3. Thành phần lực dọc trục gây ra do lực hướng tâm gây nên:
SB = 0,83.e.FrB = 0,83.0,374.7290,9 = 2263,2 N
SC = 0,83.e.FrC = 0,83.0,374.11923,6 = 3701,3 N
Theo bảng 11.12 (CSTKM)
Vì SB < SC và Fa1 = 679,99 N <SC – SB= 3701,3 – 2263,2 =1438,1N
nên tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên phải FaC = SC 3701,3 N
Đối với ổ bên trái FaB =SC – Fa1 = 3701,3 – 679,99 = 3021,31 N
Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn.
3.1.4. Hệ số Kσ = 1 do tải trọng tĩnh, Kt = 1 do vòng trong quay
3.1.5. Vì tỉ số:
𝐹𝑎𝐶
𝐹𝑟𝐶
=
3701,3
11923,6
= 0,31 < 𝑒 = 0,374
Do đó theo bảng 11.3 (CSTKM) tra được X = 1 và Y = 0
3.1.6. Tải trọng động quy ước:
Q = (X.V.Fr + V.Fa).Kσ.Kτ
= (1.1.11923,6 + 0.3701,3).1.1 = 11923,6 N
3.1.7. Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
𝐿 =
60.𝐿ℎ.𝑛
106
=
60.21600.276,72
106
= 359 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔
3.1.8. Khả năng tải động tính toán:
A B C D

𝐶 = 𝑄. √𝐿3
𝑚
= 11923,6. √3593
10
= 69652,34 𝑁
3.1.9. Theo phụ lục 9.4 (SBTCSTKM) ta chọn ổ cỡ trung kí hiệu 7310
có khả năng tải động C = 100000 N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn
bằng mỡ là nth = 4800 vg/ph.
3.1.10.Tuổi thọ xác định theo công thức:
𝐿 = (
𝐶
𝑄
)
𝑚
= (
100000
11923,6
)
10
3
⁄
= 1198,5 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔 𝑞𝑢𝑎𝑦
3.1.11. Tuổi thọ tính bằng giờ:
𝐿ℎ =
106.𝐿
60.𝑛
=
106.1198,5
60.276,72
= 71184,88 𝑔𝑖ờ
3.2. Gối đỡ trục II:
Đường kính ngõng trục là d = 60 mm
Tiến hành chọn ổ đũa côn
Số vòng quay n = 92,24 vg/ph, tuổi thọ Lh = 21600 giờ,  = 140
3.2.1 Lực tác dụng lên ổ:
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B:
𝐹𝑟𝐵 = √𝐹𝐵𝑥
2
+ 𝐹𝐵𝑦
2
= √1433,992 + 1982,112 = 2446,44 𝑁
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ D:
𝐹𝑟𝐷 = √𝐹𝐷𝑥
2
+ 𝐹𝐷𝑦
2
= √3596,722 + 1302,122 = 3825,2𝑁
Tải trọng dọc trục do bánh răng gây ra:
Fa2 = 1700,1 N
3.2.2. Theo bảng 11.3 (CSTKM), hệ số tải trọng dọc trục:
e = 1,5.tg = 1,5.tg140
= 0,374
3.2.3. Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
SB = 0,83.e.FrB = 0,83.0,374.2446,44 = 759,4 N
SC = 0,83.e.FrD = 0,83.0,374.3825,2 = 1187,4 N
Vì SB < SD và Fa2 = 1700,1 N > SD – SB = 1187,4 – 759,4 = 428N
nên tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên trái: FaB = SB = 759,4 N
Đối với ổ bên phải: FaD = SB + Fa2 = 759,4 + 1700,1 = 2459,5 N
Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì có tải trọng tác dụng lớn hơn.
A B C D

3.2.4. Chọn Kσ = 1 do tải trọng tĩnh, Kτ = 1, V = 1 do vòng trong
quay
3.2.5. Vì tỉ số:
𝐹𝑎𝐷
𝐹𝑟𝐷
=
2459,5
3825,2
= 0,642 > 𝑒 = 0,374
Do đó theo bảng 11.3 (CSTKM) ta tra được:
X = 0,4 và Y = 0,4.cotg = 0,4.cotg 140
= 1,6
3.2.6. Tải trọng động quy ước tính theo công thức:
Qr = (X.V.Fr + Y.Fa).Kσ.Kτ = (0,4.1.3825,2 + 1,6.2459,5).1.1
=5465,28 N
3.2.7. Tuổi thọ tính bằng triệu vòng:
𝐿 =
60.𝐿ℎ.𝑛
106
=
60.21600.92,24
106
= 119,5 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔
3.2.8. Khả năng tải động tính toán:
𝐶𝑡𝑡 = 𝑄. √𝐿3
10
= 5465,28. √119,53
10
= 22952,12 𝑁
3.2.9. Tra bảng phụ lục 9.4 (SBTCSTKM). Ta chọn ổ cỡ nhẹ kí hiệu
7212 với C = 78000 N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ
nth = 4500 vg/ph.
3.2.10. Tuổi thọ của ổ:
𝐿 = (
𝐶
𝑄
)
𝑚
= (
78000
5465,28
)
10
3
⁄
= 7051,38 𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔
3.2.11. Tuổi thọ tính bằng giờ:
𝐿ℎ =
106.𝐿
60.𝑛
=
106.7051,38
60.92,24
= 1274100,2 𝑔𝑖ờ
4. Thiết kế vỏ hộp:
Chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc.
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
các bộ phận của máy tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng
dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.
Vật liệu là gang xám GX 15 – 32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các
chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
Bề mặt lắp ráp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp
sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10
.

Kết cấu hộp giảm tốc đúc với các kích thước cơ bản sau:
4.1. Chiều dày:
- Thân hộp: δ = 0,03.a + 3 = 0,03.525 + 3 = 18,75 mm
Với a là khoảng cách tâm, chọn a = de2 = 525 mm.
- Nắp hộp: δ1 = 0,9.δ = 0,9.18,75 = 16,88 mm
4.2. Gân tăng cứng:
- Chiều dày: e = 0,8.δ = 0,8. 18,75 = 15 mm
- Chiều cao: h < 60 mm
- Độ dốc khoảng 20
4.3. Đường kính bulong:
-Bulong nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.525 + 10 = 31 mm
Chọn d1 = 33 mm
- Bulong cạnh ổ: d2 = 0,7.d1 = 0,7.33 =23,1 mm
Chọn d2 = 24 mm
- Bulong ghép bích nắp và thân: d3 = 0,8.d2 = 0,8.24 = 19,2 mm
Chọn d3 = 20 mm
- Vít ghép nắp ổ: d4 = 0,6.d2 = 0,6.24 = 14,4 mm
Chọn d4 = 16 mm
- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = 0,5.d 2 = 0,5.24 = 12 mm
Chọn d5 = 12 mm
4.4. Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp:
S3 = 1,5.d3 = 1,5.20 = 30 mm
- Chiều dày bích nắp hộp: S4 = S3 = 30 mm
Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 – 4
4.5. Mặt đế hộp:
- Chiều dày:
Khi không có phần lồi: S1 = 1,4.d1 = 1,4.33 = 46,2 mm
- Bề rộng mặt đế hộp:
K1 ≈ 3d1 = 3.33 = 99 mm
q ≥ K1 + 2.δ = 99 + 2.18,75 = 136,5 mm

4.6. Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với thành trong hộp:
 ≥ 1,2.δ = 1,2.18,75 = 22,5 mm ≈ 23 mm
- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
1 ≥ (35).δ = 4.18,75 = 75 mm
- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:
2 ≥ δ = 18,75 mm ≈ 19 mm
4.7. Số lượng bulong nền: z = 4
5. Hệ thống bôi trơn:
5.1. Chọn dầu bôi trơn:
Thông số đầu vào σH = 510 MPa
Độ nhám bề mặt 260 HB ≈ 270 HB
Dựa vào công thức 13.6 (CSTKM) ta có:
𝑏𝑟
=
10−5.𝐻𝐻𝑉.𝜎𝐻
2
𝑣
=
10−5.270.5102
2,17
= 323,63
Theo đồ thị hình 13.9 (CSTKM) ta chọn 50 = 70.106
m2
/s
Theo bảng 13.1 (CSTKM) ta chọn dầu bôi trơn ISOVG68.
5.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
Mức dầu thấp nhất ngập (0,752) bề rộng răng b (b=78,86) của bánh
răng.
Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và mức dầu cao nhất
h = hmax – hmin = 10 mm
H
hmin
hmax

Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/6 đường kính bánh răng
(de2 = 525 mm)
Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa
mãn bất đẳng thức sau:
𝐻 = 0,5. 𝑑𝑒2 − 0,75. 𝑏 − (10 ÷ 15) >
1
3
. 𝑑𝑒2
= 0,5.525 − 0,75.78,86 − 15 = 188,36 >
1
3
. 525 = 175
Do đó hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
6. Các chi tiết phụ:
6.1. Chốt định vị:
Chọn chốt định vị hình côn d = 8 mm, chiều dài l = 30mm
Tra bảng 18.4b (TTTKHDĐCK tập 2) ta có bảng số liệu sau:
Đường kính Vát mép Chiều dài chốt định vị
8 1,2 30
6.2. Chọn nút tháo dầu:
Chọn nút tháo dầu M20x2. Các thông số (tra trong bảng 18.7
-TTTKHDĐCK tập 2):
d b m f L c q D S D0
M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
6.3.Chọn nút thông hơi:
Chọn nút thông hơi M27x2 với các thông số: (chọn theo bảng 18.6
TTTKHDĐCK tập 2)
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
6.4. Chọn bulong vòng:
Chọn bulong vòng M8
Các thông số tra theo bảng 18.3a (TTTKHDĐCK tập 2)
d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2
M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 4 4

6.5. Vòng chắn dầu:
Vòng chắn dầu có nhiệm vụ không cho dầu bôi trơn bộ truyền bánh
răng tiếp xúc với mỡ bôi trơn ổ đũa côn.
7. Dung sai lắp ghép:
Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải trọng của các chi tiết trong
hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép khác nhau và được thể hiện như trên
bản vẽ lắp.

KẾT LUẬN
Đồ án thiết kế chi tiết máy là môn học cung cấp những kiến thức tổng quát cần
thiết cho các sinh viên ngành kĩ thuật nói chung và sinh viên cơ khí nói riêng.
Môn đồ án này đã giúp em ôn lại và kết hợp hầu hết các môn chuyên ngành
cơ khí bởi vậy càng giúp sinh viên biết rõ hơn về công việc của một kĩ sư tương
lai. Giúp chúng em cũng cố lại hầu hết kiến thức chuyên ngành đã học trong thời
gian qua.
Tuy nhiên bên cạnh đó do còn thiếu kinh nghiệm về thiết kế nên vẫn còn
nhiều thiếu sót. Đặc biệt do ít tiếp xúc với thực tế nên chắc chắn trong quá trình
thiết kế sẽ không hoàn toàn phù hợp với nhu cầu, thị trường thực tế một cách tối ưu
nhất.
Sau hơn 10 tuần nghiên cứu thiết kế Hệ dẫn động cơ khí : Hộp giảm tốc
bánh răng côn một cấp, bằng việc tham khảo nghiên cứu các tài liệu liên quan cùng
sự hướng dẫn tận tình của các thầy cô và sự giúp đỡ của bạn bè em đã hoàn thành
đồ án đúng thời hạn quy định.
Rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến xây dựng của thầy cô và các bạn!!!
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Mai Đạt

TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Cơ sỏ thiết kế máy – TS. Nguyễn Hữu Lộc – NXB ĐH Quốc gia TP.HCM
2. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 – PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê
Văn Uyển – NXB Giáo dục
3. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 – PGS.TS Trịnh Chất – TS. Lê
Văn Uyển – NXB Giáo dục
4. Giáo trình Vẽ cơ khí và dung sai lắp ghép – TS. Lê Đình Phương.

Đồ án Thiết kế trạm dẫn động cơ khí

Recommended

Recommended

More Related Content

Similar to Đồ án Thiết kế trạm dẫn động cơ khí

Similar to Đồ án Thiết kế trạm dẫn động cơ khí (20)

More from Vida Stiedemann

More from Vida Stiedemann (9)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Đồ án Thiết kế trạm dẫn động cơ khí