LỜI NÓI ĐẦU.
Đối với các ngành kỹ thuật trong các trường Đại Học , sau khi học xong phần lý
thuyết , sinh viên sẻ bước qua phần thiết kế đồ án . Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng
vậy.
Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc đối với sinh viên mới bắt tay vào làm đồ
án .Giúp cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng
như Chi Tiết Máy của sinh viên được đi vào thực tế hơn . Đây là đề tài chính xác đầu tiên
đối với sinh viên học ngành cơ khí . Nhiêm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ
động cơ điện đến cơ cấu chấp hành .
Đề tài là : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI dùng “ Hộp Giảm
Tốc Hai Cấp Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng Đồng Trục “ có các đặc điểm là : Kích
thước nhỏ , chịu được tải trọng động , khã năng tải lớn , hiệu suất cao , tuổi thọ cao , làm
việc tin cậy . Kết cấu hộp giảm tốc gọn , giá thành chế tạo cao vì chế tạo các bánh răng
trụ răng nghiêng tương đối phức tạp , đòi hỏi độ chính xác cao , tuy nhiên hộp dẫn tốc
này vẫn được sử dụng khi đòi hỏi bộ truyền tải chịu tải lớn.
Khi thiết kế Đồ Án Chi Thiết Máy sinh viên cần phải vận dụng những kiến thức và
lý thuyết đã học được , để giải quyết các vấn đề trong thực tế . đồ án này là sản phẩm
thiết kế đầu tay còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành ,
giúp cho mổi sinh viên có ý thức sâu về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán .
Trong Đồ Án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi , kính mong các quý thầy cô
tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm , những khúc mắc còn tồn tại và
có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiên những đề tài sau này .
Xin chân thành cảm ơn các quý thầy cô .
Đà Nẵng , ngày tháng năm
Sinh viên thiết kế:
Nguyễn Văn Đạt
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Chương I
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
I. ĐỘNG CƠ ĐIỆN CHỌN.
Chọn động cơ điện gồm những công việc chính là chọn loại , kiểu động cơ , chọn

công suất điện áp và số vòng quay của động cơ . Nếu chọn đúng loại đúng kiểu thì động
cơ có tính năng làm việc phù hợp với yêu cầu làm việc của máy , phù hợp với môi trường
bên ngoài vận hành được an toàn ổn định , chọn đúng công suất có ý nghĩa kinh tế và kỹ
thuật lớn . Nếu chọn động cơ có công suất nhỏ hơn công suất của phụ tải thì động cơ luôn
luôn làm việc trong điều kiện quá tải , nhiệt độ của động cơ tăng quá nhiệt độ phát nóng
cho phép , động cơ chóng hỏng . Nhưng nếu chọn công suất của động cơ lớn quá sẻ làm
tăng vốn đầu tư , khuôn khổ cồng kềnh , động cơ luôn làm việc non tải , hiệu suất động
cơ thấp . Chọn điện áp không thích hợp sẻ ảnh hưởng đến vốn đầu tư .
Phương pháp chọn động cơ:
Tính công suất cần thiết của động cơ.
Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
Dựa vào công suất và số vòng quay của động cơ , kết hợp với yêu cầu về quá tải ,
mômem mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước phù hợp với yêu
cầu thiết kế .
Công suất trên băng tải :N=
1000
.VP
=
1000
05,1.2615
=2,75 (Kw)
P: Lực kéo băng tải (N).
V: Vận tốc băng tải (m/s).
4
4
31
2
2

ηηηηη

=
η
: Hiệu suất truyền chung .
2
η
= 0,98 : Hiệu suất của bánh răng nghiêng .
1
η
=0,97 : Hiệu suất của bộ truyền xích .
3
η
=0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn .
4
η
=1 : Hiệu suất của khớp nối .
η
= 0,98
2
.0,970.0,995
4
.1 = 0,913
η
N
N
ct
=
=
01,3
913,0
75,2

=
(Kw)
N
ct
: Công suất đặt trên trục của động cơ .
Căn cứ vào điều kiện N
đm
≥
N
ct
và bài toán về kinh tế . Theo bảng 2P trang 322
TKCTM .Chọn động cơ AO2-41-4 .
Có công suất : N
đm
= 4,0 (Kw) .
Số vòng quay : n
đc
= 1450 (vòng/phút) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
2
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Kiểm tra :
5,1
=
đm
mm
M
M
>1,4 . (Thỏa mãn).

II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN .
Hộp giảm tốc gồm bộ truyền ngoài là bộ truyền xích và bộ truyền trong là bộ
truyền bánh răng trụ răng nghiêng .
Nên phân phối tỉ số truyền phải đảm bảo cho bộ truyền có kích thước nhỏ gọn và
bôi trơn tốt .
+ Phân phối tỉ số truyền sao cho việc bôi trơn dể nhất .
Tỉ số truyền động chung:
t
đc
n
n
i
=
i
:Tỉ số truyền động chung.
Số vòng quay của tang .
67,27
725.14,3
05,1.1000.60
.
.1000.60
===
t
t
D
V
n
π
(vòng/phút).
V: Vận tốc băng tải (m/s).

D
t
: Đường kính của tang (mm).
4,52
67,27
1450
==
i
Mà: i = i
x
. i
bn
. i
bc
= i
x
.i
h
Trong đó:

i
x
:

Tỉ số truyền của bộ truyền xích.
i
bn


:Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh.

i
bc
:Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm.
Vì hộp giảm tốc là hộp đồng trục nằm ngang nên ta chọn:
i
bn
= i
bc
=

h
i
; i
h
=i
bn
. i
bc
Trong hộp giảm tốc đồng trục để các bánh răng ngâm trong dầu như nhau ta chọn:
i
x
= 3 i
h
=
3
4,52
=17,47  i
bn
= i
bc

=

h
i
=
47,17
= 4,18
+ Tính số vòng quay , công suất , momen xoắn .
1) Trục động cơ .
n
đc
= 1450 (V/ph)
N
đc
= 4,0 (Kw)
T
đc
= 9,55.10
6
.
đc
đc
n
N
= 9,55.10
6
.
1450
0,4
= 26345 (N.mm)

2) Trục 1 .
n
1
= n
đc
= 1450 (V/ph)
N
1
= N
đc
.η
4
.η
2
3
=4.1.0,995
2
=3,96 (Kw)
M
1
= 9,55.10
6
.
1
1
n
N
= 9,55.10
6
.

1450
96,3
=26081 (N.mm)
3) Trục 2 .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
3
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
n
2
=
89,346
18,4
1450
1
==
bn
i
n
(V/ph)
N
2
= N
1
.η
2
.η
2
3
= 3,96.0,98.0,995

2
= 3,84 (Kw)
M
2
= 9,55.10
6
.
2
2
n
N
= 9,55.10
6
.
89,346
84,3
= 105716,51 (N.mm)
4) Trục 3 .
n
3
=
99,82
18,4
89,346
2
==
bc
i
n
(V/ph)

N
3
= N
2
.η
2
η
2
3
= 3,84.0,98.0,995
2
= 3,73 (Kw)
M
3
= 9,55.10
6
.
3
3
n
N
= 9,55.10
6
.
99,82
73,3
= 429226,41 (N.mm)
+ Bảng kết quả tính .
Trục
Thông số

Trục 1 Trục 2 Trục 3
Tỉ số truyền 4,18 4,18 4,18
Sốvòng quay :
n(vòng⁄ph)
1450 346,89 82,99
Công suất :N(Kw) 3,96 3,84 3,73
Mômen xoắn :
M(N.mm)
26081 105716,51 429226,41
Chương II
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN .
I. Thiết Kế Bộ Truyền Ngoài (Bộ Truyền Xích).
1. Chọn loại xích .
Theo đầu bài V = 1,05 (m/s) <10 ÷ 15 (m/s) , nên dùng xích ống con lăn . Có giá
thành rẻ hơn để chế tạo hơn xích răng .
2. Tính số răng của đĩa xích :
Số răng đĩa xích càng ít thì càng bị mòn nhanh,va đập càng tăng và làm việc càng
ồn. Do đó ta cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích.
Theo bảng 6-3 TKCTM -105 .
Với tỉ số truyền i
x
= 3 chọn số răng đĩa xích dẫn Z
1
= 25 (răng) , số răng đĩa xích bị
dẫn Z
2
= Z
1
.i
x

= 25.3 = 75 (răng).
3. Tính bước xích t .
Bước xích t được chọn sao cho hạn chế được ứng suất sinh ra trong bản lề và số
vòng quay trong 1 phút nhỏ hơn số vòng quay giới hạn
+ Để tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng .
k = k
đ
k
A
k
o
k
đc
k
b
k
c
{công thức 6-6 TKCMT-105}
k
đ
- hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài , tải trọng êm nên ta chọn k
đ
= 1.
k
A
- hệ số xét đến chiều dài xích , ta chọn A = (30÷50)t thì k
A
= 1.
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang

4
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
k
o
- hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền , bố trí đĩa xích hợp với phương nằm ngang
một góc nhỏ hơn 60
o
thì k
o
= 1.
k
đc
- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích , chọn trục không điều chỉnh
được và không có đĩa hoặc con lăn căng xích k
đc
= 1,25.
k
b
- hệ số xét đến điều kiện bôi trơn , ta chọn bôi trơn liên tục ( Xích được nhúng
trong dầu hoặc bôi trơn liên tục) k
b
= 1,5 .
k
c
- hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền , ta chọn làm việc 2 ca , k
c
= 1,25 .
Thay số vào ta có : k = 1.1.1.1,25.1,5.1,25 = 2,34 .
+ Xác định công suất tính toán của bộ truyền xích .
N

t
= N
3
.k.k
z
.k
n
{CT 6-7,TKCTM-106}.
Hệ số răng đĩa dẫn .
1
1
Z
Z
k
o
Z
=
.Theo bảng 6.4 trang 106 sách TKCTM-NXBGD chọn
Z
01
=25 k
z
=
25
25
=1
Hệ số vòng quay của đĩa dẫn :
k
n
=

3
1
n
n
o
. Theo bảng 6.4 trang 106 sách TKCTM-NXBGD chọn:
n
01
=200 k
n
=
3,96
200
=2,08
Z
01
và n
01
– số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở.
Công suất tính toán theo {công thức (6-7)}.
N
t
= N
3
.k.k
z
.k
n
= 3,73.2,34.1.2,08 = 18,15 (Kw).
Tra bảng 6-4 TKCTM-trang 106 với n

o1
= 200 (V/ph) chọn được xích ống con lăn
một dãy có bước t = 31,75 (mm) diện tích bản lề F = 262,2 (mm
2
), có công suất cho
phép [N] = 20,1 (Kw) , với loại xích này tra bảng (6-1) TKCTM – 103 có tải trọng
phá hỏng Q = 70000 (N), khối lượng một mét xích q = 3,73 (kg).
Kiểm nghiệm số vòng quay theo điều kiện n
3

≤
n
gh
công thức (6-5) TKCTM -107.
Theo bảng (6-5) TKCTM – 107 với t = 31,75 (mm) và số răng đĩa dẫn Z
1
= 25 , số
vòng quay giới hạn n
gh
của đĩa dẫn có thể đến 750 (V/ph) . Như vậy n
3
=
82,99(V/ph)< n
gh
thỏa mãn sử dụng xích 1 dãy .
4. Định khoảng cách trục A và số mắt xích X .
Tính số mắt xích theo công thức (6-4)-TKCTM – 102 .
A
t
ZZ

t
A
ZZ
X
2
1221
2
2
2






−
++
+
=
π
Định sơ bộ A = (30÷50)t = 30.31,75= 952,5 (mm).
Với Z
1
= 25 (răng) , Z
2
= 75 (răng), A = 952,5 (mm) ta thay vào ta có .
11,112
5,952
75,31
.

14,3.2
2575
75,31
5,952.2
2
7525
2
=






−
++
+
=X

Làm tròn: X=112
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
5
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.

















−
−






+
−+
+
−=
2
12
2
2121
2
8
224
π

ZZZZ
X
ZZ
X
t
A
k
95164,950
14,3.2
2575
8
2
7525
112
2
7525
112
4
75,31
2
2
==















−
−






+
−+
+
−=A
(mm).
Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây:
u=
112.15
99,82.25
.15
.
=
X
nZ
=1,23
Tra bảng 6-7(TKCTM-NXBGD) vớI: t=31,75 có [u]=25

Vậy : u<[u]
Để đảm bảo độ võng bình thường , tránh cho xích khỏi bị căng quá , giảm khoảng
cách trục A một khoảng.
3951.003,0.003,0 ≈==∆ AA
(mm) .
Cuối cùng lấy A = 951-3=948 (mm).
5. Tính đường kính chia của xích . Công thức (6-1)TKCTM -102.
Đường kính vòng chia của đĩa xích .
Z
t
d
o
c
180
sin
=
Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn.
253
25
180
sin
75,31
==
o
cd
d
(mm)
Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn.
758
75

180
sin
75,31
==
o
cbd
d
(mm).
6. Tính lực tác dụng lên trục .Công thức (6-17)-TKCTM – 109
31
3
7
10.6
tnZ
Nk
PkR
t
t
=≈
(KN) .
k
t
: Hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục , ta chọn bộ truyền xích nằm ngang
hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40
o
với đường nằm ngang , k
t
= 1,15 .
N
3

: Công suất trục dẫn (Kw) .
3907
99,82.75,31.25
73,3.15,1.10.6
7
==R
(KN) .
⊗ Các thông số tính được :
 Số rằng đĩa xích :
 Đĩa dẫn : Z
1
= 25 (Răng ) .
 Đĩa bị dẫn : Z
2
=75 (Răng).
 Bước xích t = 31,75 (mm) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
6
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
 Số mắt xích X = 112 .
 Khoảng cách giữa các trục A = 948 (mm) .
 Đường kính vòng đĩa .
 d
cd
= 253 (mm) .
 d
cbd
= 758 (mm).
 lực tác dụng lên trục R = 3907 (KN) .

II. Thiết Kế Bộ Truyền Trong ( Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) .
A. Thiết kế cặp bánh răng 1-2 .
1. Chọn vật liệu làm bánh răng .
⊗ Bánh răng nhỏ : Thép 40XH thường hóa .
⊗ Bánh răng lớn : Thép 40X thường hóa . Bảng (3-6) TKCTM – 39 .
Cơ tính của hai loại thép này được tra bảng (3-8)TKCTM – 40 .
Thép 40XH :
σ
b1
=850 (N/mm
2
) ; σ
ch1
= 600 (N/mm
2
) ; HB = 240.
(phôi rèn giả thiết đường kính phôi 60÷100 mm) .
Thép 40X :
σ
b2
=750 (N/mm
2
) ; σ
ch2
= 500 (N/mm
2
) ; HB = 220 .
(phôi rèn giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 mm) .
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng với các thông số :
+ Tỉ số truyền : u

12
= 3 .
+ Công suất : Trục 1 N
1
= 3,96 (Kw) .
Trục 2 N
2
= 3,84 (Kw).
+ Số vòng quay : Trục 1 n
1
= 1450 (V/ph).
Trục 2 n
2
= 346,89 (V/ph).
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép .
a) Ứng suất tiếp xúc cho phép .
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn , công thức (3-3)TKCTM-42 .
N
tđ
= 600.u.n
2
.T
Trong đó :
n – là số vòng quay trong một phút của bánh răng .
T – tổng số giờ làm việc .
u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng .
N
tđ2
= 600.1.346,89.7,25.290.16 = 7.10
9

> N
0
= 10
7
.Bảng (3-9)TKCTM – 43.
Vậy chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ .
N
tđ1
= N
tđ2
.i
12
= 7.10
9
.4,18 = 2,93.10
10
> N
0
= 10
7
.
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất
'
N
k
của cả hai bánh răng đều bằng 1 .
Ứng suất tiếp xúc cho phép tra bảng (3-9)TKCTM -43
Bánh răng nhỏ : [σ]
tx1
= 2,6.240 = 624 (N/mm

2
) .
Bánh răng lớn : [σ]
tx2
= 2,6.220 = 572 (N/mm
2
) .
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ]
tx
= 572 (N/mm
2
) .
b) Ứng suất uốn cho phép .
c) Ta có :
N
tđ2
> N
0
= 5.10
6
.
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
7
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
N
tđ1
>10
11
> N

0
= 5.10
6
.
Vậy cả N
tđ1
và N
tđ2
đều lớn hơn N
0
= 5.10
6
, do đó
1
''
=
N
k
.
Giới hạn mỏi của thép 40XH σ
-1
= 0,43.850 = 365,5 (N/mm
2
) .
Giới hạn mỏi của thép 40X σ
-1
= 0,43.750 = 322,5 (N/mm
2
) .
Hệ số an toàn n = 1,5 , hệ tập trung ứng suất ở chân răng k

σ
= 1,8 .
Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng công thức (3-5)
TKCTM – 42 để tính ứng suất uốn cho phép.
[σ]
u
=
σ
σ
kn
k
N
.
.).6,14,1(
"
1−
÷
Bánh nhỏ :
06,203
8,1.5,1
1.5,365.5,1
][
1
==
u
σ
(N/mm
2
) .
Bánh lớn :

17,179
8,1.5,1
1.5,322.5,1
][
2
==
u
σ
(N/mm
2
) .
3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng . K = K
tt
.K
đ
= 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
4,0==
A
b
A
ψ
.
5. Tính khoảng cách trục theo công thức (3-10)TKCTM – 45 .
Lấy θ
’
= 1,25 .
A ≥ (i
12
+1).

3
2
'
1
2
12
6

.
.
.][
10.05,1
n
NK
u
A
tx
θψ
σ








A ≥ ( 4,18+1).
59,115
89,346.25,1.4,0

96,3.3,1
.
3.572
10.05,1
3
2
6
=








(mm) .
Lấy A = 116 (mm) .
6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
Vận tốc vòng : Công thức (3-17)TKCTM – 46 .
4,3
)118,4.(1000.60
1450.116 2
)1.(1000.60
2
12
1
=
+
=

+
=
π
π
i
nA
V
(m/s) .
Với vận tốc này theo bảng (3-11)TKCTM – 46 . Có thể chọn cấp chính xác 9 .
7. Định chính xác hệ số tải trọng K .
Vì tải trọng không đổi và độ cứng bánh răng nhỏ hơn 350 HB nên lấy K
tt
=1
( k
tt bang
: hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn )
Theo bảng (3-14)TKCTM -48 tìm được hệ số tải trọng động . K
đ
= 1,4 .
(giả sử
β
sin
.5,2
n
m
b >
)
Hệ số tải trọng : K = K
tt
.K

đ
= 1.1,4 = 1,4.
Ta nhận thấy hệ số K tính được khác khá nhiều so với hệ số K ta dự đoán , cho nên
ta cần tính lại khoảng cách A .
A ≥ ( 4,18+1).
49.118
89,346.25,1.4,0
96,3.4,1
.
3.572
10.05,1
3
2
6
=








(mm) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
8
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Vậy ta lấy A = 120 (mm) .
8. Xác định môđun , số răng và góc nghiêng của răng .

Môđun pháp : m
n
= (0,01÷0,02).A Công thức (3-22)TKCTM -49 .
m
n
= (0,01÷0,02).120 = (1,2÷2,4) (mm) .
Lấy m
n
= 1,5 (mm) .
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
cos β = 0,985 .
Tổng số răng của hai bánh .
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=
158
5,1
985,0.120.2cos 2
==
n
m
A
β
(Răng) .
Số răng bánh nhỏ Z

1
=
5,30
118,4
158
1
12
=
+
=
+i
Z
t
Lấy Z
1
= 30 (răng).
Theo điều kiện cắt chân răng .
Z
1
≥17.cos
3
.β = 17.(0,985)
3
= 16,25 (Răng ) . Vậy thỏa điều kiện .
Số răng bánh lớn Z
2
= Z
1
.i
12

= 31.4,18 = 129 (răng)
Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28)TKCTM -50 .
cos β =
9937,0
120.2
5,1).12930(
.2
).(
21
=
+
=
+
A
mZZ
n
.
Vậy β = 6
o
26
’
.
Chiều rộng bánh răng b = ψ
A
.A = 0,4.120 = 48 (mm) .
Lấy b = 48(mm) .
Chiều rộng bánh răng b thỏa mản điều kiện .
b = 48 >
34
11,0

5,1.5,2
sin
.5,2
==
β
n
m
(mm) .
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
Tính số răng tương đương công thức (3-37)TKCTM – 52 .
Z
tđ
=
β
2
cos
Z
Bánh nhỏ : Z
tđ1
=
31
)987,0(
30
2
=
Bánh lớn : Z
tđ2
=
133
)987,0(

129
2
=
Hệ số dạng răng , bảng (3-18)TKCTM – 52 .
y
1
= 0,451 .
y
2
= 0,517 .
lấy hệ số θ
”
= 1,5.
kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng, công thức (3-34)TKCTM – 51 đối với răng
bánh nhỏ .
24,32
5,1.48.1450.31.5,1.451,0
96,3.4,1.10.1,19

10.1,19
2
6
"
11
2
1
1
6
1
===

θ
σ
bnZmy
NK
tđn
u
(N/mm
2
) .
σ
u1
< [σ]
u1
= 203,06 (N/mm
2
) .
Đối với răng bánh lớn , công thức (3-40)TKCTM – 52 .
12,28
517,0
451,0
.24,32.
2
1
12
===
y
y
uu
σσ
(N/mm

2
) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
9
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
σ
u2
< [σ]
u2
= 179,17 (N/mm
2
) .
10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn .
Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép , công thức (3-43)TKCTM – 53 .
Bánh nhỏ : [σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
tx1
= 2,5.624 = 1560 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : [σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
tx2
= 2,5.572 = 1430 (N/mm
2
) .
Ứng suất uốn cho phép , công thức (3-46)TKCTM – 53 .

Bánh nhỏ : [σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch1
= 0,8.600 = 480 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : [σ]
uqt2
= 0,8.σ
ch2
= 0,8.500 = 400 (N/mm
2
) .
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc , công thức (3-14) – 45 và (3-41) – 53. TKCTM .
33,687
89,346.48.5,1
8,1.96,3.4,1.)118,4(
.
3.120
10.05,1
36
=
+
=
txqt
σ
(N/mm
2
) .

Trong đó hệ số quá tải k
qt
= 1,8 . Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép
đối với bánh lớn và bánh nhỏ .
Kiểm nghiệm sức bền uốn , công thức (3-38) – 52 và (3-42) – 53 TKCTM
Bánh nhỏ : σ
uqt1
= σ
u1
.K
T
= 32,24.1,8 = 58,03 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : σ
uqt2
= σ
u2
.K
T
= 28,12.1,8 = 50,62 (N/mm
2
) .
11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền , bảng (3-2)TKCTM – 36
Môđun pháp m
n
= 1
Số răng Z
1
= 30 , Z

2
= 129 .
Góc ăn khớp : α
n
= 20
o
.
Góc nghiêng : β = 6
o
26
’
.
Chiều cao răng : h = 2,25.m
n
= 2,25.1,5 = 3,375 (mm) .
Chiều cao đầu răng : h
đ
= m
n
= 1,5 .
Đường kính vòng chia (vòng lăn ) .
d
ω
1
= d
c1
=
45
993,0
30.5,1

cos
.
1
==
β
Zm
n
(mm) .
d
ω
2
= d
c2
=
195
993,0
129.5,1
cos
.
2
==
β
Zm
n
(mm) .
Khoảng cách trục A = 120 (mm) .
Chiều rộng bánh răng b = 48 (mm) .
Đường kính vòng tròn đỉnh :
d
a1

= d
c1
+ 2.m
n
= 45 + 2.1,5 = 48 (mm) .
d
a2
= d
c2
+ 2.m
n
= 195 + 2.1,5 = 198 (mm) .
Đường kính vòng tròn chân :
d
f1
= d
c1
– 2,5.m
n
= 45 – 2,5.1,5 = 41 (mm) .
d
f2
= d
c2
– 2,5.m
n
= 195 – 2,5.1,5 = 191 (mm) .
12.Tính lực tác dụng lên trục . Công thức (3-50)TKCTM – 54 .
Lực vòng :
F

t1
= F
t2
=
16.1159
45
26081.2
.2
1
1
==
ω
d
M
(N) .
Lực hướng tâm :
F
r1
= F
r2
=
91,424
993,0
364,0.16,1159
cos
.
==
β
α
nt

tgF
(N) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
10
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Lực dọc trục :
F
a1
= F
a2
= F
t
.tgβ = 1159,16.0,113 = 131 (N) .
B. Thiết kế cặp bánh răng 2-3 .
1. Chọn vật liệu làm bánh răng .
⊗ Bánh răng nhỏ : Thép 40XH thường hóa .
⊗ Bánh răng lớn : Thép 40 thường hóa . Bảng (3-6) TKCTM – 39 .
Cơ tính của hai loại thép này được tra bảng (3-8)TKCTM – 40 .
Thép 40XH :
σ
b1
=850 (N/mm
2
) ; σ
ch1
= 600 (N/mm
2
) ; HB = 240.
(phôi rèn giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm) .

Thép 40X :
σ
b2
=750 (N/mm
2
) ; σ
ch2
= 500 (N/mm
2
) ; HB = 220 .
(phôi rèn giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 mm) .
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng với các thông số :
+ Tỉ số truyền : i
23
= 4,18 .
+ Công suất : Trục 2 N
2
= 3,84 (Kw) .
Trục 3 N
3
= 3,73 (Kw).
+ Số vòng quay : Trục 2 n
2
= 346,89 (V/ph).
Trục 3 n
3
= 82,99 (V/ph).
2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép .
a. ứng suất tiếp xúc cho phép .
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn , công thức (3-3)TKCTM-42 .

N
tđ3
= 600.u.n
3
.T
Trong đó :
n – là số vòng quay trong một phút của bánh răng .
T – tổng số giờ làm việc .
u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng .
N
tđ3
= 600.1.82,99. 7,25.290.16 = 1,68.10
9
> N
0
= 10
7
.Bảng (3-9)TKCTM –
43 .
Vậy chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ .
N
tđ2
= N
tđ3
.i
23
= 1,68.10
9
.4,18 = 7,022.10
9

> N
0
= 10
7
.
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất
'
N
k
của cả hai bánh răng đều bằng 1 .
Ứng suất tiếp xúc cho phép tra bảng (3-9)TKCTM -43
Bánh răng nhỏ : [σ]
tx2’
= 2,6.240 = 624 (N/mm
2
) .
Bánh răng lớn : [σ]
tx3
= 2,6.220 = 572 (N/mm
2
) .
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ]
tx
= 572 (N/mm
2
) .
b. ứng suất uốn cho phép .
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn . Công thức (3-3)TKCTM -43
N
tđ3

> N
0
= 5.10
6
.
N
tđ2
> N
0
= 5.10
6
.
Vậy cả N
tđ2
và N
tđ3
đều lớn hơn N
0
= 5.10
6
, do đó
1
''
=
N
k
.
Giới hạn mỏi của thép 40XH σ
-1
= 0,43.850 = 365,5 (N/mm

2
) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
11
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Giới hạn mỏi của thép 45 σ
-1
= 0,43.800 = 322,5 (N/mm
2
) .
Hệ số an toàn n = 1,5 , hệ tập trung ứng suất ở chân răng k
σ
= 1,8 .
Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên dùng công thức
(3-5)TKCTM – 42 .
[σ]
u
=
σ
σ
kn
k
N
.
.).6,14,1(
"
1−
÷
Bánh nhỏ :

06,203
8,1.5,1
1.5,365.5,1
][
'2
==
u
σ
(N/mm
2
) .
Bánh lớn :
17,179
8,1.5,1
1.5,322.5,1
][
3
==
u
σ
(N/mm
2
) .
3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng . K = K
tt
.K
đ
= 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
4,0==

A
b
A
ψ
.
5. Tính khoảng cách trục theo công thức (3-10)TKCTM – 45 .
Lấy θ
’
= 1,25 .
A ≥ (i
23
+1).
3
3
'
2
2
23
6

.
.
.][
10.05,1
n
NK
i
Atx
θψσ









A ≥ ( 4,18+1).
3,184
99,82.25,1.4,0
84,3.3,1
.
3.572
10.05,1
3
2
6
=








(mm) .
Lấy A = 185 (mm) .
6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
Vận tốc vòng : Công thức (3-17)TKCTM – 46 .

3,1
)118,4.(1000.60
89,346.185 2
)1.(1000.60
2
23
2
=
+
=
+
=
π
π
i
nA
V
(m/s) .
Với vận tốc này theo bảng (3-11)TKCTM – 46 . Có thể chọn cấp chính xác 9 .
7. Định chính xác hệ số tải trọng K .
Chiều rộng bánh răng b = ψ
A
.A = 0,4.185 = 74 (mm) .
Lấy b = 74 (mm) .
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ .
4,71
118,4
185.2
1
.2

23
2
=
+
=
+
=
i
A
d
(mm) .
Do đó
03,1
4,71
74
2
===
d
b
d
ψ
.
Với ψ
d
= 1,03 theo bảng (3-12)TKCTM – 47 .tìm được k
tt bảng
= 1,25 . Tính hệ số tập
trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20)TKCTM -47 .
125,1
2

125,1
2
1
=
+
=
+
=
bangtt
tt
k
k
.
Theo bảng (3-14)TKCTM -48 tìm được hệ số tải trọng động . k
đ
= 1,2 .
(giả sử
β
sin
.5,2
n
m
b >
)
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
12
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Hệ số tải trọng : K = K
tt

.K
đ
= 1,25.1,2 = 1,5.
Ta nhận thấy hệ số K tính được khác khá nhiều so với hệ số K ta dự đoán , cho nên
ta cần tính lại khoảng cách A .
A ≥ ( 4,18+1).
4,192
99,82.25,1.4,0
84,3.48,1
.
3.572
10.05,1
3
2
6
=








(mm) .
Vậy ta lấy A = 195 (mm) .
8. Xác định môđun , số răng và góc nghiêng của răng .
Môđun pháp : m
n
= (0,01÷0,02).A Công thức (3-22)TKCTM -49 .

m
n
= (0,01÷0,02).195 = (1,95÷3,9) (mm) .
Lấy m
n
= 2,5 (mm) .
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
cos β = 0,985 .
Tổng số răng của hai bánh .
Z
t
= Z
2’
+ Z
3
=
154
5,2
985,0.195.2cos 2
==
n
m
A
β
(Răng) .
Số răng bánh nhỏ Z
2’
=
30

118,4
154
1
23
=
+
=
+i
Z
t
(răng)
Theo điều kiện cắt chân răng .
Z
2’
≥17.cos
3
.β = 17.(0,985)
3
= 16,25 (Răng ) . Vậy thỏa điều kiện .
Số răng bánh lớn Z
3
= Z
2’
.i
23
= 30.4,18 = 125 (răng)
Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28)TKCTM -50 .
cos β =
993,0
195.2

5,2).12530(
.2
).(
3'2
=
+
=
+
A
mZZ
n
.
Vậy β = 6
o
46
’
.
Z
2’
≥ 17.cos
3
.β = 17.(0,993)
3
= 16 .Vậy chọn Z
2’
= 30 (Răng) .
Chiều rộng bánh răng b thỏa mản điều kiện .
b = 67 >
08,52
12,0

5,2.5,2
sin
.5,2
==
β
n
m
(mm) .
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
Tính số răng tương đương công thức (3-37)TKCTM – 52 .
Z
tđ
=
β
2
cos
Z
Bánh nhỏ : Z
tđ2’
=
30
)993,0(
30
2
=
Bánh lớn : Z
tđ2
=
127
)993,0(

125
2
=
Hệ số dạng răng , bảng (3-18)TKCTM – 52 .
y
2’
= 0,451 .
y
3
= 0,517 .
lấy hệ số θ
”
= 1,5 .
kiểm nghiệm ứng suất uốn , công thức (3-34)TKCTM – 51 đối với răng bánh nhỏ .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
13
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
156
5,1.67.99,82.30.5,2.451,0
84,3.5,1.10.1,19

10.1,19
2
6
"
2'2
2
'2
2

6
'2
===
θ
σ
bnZmy
NK
tđn
u
(N/mm
2
) .
σ
u2’
< [σ]
u2’
= 203,1 (N/mm
2
) .
Đối với răng bánh lớn , công thức (3-40)TKCTM – 52 .
08,136
517,0
451,0
.156.
3
'2
'23
===
y
y

uu
σσ
(N/mm
2
) .
σ
u3
< [σ]
u3
= 179,17(N/mm
2
) .
10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn .
Ứng suất tiếp xúc cho phép , công thức (3-43)TKCTM – 53 .
Bánh nhỏ : [σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
tx1
= 2,5.624 = 1560 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : [σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
tx2
= 2,5.572 = 1430 (N/mm
2
) .
Ứng suất uốn cho phép , công thức (3-46)TKCTM – 53 .
Bánh nhỏ : [σ]

uqt1
= 0,8.σ
ch1
= 0,8.600 = 480 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : [σ]
uqt2
= 0,8.σ
ch2
= 0,8.500 = 400 (N/mm
2
) .
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc , công thức (3-14) – 45 và (3-41) – 53. TKCTM .
txqt
σ
=
18,4.195
10.05,1
6
46,535
99,82.67.5,1
8,1.84,3.5,1.)118,4(
.
3
=
+
(N/mm
2
)

Trong đó hệ số quá tải k
qt
= 1,8 . Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép
đối với bánh lớn và bánh nhỏ .
Kiểm nghiệm sức bền uốn , công thức (3-38) – 52 và (3-42) – 53 TKCTM
Bánh nhỏ : σ
u2’qt
= σ
u2’
.K
T
= 156.1,8 = 280,8(N/mm
2
) .
Bánh lớn : σ
u3qt
= σ
u3
.K
T
= 136,08.1,8 = 244,94 (N/mm
2
) .
11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền , bảng (3-2)TKCTM – 36
Môđun pháp m
n
= 2,5
Số răng Z
2’
= 30 , Z

3
= 125.
Góc ăn khớp : α
n
= 20
o
.
Góc nghiêng : β = 6
o
46
’
.
Chiều cao răng : h = 2,25.m
n
= 2,25.2.5 = 5.625 (mm) .
Chiều cao đầu răng : h
đ
= m
n
= 2,5 .
Đường kính vòng chia (vòng lăn ) .
d
ω
2’
= d
c2’
=
76
993,0
30.5,2

cos
.
'2
==
β
Zm
n
(mm) .
d
ω
3
= d
c3
=
315
993,0
125.5,2
cos
.
3
==
β
Zm
n
(mm) .
Khoảng cách trục A = 195 (mm) .
Chiều rộng bánh răng b = 67 (mm) .
Đường kính vòng tròn đỉnh :
d
a2’

= d
c2’
+ 2.m
n
= 76 + 2.2,5 = 81 (mm) .
d
a3
= d
c3
+ 2.m
n
= 315 + 2.2,5 = 320 (mm) .
Đường kính vòng tròn chân :
d
f2’
= d
c2’
– 2,5.m
n
= 76 – 2,5.2,5 = 70 (mm) .
d
f3
= d
c3
– 2,5.m
n
= 315 – 2,5.2,5 = 309 (mm) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
14

Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
12.Tính lực tác dụng lên trục . Công thức (3-50)TKCTM – 54 .
Lực vòng :
F
t2’
= F
t3
=
01,2782
76
51,105716.2
.2
'2
2
==
ω
d
T
(N) .
Lực hướng tâm :
F
r2’
= F
r3
=
79,1019
993,0
364,0.01,2782
cos
.

==
β
α
nt
tgF
(N) .
Lực dọc trục :
F
a2’
= F
a3
= F
t
.tgβ = 2782,01.0,12 = 333,84 (N) .
C. Để cho trục 1 và trục 3 đồng trục với nhau ta lấy khoảng cách của trục 1 và
trục 2 là : A = 195 (mm) .
Kiểm tra lại cho bánh răng cấp nhanh .
1. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .
Vận tốc vòng : Công thức (3-17)TKCTM – 46 .
71,5
)118,4.(1000.60
1450.195 2
)1.(1000.60
2
12
1
=
+
=
+

=
π
π
i
nA
V
(m/s) .
2. Định hệ số K .
Chiều rộng của bánh răng b = ψ
A
.A = 0,4.195 = 78 (mm) .
Lấy b = 78 (mm) .
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ .
29,75
118,4
195.2
1
.2
12
1
=
+
=
+
=
i
A
d
(mm) .
Do đó

04,1
29,75
78
1
===
d
b
d
ψ
.
Với ψ
d
= 1,04 theo bảng (3-12)TKCTM – 47 .tìm được k
tt bảng
= 1,28 . Tính hệ số tập
trung tải trọng thực tế theo công thức (3-20)TKCTM -47 .
14,1
2
128,1
2
1
=
+
=
+
=
bangtt
tt
k
k

.
Theo bảng (3-14)TKCTM -48 tìm được hệ số tải trọng động . k
đ
= 1,4 .
(giả sử
β
sin
.5,2
n
m
b >
)
Hệ số tải trọng : K = K
tt
.K
đ
= 1,14.1,4 = 1,71 .
3. Xác định môđun , số răng và góc nghiêng của răng .
Môđun pháp : m
n
= (0,01÷0,02).A Công thức (3-22)TKCTM -49 .
m
n
= (0,01÷0,02).195 = (1,95÷3,9) (mm) .
Lấy m
n
= 2,5 (mm) .
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
cos β = 0,985 .

Tổng số răng của hai bánh .
Z
t
= Z
1
+ Z
2
=
154
5,2
985,0.195.2cos 2
==
n
m
A
β
(Răng) .
Số răng bánh nhỏ Z
1
=
30
118,4
154
1
12
=
+
=
+i
Z

t
(Răng) .
Theo điều kiện cắt chân răng .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
15
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Z
1
≥17.cos
3
.β = 17.(0,985)
3
= 16,25 (Răng ) . Vậy thỏa điều kiện .
Số răng bánh lớn Z
2
= Z
1
.u
12
= 30.4,18 = 125.
Tính chính xác góc nghiêng β công thức (3-28)TKCTM -50 .
cos β =
993,0
195.2
5,2).12530(
.2
).(
21
=

+
=
+
A
mZZ
n
.
Vậy β = 6
o
29
’
.
Z
1
≥ 17.cos
3
.β = 17.(0,993)
3
= 16,65 .Vậy chọn Z
1
= 30 (Răng) .
Chiều rộng bánh răng b thỏa mản điều kiện .
b = 70 >
31,55
113,0
5,2.5,2
sin
.5,2
==
β

n
m
(mm) .
4. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng .
Tính số răng tương đương công thức (3-37)TKCTM – 52 .
Z
tđ
=
β
2
cos
Z
Bánh nhỏ : Z
tđ1
=
30
)993,0(
30
2
=
Bánh lớn : Z
tđ2
=
127
)993,0(
125
2
=
Hệ số dạng răng , bảng (3-18)TKCTM – 52 .
y

1
= 0,451 .
y
2
= 0,517
lấy hệ số θ
”
= 1,5 .
kiểm nghiệm ứng suất uốn , công thức (3-34)TKCTM – 51 đối với răng bánh nhỏ .
04,10
5,1.70.1450.30.5,2.451,0
96,3.71,1.10.1,19

10.1,19
2
6
"
11
2
1
1
6
1
===
θ
σ
bnZmy
NK
tđn
u

(N/mm
2
) .
σ
u1
< [σ]
u1
= 203,06 (N/mm
2
) .
Đối với răng bánh lớn , công thức (3-40)TKCTM – 52 .
76,8
517,0
451,0
.04,10.
2
1
12
===
y
y
uu
σσ
(N/mm
2
) .
σ
u2
< [σ]
u2

= 179,17 (N/mm
2
) .
5. Kiểm nghiệm sức bền của răng chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn .
Ứng suất tiếp xúc cho phép , công thức (3-43)TKCTM – 53 .
Bánh nhỏ : [σ]
txqt1
= 2,5.[σ]
tx1
= 2,5.624 = 1560 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : [σ]
txqt2
= 2,5.[σ]
tx2
= 2,5.572 = 1430 (N/mm
2
) .
Ứng suất uốn cho phép , công thức (3-46)TKCTM – 53 .
Bánh nhỏ : [σ]
uqt1
= 0,8.σ
ch1
= 0,8.600 = 480 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : [σ]
uqt2
= 0,8.σ

ch2
= 0,8.500 = 400 (N/mm
2
) .
Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc , công thức (3-14) – 45 và (3-41) – 53. TKCTM .
82,277
89,346.70.5,1
8,1.96,3.71,1.)118,4(
.
18,4.195
10.05,1
36
=
+
=
txqt
σ
(N/mm
2
) .
Trong đó hệ số quá tải k
qt
= 1,8 . Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép
đối với bánh lớn và bánh nhỏ .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
16
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Kiểm nghiệm sức bền uốn , công thức (3-42) – 53 TKCTM
Bánh nhỏ : σ

uqt1
= σ
u1
.K
T
= 10,04.1,8 = 18,07 (N/mm
2
) .
Bánh lớn : σ
uqt2
= σ
u2
.K
T
= 8,76.1,8 = 15,77 (N/mm
2
) .
5. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền , bảng (3-2)TKCTM – 36
Môđun pháp m
n
= 2 .
Số răng Z
1
= 30 , Z
2
= 125 .
Góc ăn khớp : α
n
= 20
o

.
Góc nghiêng : β = 6
o
29
’
.
Chiều cao răng : h = 2,25.m
n
= 2,25.2,5 = 5,625 (mm) .
Chiều cao đầu răng : h
đ
= m
n
= 2,5 .
Đường kính vòng chia (vòng lăn ) .
d
ω
1
= d
c1
=
76
993,0
30.5,2
cos
.
1
==
β
Zm

n
(mm) .
d
ω
2
= d
c2
=
315
993,0
125.5,2
cos
.
2
==
β
Zm
n
(mm) .
Khoảng cách trục A = 195 (mm) .
Chiều rộng bánh răng b = 70 (mm) .
Đường kính vòng tròn đỉnh :
d
a1
= d
c1
+ 2.m
n
= 76 + 2.2,5 = 81 (mm) .
d

a2
= d
c2
+ 2.m
n
= 315 + 2.2,5 = 320 (mm) .
Đường kính vòng tròn chân :
d
f1
= d
c1
– 2,5.m
n
= 76 – 2,5.2,5 = 70 (mm) .
d
f2
= d
c2
– 2,5.m
n
= 315 – 2,5.2,5 = 309 (mm) .
13.6. Tính lực tác dụng lên trục . Công thức (3-50)TKCTM – 54 .
Lực vòng :
F
t1
= F
t2
=
686
76

26081.2
.2
1
1
==
ω
d
T
(N) .
Lực hướng tâm :
F
r1
= F
r2
=
251
993,0
364,0.686
cos
.
==
β
α
nt
tgF
(N) .
Lực dọc trục :
F
a1
= F

a2
= F
t
.tgβ = 686.0,113 = 77,52 (N) .
D. Kiểm tra điều kiện bôi trơn bằng ngâm dầu .
Ta có vận tốc vòng của các bánh răng .
+ Cặp bánh răng 1,2 :
71,5
)118,4.(1000.60
1450.195 2
)1.(1000.60
2
12
1
12
=
+
=
+
=
π
π
i
nA
V
(m/s) .
+ Cặp bánh răng 3,4 :
4,1
)118,4.(1000.60
89,346.195 2

)1.(1000.60
2
23
2
34
=
+
=
+
=
π
π
i
nA
V
(m/s) .
Ta nhận thấy vận tốc của các bánh răng v < 12 (m/s) . Vậy điều kiện được thỏa mãn .
 Mức dầu nhỏ nhất : R
min
=
33,53
2
320
.
3
1
3
1
==
lonbanh

R
(mm) .
 Mức dầu lớn nhất : R
max
=
5,13
2
81
.
3
1
.
3
1
==
nhobanh
R
(mm) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
17
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Chương III
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I. Thiết Kế Trục .
1. Chọn vật liệu .
Vật liệu chế tạo trục đủ độ cứng , độ bền , dể gia công . Trục chịu tải trọng tương đối
lớn , nên ta chọn thép 45 thường hóa .
Theo bảng (3-8)TKCTM – 40 có :
σ

bk
= 580 (N/mm
2
) .
σ
ch
= 290 (N/mm
2
) .
Độ rắn HB = 220 .
Ta thiết kế ba trục với số liệu sau .
+ Trục 1 .
n
1
= 1450 (V/ph)
N
1
= 3,96 (Kw)
M
1
= 26081 (N.mm) .
+ Trục 2 .
n
2
= 346,89(V/ph) .
N
2
= 3,84 (Kw) .
M
2

= 105716,51 (N.mm) .
+ Trục 3 .
n
3
= 82,99 (V/ph) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
Mức dầu lớn nhất
Mức dầu ít nhất
18
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
N
3
= 3,73 (Kw) .
M
3
= 429226,41 (N.mm) .
+ Trục băng tải .
n
bt
= 32,15 (V/ph) .
N
bt
= 3,14 (Kw) .
M
bt
= 1,69.10
6
(N.mm) .
3. Tính sức bền trục .

a) Tính sơ bộ trục .
Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức :
3
.
n
N
Cd ≥
Trong đó :
d : Đường kính trục .
N : Công suất truyền [Kw] .
n : Số vòng quay rong một phút của trục .
C : Hệ số tính toán , phụ thuộc vào [τ]
x
. Ta chọn C = 130 .
Trục 1 :
17,18
1450
96,3
.130
3
1
=≥d
(mm) .  d
1
= 20 (mm) .
Trục 2 :
97,28
89,346
84,3
.130

3
2
=≥d
(mm) .  d
2
= 30 (mm) .
Trục 3 :
2,46
99,82
73,3
.130
3
3
=≥d
(mm) .  d
3
= 48 (mm) .
Trục băng tải :
d
bt
≥ 130.
86.59
15,32
14,3
3
=
(mm) .  d
bt
= 64 (mm) .
3. Tính gần đúng .

Để tính gần đúng ta xét đồng thời tác dụng đồng thời mômen uốn và mômen xoắn đến
sức bền của trục .Trị số mômen xoắn đã biết , chỉ cần tính trị số của mômen uốn .
Để định kích thước dài của trục ta chọn các kích thước sau :
• Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay , đến thành trong của hộp : ta chọn
a = 15 (mm) – sở dĩ lấy tương đối như vậy vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ
trong bộ phận ổ, ở đây không thể dùng dầu bắn tóe để bôi trơn bộ phần ổ vì vận tốc
bộ truyền nhỏ hơn 3m/s.
• Bề dày của các bánh răng b = 70 (mm) .
• Chọn chiều rộng sơ bộ của ổ B = 18 (mm)- ( Bảng 10-10- TKCTM-tr269 ).
• Khoảng cách giữa các chi tiết quay : ta chọn c = 15 (mm) .
• Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp : ta chọn D ≥ 1,2Δ
Δ : Chiều dày của thân hộp , chọn δ = 10 (mm) . D ≥ 1,2.10 = 12 (mm)
• Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp chọn l
2
= 10 (mm) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
19
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
• Chiều cao của nắp và đầu bu lông . Theo kiểu lót kín và phương pháp cố đinh nắp ổ
, ta chọn sơ bộ l
3
= 18 (mm) .
• Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp l
4
= 15 (mm) .
• Chiều dài phần mayơ lắp trục l
5
= 1,2.d = 1,2.45 = 54 (mm) .
• Khe hở giửa trục và bánh răng , chọn sơ bộ là : l

7
= 20 (mm) .
Vẽ phác họa sơ đồ hộp giảm tốc :
SỰ PHÂN BỐ LỰC TRÊN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
20
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
a. Thiết kế trục I .
Đầu trục I nối với động cơ có lắp nối trục , ở đây để đơn giản phép tính ta bỏ qua lực nối
trục .
F
t1
= 1159,16 (N) .
F
r1
= 424,91 (N) .
F
a1
= 131 (N) .
a
1
= a
2
=
( ) ( )
691015
2
7018
2

2
=++
+
=++
+
la
bB
(mm) .
Tính phản lực ở các gối trục .
nmA
x
= - F
r1
.a
1
- F
a1
.
2
1
ω
d
+ R
By
.(a
1
+a
2
) = 0
81,233

)6969(
2
45
.13169.91,424
)(
2

21
1
111
=
+
+
=
+
+
=
aa
d
FaF
R
ar
By
ω
(N) .
nmA
y
= - F
t1
.a

1
+ R
Bx
.(a
1
+a
2
) = 0 .
58,579
6969
69.16,1159
.
21
11
=
+
=
+
=
aa
aF
R
t
Bx
(N)
nF
x
= - R
Ax
+ F

t1
- R
Bx
= 0 .
R
Ax
= F
t1
- R
Bx
= 1159,16 – 579,58 = 579,58 (N) .
nF
y
= R
Ay
- F
r1
+ R
By
= 0 .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
Fr2'
Fr3
Fa3'
Ft3'
Fa2'
Ft2
'
Fr2

Fa1
Ft1
Ft2
Fa2
Fr1
III I
II
21
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
R
Ay
= F
r1
- R
By
= 424,91 – 233,81= 191,1(N) .
Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm .
Ở tiết diện m-m :
M
ux
= -R
Ax
.a
1
= -579,58.69 = -39991,02 (N.mm) .
M
uy
= F
a1
.

2
1
ω
d
+ R
ay
.a
1
= 131.
2
45
+ 191,1.69 = 16133,4(N.mm) .
71,43122)4,16133()02,39991()(
2222
=+−=+=
− uyuxmmu
MMM
(N.mm) .
Tính đường kính trục ở hai tiết diện m-m theo công thức
3
].[1,0
σ
Tđ
M
d ≥
(7-3)TKCTM – 117 .
Đường kính trục ở tiết diện m-m :
Ở đây
89,48679)26081.(75,0)71,43122(.75,0
2222

=+=+=
xutđ
MMM
(N.mm) .
Chọn ứng suất cho phép : [σ] = 58 (N/mm
2
) .
32,20
58.1,0
89,48679
3
=≥
−mm
d
(mm) .
Đường kính tiết diện tại mặt cắt m-m lấy 28 (mm) vì trục có rãnh then .
Fr1
Ft1
Fa1
A
B
o
x
z
y
RAx
RAy
RBx
a1
a2

m
m
Mux
Muy
Mx
38295 N.mm
16095 N.mm
26081 N.mm
12123 N.mm
RBy
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
22
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
b. Thiết kế trục II .
Ta có :
F
t2
= 1159,16(N) .
F
r2
= 424,91(N) .
F
a2
= 131 (N) .
F
t2’
= 2782,01 (N) .
F
r2’

= 1019,79 (N) .
F
a2’
= 333,84 (N) .
b
1
= b
3
= a + l
2
+
2
Bb +
= 15 + 10 +
2
1870 +
= 69 (mm) .
b
2
= b + c = 70 + 15 = 85 (mm) .
Tính phản lực ở các gối :
nmC
x
= Fr
2’
.b
1
+ F
a2’
.

2
'2
ω
d
+ F
r2
.(b
1
+ b
2
) - F
a2
.
2
2
ω
d
- R
Dy
.(b
1
+b
2
+b
3
) = 0 .
321
2
2
'2

'21'2
2
.
2

bbb
d
F
d
FbF
R
aar
Dy
++
−+
=
ωω
R
Dy
=
15,315
698569
2
195
.131
2
76
.84,33369.79,1019
=
++

−+
(N) .
nmC
y
= - F
t2’
.b
1
+ F
t2
.(b
1
+b
2
) + R
Dx
.( b
1
+b
2
+b
3
) = 0 .
305,60
698569
)8569.(16,115969.01,2782
).(.
321
2121'2
=

++
+−
=
++
+−
=
bbb
bbFbF
R
tt
Dx
(N) .
nF
x
= - R
Cx
+ F
t2’
–F
t2
–R
Dx
= 0 .
R
Cx
= F
t2’
- F
t2
- R

Dx
= 2782,01– 1159,16 – 60,305 = 1563 (N) .
nF
y
= - R
Cy
+ F
r2’
+ F
r2
– R
Dy
= 0 .
R
Cy
= F
r2’
+ F
r2
– R
Dy
= 1019,79 + 424,91 – 315,15= 1129,5(N) .
Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm .
Ở tiết diện e-e :
M
ux
= -R
Cx
.b
1

= - 1563.69 = -107847 (N.mm) .
M
uy
= -R
Cy
.b
1
– F
a2’
.
2
'2
ω
d
= -1129,5.61 – 333,84
2
76
= -81585,4 (N.mm) .
M
u e-e
=
2222
)4,81585()107847( −+−=+
uyux
MM
=135230(N.mm) .
Ở tiết diện f-f :
M
ux
= -R

Dx
.b
3
= - 60,305.69 = -4161 (N.mm) .
M
uy
= - F
a2
.
2
2
ω
d
- R
Dy
.b
3
= -131.
2
195
- 315,15.69 = -34517,85 (N.mm) .
M
u f-f
=
2222
)85,34517()4161( −+−=+
uyux
MM
=34767,7 (N.mm) .
Tính đường kính trục ở hai tiết diện e-e và f-f theo công thức

3
].[1,0
σ
Tđ
M
d ≥
(7-3)TKCTM – 117 .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
23
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
Đường kính trục ở tiết diện e-e :
Ở đây
2222
)51,105716.(75,0)135250(.75,0 +=+=
xutđ
MMM
=163323,4(N.mm) .
Chọn ứng suất cho phép : [σ] = 58 (N/mm
2
) .
42,30
58.1,0
4,163323
3
=≥
−ee
d
(mm) .
Đường kính trục ở tiết diện f-f :

5,97932)51,105716.(75,0)7,34767(.75,0
2222
=+=+=
xutđ
MMM
(N.mm) .
7,25
58.1,0
5,97932
3
=≥
− ff
d
(mm) .
Tại tiết diện e-e và f-f có lắp then , nên ta chọn d
e-e
= 36 (mm) . d
f-f
= 30 (mm) .

o
x
z
y
Fa2
Fr2
Ft2
Fr2'
Fa2'
Ft2

C
D
RCy
RCx
RDy
RDx
b1
b2
b3
e
e
f
f
M ux
107847 N.mm
18010 N.mm
89335 N.mm
M uy
98132 N.mm
M x
42010 N.mm
68747 N.mm
20853 N.mm
c. Thiết kế trục III :
Ta có :
R
x
= 3002 (N) .
F
t3

= 2782,01

(N) .
F
r3
= 1019,79 (N) .
F
a3
= 333,84 (N) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
24
Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Khoa cơ khí giao thông.
c
1
= l
3
+ l
4
+
2
5
lB +
= 18 + 15 +
2
5418 +
= 69 (mm) .
c
2
= c

3
= a + l
2
+
2
bB +
= 15 + 10 +
2
5418 +
= 61 (mm) .
Tính phản lực ở các gối .
Tại E .
nmE
x
= - F
t3
.c
2
+ R
Fx
.(c
2
+c
3
) = 0 .
R
Fx
=
1391
6161

61.01,2782
.
32
23
=
+
=
+ cc
cF
t
(N) .
nmE
y
= - R
x
.c
1
– F
r3
.c
2
+ R
Fy
.(c
2
+ c
3
) = 0 .
R
Fy

=
2208
6161
61.79,101969.3002

32
231
=
+
+
=
+
+
cc
cFcR
rx
(N) .
nF
x
= R
Ex
– F
t3
+R
Fx
= 0 .
R
Ex
= F
t3

– R
Fx
= 2782,01 – 1391 = 1391 (N) .
nF
y
= R
x
- R
Ey
–F
r3
+ R
Fy
= 0 .
R
Ey
= R
x
- F
r3
+ R
Fy
= 3002 – 1019,79 + 2208 = 4190,21 (N) .
Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm .
Ở tiết diện g-g :
M
ux
= 0 (N.mm) .
M
uy

= R
x
.c
1
= 3002.69 = 207138 (N.mm) .
M
u g-g
=
207138
22
=+
uyux
MM
( N.mm) .
Ở tiết diện h-h :
M
ux
= - R
Fx
.c
3
= -1391.61 = -84851 (N) .
M
uy
= R
Fy
.c
3
+ F
a3

.
2
3
ω
d
= 2208.61 + 333,84.
2
315
= 187267,8 (N) .
M
u h-h
=
2055948,187267)84851(
2222
=+−=+
uyux
MM
(N).
Tính đương kính ở hai tiết diện g-g và h-h
3
].[1,0
σ
Tđ
M
d ≥
(7-3)TKCTM – 117 .
Đường kính trục ở tiết diện g-g .
Chọn ứng suất cho phép : [σ] = 50 (N/mm
2
) .

425538)41,429226.(75,0)207138(.75,0
2222
=+=+=
xutđ
MMM
(N.mm) .
98,43
50.1,0
425538
3
=≥
−gg
d
(mm) .
Đường kính trục ở tiết diện h-h :
6,424788)41,429226.(75,0)205594(.75,0
2222
=+=+=
xutđ
MMM
(N.mm) .
96,43
50.1,0
6,424788
3
=≥
−hh
d
(mm) .
Tại tiết diện g-g lắp ổ lăn nên lấy d

g-g
= 48 (mm) . Tiết diện có rãnh then , nên ta chọn d
h-h

= 50 (mm) .
GVHD: PGS-TS Phạm Phú Lý
SVTH: Nguyễn Mạnh Cường Lớp: 10KTTT trang
25