[123doc] da-tkm-thiet-ke-he-truyen-dong-bang-tai-van-chuyen-nguoi-o-san-bay

Đồ án: Thiết Kế Máy GVHD: Trần Xuân Tùy
SVTH: Cáp Kim Thảo – Lớp 13CDT2 Trang 1
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Thiết kế máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến
thức đã học nhằm tính toán thiết kế hệ thống máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc; thiết kế kết cấu máy, các hệ thống dẫn động và phương pháp trình bày bản vẽ,
trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính và các số liệu tra cứu khác. Do
đó khi thực hiện đồ án thiết kế máy phải tham khảo các môn đã học như Truyền động cơ
khí, Kỹ thuật chế tạo máy, Thiết kế máy và các tìa liệu liên quan ...từng bước giúp sinh
viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.
Nhiệm vụ của em là “Thiết kế hệ truyền động của băng vận chuyển người trong các
sân bay” từ các số liệu được giao và tham khảo thêm từ thực tế. Hệ được dẫn động bằng
động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến
băng tải.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp
lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện
đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót. Em mong được sự góp ý và
giúp đỡ của GVHD.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy, đặc biệt là thầy giáo Trần Xuân Tùy đã hướng
dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này./..
Đà Nẵng, 15/9/2016
Sinh viên thực hiện
Lê Mai Xuân

MỤC LỤC
Trang
LỜI NÓI ĐẦU
MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU CHUNG
1
2
4
1. Giới thiệu về băng tải 4
1. Sơ lược về băng tải vận chuyển người 4
2. Phân loại băng tải vận chuyển người 5
3. Ứng dụng của băng tải vận chuyển người 5
4. Các kiểu thiết kế phổ biến 6
5. Lịch sử phát triển 6
2. Các phần chính cấu tạo 7
1. Ngồn động lực 7
2. Hộp giảm tốc 7
3. Khối cảm biến điều khiển 8
3. Băng tải vận chuyển người ở sân bay 9
CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ NGUYÊN LÝ 11
1. Nhiệm vụ thiết kế 11
2. Nguyên lý, yêu cầu thiết kế 11
1. Nguyên lý làm việc 11
2. Nguyên lý hoạt động 11
3. Yêu cầu thiết kế 12
3. Các chỉ tiêu đánh giá thiết kế 12
4. Lựa chọn phương án thiết kế 14
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY, TÍNH TOÁN CÁC KẾT
cscecsececseccCẤU CHÍNH CỦA MÁY
21
1. Tính toán các thông số động học 21

1. Tính toán các thông số băng thang 21
2. Tính chọn động cơ điện 22
3. Phân phối tỷ số truyền 23
4. Xác định số vòng quay, công suất và mômen trên các trục
hộp giảm tốc
24
2. Thiết kế các bộ truyền 25
1. Thiết kế bộ truyền xích 25
2. Thiết kế bộ truyền răng cấp nhanh 28
3. Thiết kế bộ truyền răng cấp chậm 37
4. Thiết kế chi tiết trục 46
5. Tính then 63
6. Thiết kế gối đỡ trục 66
7. Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết khác, lắp ghép và bôi trơn 71
3. Bảng thống kê kích thước, vật liệu chi tiết máy 74

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU CHUNG
1.1 GIỚI THIỆU VỀ BĂNG TẢI
1.1.1 Sơ lược về băng tải vận chuyển người
Hệ thống băng tải vận chuyển người là một phương tiện giúp con người di chuyển
dễ dàng dạng băng tải. Chuyển động cơ của hệ thống làm băng tải di chuyển chậm nên có
thể vận chuyển người trên một mặt phẳng nằm ngang hoặc nằm nghiêng qua một đoạn
khoảng cách nhất định. Người sử dụng có thể đứng hoặc đi bộ trên chúng để di chuyển.
Hệ thống băng tải người thường được lắp thành từng cặp với chức năng mỗi băng tải theo
một chiều nhất định.
Hình 1.1: Mô hình băng tải vận chuyển người thực tế

1.1.2 Phân loại băng tải vận chuyển người
Băng tải vận chuyển người hiện nay được thiết kế và chế tạo đa dạng và phong
phú với nhiều kiểu dáng và chủng loại khác nhau để phù hợp với mục đích sử đụng của
công trình.
- Phân loại theo số lượng:
+ Băng tải đơn (băng tải vận chuyển một chiều)
+ Băng tải kép (băng tải vận chuyển hai chiều)
- Phân loại theo dạng đường đi:
+ Băng tải di chuyển thẳng (thường phổ biến trong siêu thị, sân bay,…)
+ Băng tải di chuyển dạng vòng cung (ít phổ biến, chỉ xuất hiện ở các khu
tham quan, triển lãm lớn).
- Phân loại theo thông số cơ bản:
+ Theo chiều dài băng tải
+ Theo khối lượng vận chuyển
+ Theo góc nghiêng
- Phân loại theo mức độ tự động:
+ Bán tự động
+ Tự động
1.1.3 Ứng dụng của băng tải vận chuyển người
Vận chuyển người tại những nơi như sân bay, trung tâm thương mại, siêu thị, ga
tàu, khu vui chơi giải trí đông người,…
Đối với những người khuyết tật, người già, trẻ nhỏ và những người mang vác hành
lý, hàng hóa nặng nhọc thì hệ thống băng tải vận chuyển người thật sự giúp ích cho họ rất
nhiều trong đi lại và di chuyển ở các nơi đông người.
Băng tải vận chuyển người thường di chuyển với một tốc độ chậm hơn so với tốc
độ đi bộ tự nhiên, và thậm chí cả khi người ta tiếp tục đi sau khi họ bước vào một băng

tải, họ có xu hướng làm chậm tốc độ của mình để bù lại, do đó di chuyển trên băng tải
vận chuyển người có thể cải thiện thời gian đi lại và khả năng vận tải tổng thể.
Ngoài ý nghĩa là thiết bị vận chuyển thì băng tải vận chuyển người còn là một yếu
tố làm tăng vẽ đẹp tiện nghi cho mỗi công trình.
1.1.4 Các kiểu thiết kế phổ biến
Băng tải vận chuyển người được thiết kế, xây dựng theo một trong hai phong cách
cơ bản sau:
- Loại pallet : bao gồm mỗi chuỗi liên tục các tấm kim loại phẳng liên kết với
nhau tạo thành một lối đi và có hiệu quả giống thang cuốn trong xây dựng. Hầu
hết là bề mặt kim loại mặc dù có một số mô hình có một bề mặt cao su để kéo
thêm.
- Loại di chuyển vành đai : là dạng thiết kế thường xây dựng với lưới kim loại
hoặc các bề mặt cao su di chuyển trên con lăn kim loại. Bề mặt di chuyển có
thể có một cảm giác vững chắc.
Cả hai loại di chuyển băng tải đều có một bề mặt rãnh khớp với tấm lược lúc kết
thúc. Ngoài ra, băng tải vận chuyển người được xây dựng với tay vịn tương tự như trên
thang cuốn.
1.1.5 Lịch sử phát triển
Băng tải vận chuyển người đầu tiên ra mắt tại triển lãm Worrld’s Columbian năm
1893 ở Hoa Kỳ. Nó có hai bộ phận khác nhau: một nơi giành cho hành khác để ngồi và
một nơi để những người đi bộ có thể đứng hoặc đi bộ. Băng tải di chuyển một vòng theo
chiều dài của một bên bờ hồ đến một sòng bạc.
Năm 1900, một băng tải vận chuyển người được trình bày ở Paris Exposition
Universelle. Thiết kế dựa trên ba nền tảng, đầu tiên là người sử dụng chỉ cần đứng yên,
thứ hai là di chuyển với tốc độ vừa phải, cuối cùng là băng tải truyền động với vận tốc 6
dặm trong một giờ.

Tổ chức Beeler đề xuất một hệ thống quá cảnh liên tục với Sub-Surdace Moving
Platforms cho Atlanra vào năm 1924, với một thiết kế gần giống hệ thống triển lãm ở
Paris. Hệ thống đề xuất sử dụng một động cơ cảm ứng tuyến tính. Nhưng hệ thống này
không được xây dựng.
Năm 1954 tại thành phố Jersey, NJ, các lối di động (băng tải vận chuyển người)
thương mại đầu tiên tạo Hoa Kỳ được cài đặt. hệ thống được đặt tên là “Speedwalk” và
xây dựng bởi Goodyear; có chiều dài 84,5m và tăng 10% lớp ở tốc độ 2,4km/h. Hệ thống
đã được gỡ bỏ một vài năm sau đó khi mô hình giao thông thay đổi.
Băng tải vận chuyển người ở sân bay lần đầu tiên được xây dựng vào năm 1958 tại
Love Fiel ở Dallas, Texas.
Hiện nay, băng tải vận chuyển người xuất hiện rất phổ biến trong các sân bay lớn
trên thế giới.
1.2 CÁC PHẦN CHÍNH CẤU TẠO
1.2.1 Ngồn động lực
Nguồn động lực có vai trò quan trọng trong tất cả các hệ thống truyền động. Nó
cung cấp toàn bộ năng lượng cho cả hệ thống hoạt động. Đối với băng tải vận chuyển
người, động cơ điện xoay chiều 3 pha được sử dụng làm nguồn động lực. Vì động cơ giữ
vai trò rất quan trọng nên việc lựa chọn động cơ cho hệ thống cần đảm bảo các điều kiện
sau:
- Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết của cả hệ thống
- Tốc độ động cơ phải phù hợp để đơn giản trong việc thiết kế các bộ giảm tốc,
đảm bảo về kích thước khối lượng và về mặt kinh tế.
- Có khả năng chịu quá tải trong thời gian ngắn
- Động cơ ổn định khi làm việc với thời gian dài
- Momen làm việc đủ lớn để thắng được momen cản ban đầu
1.2.2 Hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc là một bộ phận phổ biến và quan trọng trong hầu hết các máy móc
cơ khí. Trong hệ thống băng tải vận chuyển người hộp giảm tốc được sử dụng nhằm mục
đích giảm tốc độ từ trục động cơ đến băng tải thang. Do hệ thống không cần độ tự hãm
lớn nên các hãng chế tạo thường sử dụng bộ truyền bánh răng nghiêng kết hợp với bộ
truyền xích. Vì thế việc thiết kế hộp giảm tốc cần phải được tiến hành cẩn thận, tính toán
kinh tế theo các phương án thích hợp nhất. Thông thường khi thiết kế hộc giảm tốc cần
thỏa mãn các điều kiện sau:
- Hộp giảm tốc được thiết kế phải thõa mãn những chỉ tiêu làm việc vhur yếu
như sức bền, độ bền mòn, độ cứng…
- Giá thành chế tạo rẻ nhất, nhỏ gọn và thẩm mĩ
- Kiểm tra, tháo lắp vá sửa chữa thuận lợi
- Đảm bảo dung sai lắp ghép các chi tiết
- Bảo đảm tính an toàn lao động
Việc thiết kế hộp giảm tốc là quá trình sáng tạo, để đạt được yêu cầu thiết kế có
thể có rất nhiều phương án khác nhau. Người thiết kế cần vận dụng những hiểu biết về lý
thuyết và kinh nghiệm tức tế để lựa chọn phương án hợp lý và cao hơn là phương án tối
ưu nhất.
1.2.5 Khối cảm biến điều khiển
Cảm biến tốc độ là thiết bị dùng để kiểm tra tốc độ của thang. Sau đó, đưa thông
số vận tốc về tín hiệu điện áp hay dòng điện cung cấp cho bộ điều khiển trung tâm để xử
lý và đưa tín hiệu điều khiển động cơ, đảm bảo vận tốc làm việc của thang theo yêu cầu
khi các điều kiện bên ngoài thay đổi.
Các phương pháp điều chỉnh tốc độ động cơ xoay chiều không đồng bộ gồm có:
- Điều chỉnh tốc độ động cơ bằng cách thay đổi điện trở phụ mạch roto
- Điều chỉnh bằng cách thay đổi điện áp stato
- Điều chỉnh bằng cách thay đổi số đôi cực của động cơ
- Điều chỉnh bằng phương pháp biến tần.

1.3 BĂNG TẢI VẬN CHUYỂN NGƯỜI Ở SÂN BAY
Hiện nay, việc di chuyển bằng đường hàng không trở nên phổ biến ở khắp thế
giới, nhiều sân bay mới được mở ra, các sân bay cũng ngày càng được nâng nấp và mở
rộng. Diện tích khu vực sân bay rất lớn với cách quy hoạch các khu vực riêng để phục vụ
khách hàng với các mục đích khác nhau. Vấn đề đặt ra là với lượng khách và hành lý lớn
phải di chuyển liên tục, khoảng cách giữa các khu vực trong sân bay thì rất xa,… cần
phải có giải pháp để hành khách di chuyển đỡ vất vả, dễ dàng tìm hướng di chuyển, tiết
kiệm thời gian và công sức, nâng cao dịch vụ chăm sóc khách hàng.
Giải pháp được đề ra là lắp đặt các hệ thống băng tải vận chuyển người tại các sân
bay. Hệ thống sẽ giúp hành khách di chuyển dễ dàng, tiết kiệm thời gian, chi phí vận
chuyển,.. giải quyết được các vấn đề đặt ra ở trên.
Hệ thống băng tải vận chuyển người có thể được lắp đặt để kết nối các khu vực
trong sân bay như từ nơi làm thủ tục đến nơi kiểm tra, từ phòng chờ đến máy bay, từ
phòng hành lý sang bãi đậu xe hoặc trạm vận chuyển… v.v. Điều này giúp khách hàng dễ
xác định hướng di chuyển, không bị ùn tắc, lộn xộn vì đông người.
Bên cạnh đó việc lắp đặt hệ thống băng tải vận chuyển người còn làm tăng vẻ đẹp
tiện nghi và hiện đại trong các sân bay, thu hút hành khách đồng thời làm tăng dịch vụ
chăm sóc khách hàng, mang lại lợi ích lớn cho tất cả mọi người,

Ở Việt Nam hiện nay chưa có một sân bay nào có hệ thống băng tải vận chuyển
người để phục vụ hành khách. Tuy nhiên trên thế giới, nhiều sân bay lớn ở các nước đã
lắp đặt hệ thống và đạt được những phản hồi tích cực như Sân bay quốc tế Calgary,
Canada; Sân bay quốc tế Port Columbus, Ohio; Sân bay Charles ở Paris, Pháp;…
Hình 1.2: Băng tải vận chuyển người ở sân bay Changi, Singapore

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ NGUYÊN LÝ
2.1NHIỆM VỤ THIẾT KẾ
- Nhiệm vụ: Thiết kế hệ truyền động của băng tải vận chuyển người trong các sân
bay.
- Các số liệu ban đầu:
+ Chiều dài: L = 80m
+ Vận tốc di chuyển: V = 2m/s
- Tham khảo thực tế ta có các số liệu sau:
+ Nguồn cung cấp: 380V, 50Hz
+ Tải trọng tối đa: 4800kg
+ Độ rộng có ích: 1,2m
2.2 NGUYÊN LÝ, YÊU CẦU THIẾT KẾ
2.2.1 Nguyên lý làm việc
Băng tải vận chuyển người ở sân bay hoạt động theo nguyên tắc băng tải
Hệ thống gồm tập hợp những lưới kim loại di chuyển liên tục, luân phiên nhau
trên mặt phẳng nằm ngang tạo thành một vòng khép kín; và các khe rãnh trên hệ thống
băng tải được thiết kế so le, ăn khớp với nhau bằng những khe lược sâu trên bề mặt.
Băng tải vận chuyển người hoạt động với vận tốc tương đối thấp, tải lớn nên phải
có bộ giảm tốc từ động cơ đến băng tải.
Băng tải vận chuyển người thường di chuyển với một tốc độ chậm hơn so với tốc
độ đi bộ tự nhiên, và thậm chí cả khi người ta tiếp tục đi sau khi họ bước vào một băng
tải, họ có xu hướng làm chậm tốc độ của mình để bù lại, do đó di chuyển trên băng tải
vận chuyển người có thể cải thiện thời gian đi lại và khả năng vận tải tổng thể.
2.2.2 Nguyên lý hoạt động

Động cơ không đồng bộ xoay chiều ba pha khi được khởi động sẽ quay tạo nguồn
động lực. Thông qua hộp giảm tốc sẽ đưa tốc độ cao của động cơ giảm xuống với mức
tốc độ thấp hơn phù hợp với tải. Tốc độ sẽ được đưa đến bánh chủ động thông qua bộ
truyền xích của băng tải. Cụm mắc xích bậc thang sẽ nhờ vào các băng dẫn hướng và
khuôn dẫn hướng sẽ dẫn hướng đến con lăn. Các con lăn vừa đống vai trò là giá đỡ các
lưới kim loại vừa có chức năng truyền chuyển động làm cho hệ thống băng tải hoạt động
đồng đêu và ổn định.
2.2.3 Yêu cầu thiết kế
- Độ bền cao, kết cấu vững chắc
- Thiết kế theo tiêu chuẩn đảm bảo an toàn, thân thiện
- Băng tải phải có kích thước hợp lý, gọn gàng phù hợp với không gian
- Vị trí lắp đặt cần thuận tiện, đảm bảo tính thẩm mĩ
- Sữa chữa, bảo trì dễ dàng, thuận tiện
- Thiết kế phải có tính kinh tế
2.3 CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ THIẾT KẾ
2.2.1 Chỉ tiêu về độ tin cậy
Chỉ tiêu độ tin cậy nhằm đánh giá thiết bị có duy trì được tính năng làm việc của
nó hay không. Để đánh giá về chỉ tiêu này ta thông qua tần suất hổng hóc bất thường của
thiết bị.
Từ nhận định trên ta có các biện pháp đảm bảo độ tin cậy như sau:
- Máy càng ít chi tiết thì độ tin cậy càng cao
- Thực hiện nghiêm túc việc bảo trì sữa chữa và thay thế các chi tiết theo đúng
thời gian quy định

- Vận hành máy đúng chế độ hiểu về công nghệ đối với người thiết kế máy. Quy
định đầy đủ các chế độ làm việc của máy và có cơ cấu đảm bảo đúng chế độ đó
- Đảm bảo an toàn cho các cơ cấu hoạt động
2.3.2 Chỉ tiêu về độ chính xác
Chỉ tiêu về độ chính xác có nhiều cách đánh giá:
- Độ chính xác động học: Độ chính xác về tốc độ chuyển động của các xích
truyền động quan hệ với các thiết bị có yêu cầu tốc độ chuyển động của khâu
cuối cùng là hằng số, hoặc thay đổi theo quy luật nhất định
- Độ chính xác hình học: Độ chính xác xét đến kết cấu hình học của khâu chấp
hành về kích thước, kích thước tương quan, hình dáng hình học và hình dáng
hình học tương quan.
- Độ chính xác về ổn định động và động lực học: Tần số dao động riêng, tần số
dao động cưỡng bức và chế độ làm việc khi có tải
Tiêu chuẩn độ chính xác được xây dựng nên dựa trên các cơ sở chủ yếu sau:
- Điều kiện làm việc thực sự của máy: Tiêu chuẩn về độ chính xác cho từng loại
máy hoặc xây dựng tiêu chuẩn cho ngành sản xuất
- Tốc độ truyền động chính: Sai lệch của tốc độ thực so máy tạo ra so với tốc độ
cần thiết không vượt quá 50%
- Khi nghiên cứu về độ chính xác giúp chúng ta chọn lựa cơ cấu và hình thức
chế tạo máy phù hợp
2.3.3 Chỉ tiêu về độ bền
Độ bền là khả năng tiếp nhận tải trọng của máy mà không bị phá hủy. Có hai chỉ
tiêu về độ bền:
- Chỉ tiêu độ bền mòn:
Khi thiết kế máy, để đảm bảo chỉ tiêu độ bền mòn thì ứng suất xuất hiện
trong toàn bộ thiết bị phải nhỏ hơn ứng suất cho phép.

Khi thiết bị bị mòn sẽ làm giảm độ bền, giảm độ chính xác, giảm hiệu suất,
tăng tải trọng động và tiếng ồn.
Cường độ mòn phụ thuộc vào trị số ứng suất tiếp xúc hoặc áp suất, vận tốc
trượt tương đối, sự bôi trơn, hệ số ma sát à tính chống mòn của vật liệu
Nguyên nhân mòn: mòn cơ học, mòn hóa học, mòn do tróc vì mỏi,…
Các biện pháp nâng cao độ bền mòn: bôi trơn, chọn vật liệu chống ma sát,
nhiệt luyện tăng độ rắn bề mặt làm việc,…
- Chỉ tiêu độ bề mỏi: độ bền mỏi là khả năng của thiết bị cản lại sự phá hủy mỏi.
Đối với mọi kết cấu kim loại, hợp kim nếu thỏa mãn điều kiện mỏi thường thỏa
mãn độ bền.
2.3.4 Chỉ tiêu về độ cứng vững và chỉ tiêu về hệ số sử dụng các phần tử tiêu chuẩn
hóa, thống nhất hóa
- Chỉ tiêu độ cứng vững:
Được xác định bằng các chuyển vị của các phần tử thuộc máy trong phạm
vi giới hạn đàn hồi
Biện phá tăng cường độ cứng vững: Chọn hình dáng kết cấu thích hợp, bố
trí các bộ phận vị trí chuyển động, tạo cơ hệ siêu tĩnh.
- Chỉ tiêu về hệ số sử dụng các phần tử tiêu chuẩn hóa, thống nhất hóa:
Tiêu chuẩn hóa là các phần tử có số lượng lớn dùng phổ biến, tổ hợp phần
tử tạo thành một bộ phận máy độc lập. Tính tóa tối ưu, tạo ra các kết cấu công
nghệ tối ưu, quy trình chế tạo tối ưu. Quy định bắt buộc cho các bộ phận hoặc
phần tử đó gọi là tiêu chuẩn. Mục đích là để hạ giá thành sản phẩm và giảm thời
gian thiết kế, chế tạo. Còn thống nhất hóa các phần tử được dùng thường xuyên
lâu dài cho một ngành hoặc một lĩnh vực nào đó.
2.4 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Hệ truyền động băng tải vận chuyển người bao gồm động cơ điện, hộp giảm tốc, các
bộ truyền răng, bộ truyền xích.
Hộp giảm tốc là cụm chi tiết quan trọng nhất. Nó được chia làm 3 loại:
- Bộ truyền bánh răng trụ
- Bộ truyền bánh răng nón
- Bộ truyền bánh vít - trục vít
Các phương án thiết kế:
- Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, sử dụng bộ truyền ngoài xích
- Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi, sử dụng bộ truyền ngoài xích
- Hộp giảm tốc hai cấp côn trụ, sử dụng bộ truyền ngoài xích
- Hộp giảm tốc hai cấp khai triển, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Hệ thống gồm:
1. Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2. Nối trục đàn hổi
3. Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng khai triển
4. Bộ truyền xích ống lăn
5. Băng tải
Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền động qua khớp nối đến hộp
giảm tốc, nhờ sự ăn khớp giữa các bánh răng trụ răng thẳng đến bộ truyền xích và làm tải
chuyển động.
2.4.1 Phương án 1: Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, sử dụng bộ truyền ngoài xích

Hình 2.1: Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Ưu điểm:
+ Kích thước chiều dài nhỏ, giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc.
+ Làm việc êm, không ồn
Nhược điểm:
+ Khả năng tải nhanh chưa dùng hết
+ Kết cấu ổ phức tạp, có ổ đỡ bên trong vỏ hộp
+ Khó bôi trơn
+ Kích thước chiều rộng hộp lớn
 Với những nhược điểm như trên, cần hạn chế chọn phương án.
2.4.2 Phương án 2: Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi, sử dụng bộ truyền ngoài xích

Hình 2.2: Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Ưu điểm:
+ Tải trọng phân bố đều, sử dụng hết khả năng tải
+ Bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ứng suất giảm, mô men xoắn
trên các trục trung gian giảm
+ Không có hiện tượng trượt như truyền đai
Nhược điểm:
+ Có kích thước bề rộng lớn
+ Cấu tạo các bộ phận phức tạp
+ Nhiều các chi tiết và khối lượng gia công tăng

+ Làm việc ồn do có truyền động bằng xích, mắc xích dễ mòn
2.4.3 Phương án 3: Hộp giảm tốc hai cấp côn trụ, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Hình 2.3: Hộp giảm tốc hai cấp côn trụ, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Ưu điểm:
+ Truyền được mô men xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau
+ Có chuyển động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai
và có thể làm việc được khi quá tải.
+ Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 – 12.
Nhược điểm:
+ Giá thành chế tạo đắt

+ Lắp ghép khó khắn
+ Khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc dùng bánh răng trụ.
+ Sử dụng truyền xích nên dễ bị mòn, ồn ào khi làm việc.
2.4.4 Phương án 4: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Hình 2.4: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển, sử dụng bộ truyền ngoài xích
Ưu điểm:
+ Kết cấu đơn giản
+ Sử dụng truyền xích thì không có hiện tượng trượt khi truyền động, hiệu
suất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi căng xích, có thể làm việc khi
có tải đột ngột

+ Tỷ số truyền hộp giảm tốc giảm từ 8-40
 Có nhiều ưu điểm nên ngày nay vẫn được sử dụng rộng rãi.
Nhược điểm:
+ Bánh răng bố trí không đối xứng nên tải trong phân bố không đồng đều
trên các ổ
+ Kích thước thường to hơn các hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùng chức
năng
+ Mắc xích dễ bị mòn, gây tải trọng động phụ, ồn khi làm việc.
Như vậy, qua phân tích ưu nhược điểm của các phương án, ta chọn cách thiết kế
theo phương án 4: Hộp giảm tốc hai cấp khai triển, sử dụng bộ truyền ngoài xích.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY, TÍNH TOÁN CÁC KẾT
CẤU CHÍNH CỦA MÁY
3.1 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC
3.1.1 Tính toán các thông số băng thang
Băng thang chuyển động luân phiên liên tục nhờ vào sự ăn khớp của các mắc xích
bậc thang với tang băng thang theo kiểu ăn khớp xích con lăn. Do đó các thông số của
băng thang được tính dựa theo kiểu truyền động xích.
Ta chọn bước mắc xích thang: tt = 300mm theo tiêu chuẩn bước thang của hãng
Hitachi.
a) Khoảng cách sơ bộ giữa hai tang của băng
Độ dài làm việc của băng thang theo yêu cầu: L = 8000mm
Để đảm bảo an toàn và thẩm mỹ, ta chọn khoảng cách từ bước thang làm việc đến
tâm thang là 1m. Vậy ta có khảng cách D giữa 2 tang băng thang:
2 1 2 300 8000 1200 9200 ( )D L mm       
b) Đường kính vòng chia của tang băng
Do tang của 2 băng thang có cùng số răng và kích thước nên ta chỉ cần tính cho
tang. Ta chọn chế độ làm việc cứ 4 răng trên tang băng sẽ ăn khớp với một mắc xích
thang.
Tính đường kính vòng chia của tang băng thang:
'
180
sin
t
ct
t
t
d
Z

Với: ' 300
75 ( )
4 4
t
t
t
t mm  
Zt là số răng của tang băng.
Số răng tang băng càng ít thì mắc xích băng thang càng bị mòn nhanh, tăng va
đặp, làm việc ồn. Dựa vào bảng 6-3 trang 105 sách Thiết kế chi tiết máy, chọn số răng
cho tang băng ứng với tỷ số truyền bằng 1 ta có Zt = 36. Áp dụng ta có đường kính vòng
chia tang băng:

75 75
860( )
sin(5)
36
180
sin
mmdct  
Vận tốc của băng thang:
'
. .
60 100
t t tn Z t
v 

Trong đó: nt là số vong quay trên trục của tang băng
v = 2m/s
Zt = 36
'
tt = 75 mm
Số vòng quay tren trục của tang băng:
'
.60.1000 2.60.1000
44 ( / )
. 36.75
t
t t
v
n vg ph
Z t
  
c) Công suất trên băng thang
Với chiều dài băng thang L = 80m, bề rộng B = 1,2m, tính trung bình mỗi người
đứng cách nhau 1m theo chiều dài, vậy số người tối đa (N) có thể đứng trên băng
thang:
80
80
1n
L
N
d
   (người)
Khối lượng trung bình mỗi người là 55kg, vậy tải trọng tối đa (Pmax) tác động lên
băng tải:
max 55 80 55 9.8 43120 ( )P N g N       với: g = 9.8 m/s2
Công suất trên băng thang (N):
43120 2 86240 ( )N P v W    
3.1.2 Tính chọn động cơ điện
Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất của động cơ.
Khi làm việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong thời gian ngắn, có momen
khởi động đủ lớn để thắng mômen cản ban đầu của phụ tải.
Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết: ct
N
N



Với: N = 86240 W
2 4
1 2 3 4       
1 0.96  – hiệu suất bộ truyền xích
2 0.97  – hiệu suất bộ truyền bánh răng
3 0.99  – hiệu suất của một cặp ổ lăn
4 1  – hiệu suất khớp nối
2 4
0.96 0.97 0.99 1 0.868     
Vậy:
86240
99.5 (kW)
0.868
ct
N
N

  
Dựa vào công suất cần thiết ta chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ Hem 3K355S8
100kW – 380/660V. Các thông số kỹ thuật của động cơ:
+ Công suất: 100 kW
+ nđc : 735 vòng/phút
+ %: 92%
3.1.3 Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền động chung:
735
16,7
44
dc
t
n
i
n
  
nt: là số vòng quay của băng
Mà x bn bti i i i  
Trong đó: ix: tỷ số truyền của bộ truyền xích
ibn: tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp nhanh
ibt: tỷ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp chậm
Chọn trước ix = 2
16,7
8,35
2
bn bti i   
Để đảm bảo việc bôi trơn bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng

phương pháp ngâm dầu được tốt nhất ta chọn: (1,2 1,3)bn bti i 
Do đó ta chọn 3,2bni 
8.35
2,61
3,2
bti  
3.1.4 Xác định số vòng quay,công suất và mômen trên các trục hộp giảm tốc
a) Số vòng quay các trục:
- Trục thứ nhất: 1 735 ( / )dcn n vg ph 
- Trục thứ hai : 2
735
230 ( / )
3,2
dc
bn
n
n vg ph
i
  
- Trục thứ ba: 2
3
230
88 ( / )
2,61bt
n
n vg ph
i
  
- Trục băng thang: 3 88
= 44 ( / )
2
t
d
n
n vg ph
i
 
b) Xác định công suất các trục:
- Trục I: 3 100 0,99 99 ( )I dcP P kW    
- Trục II: 2 3 99 0,97 0,99 95,07 ( )II IP P kW       
- Trục III: 2 3 95,07 0,97 0,99 91,3 ( )II IP P kW       
- Trục tang: t 1 91,3 0,96 87,65 ( )IIIP P kW    
c) Xác định momen xoắn các trục:
Công thức để xác định mômen xoắn trên các trục:
3
9,55 10 i
x
i
P
M
n
  
Với: Pi và ni là công suất (kW) và vận tốc (vg/ph) của trục thứ i
Quá trình tính toán thiết kế ta lập bảng các số liệu tính được như sau:

Động cơ Trục I Trục II Trục III Băng tang
i 1 3.2 2.61 2
n (vg/ph) 735 735 230 88 44
P (kW) 100 99 95,07 91,3 87,68
M (N.mm) 1299319,7 1286326,5 3947471,7 9908125 19030545,5
3.2 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
3.2.1 Thiết kế bộ truyền xích
a) Chọn loại xích:
Vì xích làm việc với vận tốc nhỏ hơn 15m/s, nên dùng ống xích con lăn vì giá
thành rẻ và dễ chế tạo hơn.
b) Định số răng của đĩa xích:
Số răng của đĩa xích càng ít thì xích càng bị mòn nhanh, va đập của mắt xích vào
đĩa răng càng tăng và xích làm việc càng ồn. Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của
xích. Tra bảng B6-3 [TKCTM] với tỉ số truyền ix = 2 ta chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =27 răng.
Vậy số răng đĩa lớn 2 1 2 27 54xZ i Z     (răng)
c) Định chọn bước xích
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số
vòng quay trong 1 phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Để tìm
bước xích t ta xác định hệ số điều kiện:
1,2 0,8 1 1,25 0,8 1,45
1,392
d A o dc b ck k k k k k k
     

Trong đó: kd = 1,2 hệ số xét đến tính chất của tải trọng va đập
kA = 0,8 hệ số xét đến chiều dài xích với (60 80)A t  
ko = 1 hệ số xét đến cách bố trí truyền
kdc = 1,25 hệ số xét đến khả năng chỉnh lực căng xích
kb = 0,8 hệ số xét đến điều kiện bôi trơn liên tục

kc = 1,45 hệ số làm việc của bộ truyền, 3 ca
Hệ số răng đĩa dẫn: 1
1
25
0,926
27
o
Z
Z
k
Z
  
Hệ số vòng quay đĩa dẫn: 1
1
50
0,568
88
o
n
n
k
n
  
Zo1 = 25 và no1 = 50 là số răng và số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở.
Vậy công suất tính toán bộ truyền xích với bộ truyền cơ sở:
87,68 1,392 0,962 0,568
66,7( )
t Z n
t Z n
N N k k k
P k k k
kW
   
   
   

Tra bảng B6-4 [TKCTM] với no1 = 50 (vg/ph), trị số công suất cho phép [N] =
23,9 kW ta chọn được bước xích t=50,8 (mm), diện tích bản lề xích F = 646 (mm2).
Số dãy xích ống con lăn x:
66,7
2,79
[N] 23,9
tN
x   
vậy chọn x = 3 để thỏa mãn điều kiện.
d) Định khoảng cách trục và số mắc xích
Chọn A thõa mãn điều kiện: min maxA A A 
Trong đó: max 80 t= 80 50,8= 4064 (mm)A   
min 60 t= 60 50,8= 3048 (mm)A   
Vậy chọn A = 3100 (mm)
Số mắc xích X:
21 2 2 1
2
2
( )
2 2
27 54 2 3100 54 27 50,8
( )
2 50,8 2 3100
=162,7
Z Z Z ZA t
X
t A

 
   
  
   
Vậy số mắc xích X = 162

Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1s:
4 27 88
0,978 [u]=12
15 15 162
v Z n
u
L X
 
    
 
(thõa mãn điều kiện)
Trong đó: v – Vận tốc xích, m/s
L – Chiều dài xích, m
Z và n – Số răng và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích
[u] – số lần va đặp cho phép (Tra bảng 6-7 sách thiết kế chi
tiết máy- Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm)
Tính chính xác khoảng cách trục A:
2 2
1 2 1 2 2 1
2 2
8
4 2 2 2
50,8 27 54 27 54 54 27
162 162 8
4 2 2 2
3078 ( )
Z Z Z Z Z Zt
A X X
mm


              
     
              
     

Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn, phải rút bớt khoảng cách A đã tính được một
khoảng (0,002 0,004) (6,156 12,312)A A mm   V
Vậy 3078 8 3070 ( )A A A mm    V
e) Đường kính vòng chia của đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa dẫn: 1
1
50,8
438 ( )
180 180
sin sin
27
c o o
t
d mm
Z
  
Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn: 2
2
50,8
874 ( )
180 180
sin sin
54
c o o
t
d mm
Z
  
f) Tính lực tác dụng lên trục
Lực R tác dụng lên trục được tính theo công thức:
7
7
6 10
6 10 1,05 66,7
27 50,8 88
34814,2 ( )
t
t
k N
R k P
Z t n
N
  
 
 
  

 


Trong đó: kt =1,05 – hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên
trục khi bộ truyền thẳng đứng.
3.2.2 Thiết kế bộ truyền răng cấp nhanh (bộ truyền bánh răng nghiêng)
a) Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa đường kính phôi 100-300mm, theo bảng 3-8 [TKCTM]:
+ Giới hạn bền kéo bk : 580 (N/mm2)
+ Giới hạn chảy ch :290 (N/mm2)
+ Độ rắn HB: 200 HB
Bánh lớn: thép 40 thường hóa đường kính phôi 500-750mm, theo bảng 3-8 [TKCTM]:
b) Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có chu kỳ làm việc của bánh răng lớn xác định theo công thức:
2
max
60 i
L td i i
M
N N u n T
M
 
      
 
 [CT 3 – 4 (tr 44 – TKCTM )]
Trong đó: u = 1 : Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
Mi : Mômen xoắn
Mmax : Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bộ truyền.
ni : số vòng quay trong một phút của bánh răng.
Ti : Tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i.
Với Ti = 10x360x3x8 = 86400 (giờ)
max
394747,7
0,2
19030545,5
iM
M
 

 
2 7
60 1 0,2 230 86400 4,8.10LN      
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ là:
7 7
. 3,2 4,8.10 15,4.10n nN i N   
Ta có số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn của bộ truyền bánh
răng cấp nhanh đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn No = 107 (theo bảng 3-8 [TKCTM]). Vậy ta chọn ' ''
1N NK K 
Ứng suất cho phép của bánh răng được xác định theo công thức:
     ' ''
0 0
2,6N Ntx N tx N
K K HB        [CT 3 – 1 (tr 38 – TKCTM)]
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
  2
1
2,6 200 520 ( / )tx
N mm   
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
  2
2
2,6 170 442 ( / )tx
N mm   
- Ứng suất uốn cho phép: Bộ truyền làm việc một chiều nên các răng trên bánh
răng chỉ làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động), vật liệu bánh răng là
phôi rèn thép thường hóa nên ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức:
 
'' ''
1(1,4 1,6)
. .
o N N
u
k k
n K n K 
 
 
  [CT 3 -5 (tr 42 – TMCTM)]
Trong đó: n = 1,5 Hệ số an toàn bánh răng bằng thép rèn, thường hóa
K =1,8 Hệ số tập trung ứng xuất chân răng
1 (0,4 0,45) bk     Giới hạn mỏi uốn chu kì mạch động
Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ:

  2
1
1,5 0,45 580 1
145 ( / )
1,5 1,8u
N mm
  
 

Ứng suát uốn cho phép của bánh răng lớn:
  2
2
1,5 0,45 500 1
125 ( / )
1,5 1,8u
N mm
  
 

c) Sơ bộ chọn hệ thống tải trọng K=1,3
d) Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Đối với các bộ truyền răng trụ chịu tải trung bình, chọn 0,3A 
e) Xác định khoảng cách trục A
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
 
2
6
3
2
1,05 10
( 1)
Atx
K N
A i
i n  
  
    
 
[CT 3 – 10 (tr 45 – TKCTM)]
Trong đó: i= ibn= 3,2 Tí số truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
n2 = 230 Số vòng quay bánh răng bị dẫn vg/ph
K = 1,3 Hệ số tải trọng
N = PI = 99 (kW) Công suất trục thứ i
0,3A  Hệ số chiều rộng bánh răng
'
1,2  Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo
sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng.
    2
2
442 ( / )tx tx
N mm  
Áp dụng ta có:
26
3
1,05 10 1,3 99
(3,2 1) 398,9 ( )
442 3,2 0,3 1,2 230
A mm
  
   
   

Chọn A = 400mm
f) Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ được xác định theo [CT 3–17(tr 46 – TKCTM)]:
1 1 12 2 400 735
7,33 ( / )
60 1000 60 1000( 1) 60 1000 (3,2 1)
d n An
V m s
i
    
   
     
Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng theo cấp 8 (theo bảng 3-11
[TKCTM])
g) Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng K được xác định theo:
K = Ktt . Kd [ CT 3 – 19 (tr 47 – TKCTM)]
Trong đó: Ktt: Hệ số tập trung tải trọng.
Kd: Hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: 0,3 400 120 ( )Ab A mm    
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: 1
2 2 400
190,5 ( )
1 3,2 1
A
d mm
i

  
 
Suy ra:
1
120
0,63
190,5
d
b
d
   
Dựa vào Ψd tra bảng [3-12] [TKCTM] ta có 1,08ttbangK 
1 1,08 1
1,04
2 2
ttbang
tt
K
K
 
   [CT 3 – 20 (tr 47 – TKCTM)]
Giả sử
2,5
sin
nm
b

 với cấp chính xác 8, vận tốc v < 8m/s, tra bảng [3-14] (tr48-
TKCTM) tìm được Kd = 1,3.
Vậy K = 1,04x1,3 =1,352

Định lại khoảng cách trục A theo [ CT 3 – 21 (tr 49 – TKCTM)]
33
1,352
400 405,3 ( )
1,3
sb
sb
K
A A mm
K
   
Vì A không chênh lệch nhiều so với sơ bộ nên vẫn chọn A = 400mm
h) Xác định môđun (mn) ,số răng (z) ,chiều rộng bánh răng (b) và góc nghiêng
của bánh răng ( β ):
- Giá trị môđun xác định theo khoảng cách trục [ CT 3 – 22 (tr 49 – TKCTM )]:
(0,01 0,02) (0,01 0,02) 400 (4 8)nm A mm       
Lấy m = 5
- Chọn góc nghiêng sơ bộ , chọn β = 150, cos β = 0,966
- Số răng bánh nhỏ: 1
2 cos 2 400 0,966
36,8
( 1) 5 (3,2 1)n
A
Z
m i
  
  
  
(răng)
Vậy chọn Z1 = 37 răng
- Số răng bánh lớn: 2 1 3,2 37 118,4Z i Z     (răng)
- Tính chính xác góc nghiêng răng β theo công thức:
1 2( ) (37 119) 5
cos = 0,975
2 2 400
nZ Z m
A

   
 
 
[CT 3–28(tr 50– TKCTM )]
12 50'o
 
- Chiều rộng bánh răng: 0,3 400 120 ( )Ab A mm    
Lấy b = 120 mm:
+ Bề rộng bánh răng lớn b2 = b = 120 mm

+ Bề rộng bánh răng nhỏ b1 = b + 5 = 125 mm
i) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
- Số răng tương đương bánh nhỏ: 1
1 2 2
37
39
cos 0,975
td
Z
Z

   (răng)
- Số răng tương đương bánh lớn: 2
2 2 2
119
125
cos 0,975
td
Z
Z

   (răng)
Từ đó tra bảng 3-18 [TKCTM]:
+ Hệ số dạng răng y1 = 0,474
Chọn ''
1,5  hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của
bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng
Công thức kiểm nghiệm sức bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
 
6
2 ''
19,1 10
u u
n
K N
y m Z n b
 

  
 
    
[ CT 3 – 34 (tr 51 – TKCTM)]
Kiểm nghiệm sức bền uốn trên bánh răng nhỏ
     2 2
6
1 2 1
19,1 10 1,352 99
44,07
0,474 5 37 735 120 1,5
/ 145 /u u
N mm N mm 
  
   
    
Kiểm nghiệm sức bền uốn trên bánh răng lớn theo[CT 3 – 40 (tr 52 – TKCTM)]
 2 21
2 1 2
2
0,474
44,07 40,04 ( / ) 125 ( / )
0,517
u u u
y
N mm N mm
y
        
Vậy điều kiện được thỏa mãn.
k) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

Hệ số quá tải: qt
qt
M
K
M

Với: M: Mômen xoắn danh nghĩa.
Mqt: Mômen xoắn quá tải.
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra theo công thức:
 txqt tx qt txqt
K    [CT 3 – 41 (tr 53 – TKCTM)]
Với  
6 3
'
2
1,05 10 ( 1)
tx tx
i KN
Ai bn
 

 
  [CT 3 – 14 (tr 53 – TKCTM)]
- Ứng suất tiếp xúc bánh răng nhỏ:
 
6 3
2 2
1 2
1,05 10 (3,2 1) 1,352 99
246,02 ( / ) 520 ( / )
400 3,2 1,2 125 735
tx tx
N mm N mm 
   
   
  
- Ứng suất tiếp xúc bánh răng lớn:
 
6 3
2 2
2 2
1,05 10 (3,2 1) 1,352 99
251,1 ( / ) 442 ( / )
400 3,2 1,2 120 735
tx tx
N mm N mm 
   
   
  
Chọn hệ số quá tải Kqt = 1,5
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đối với bánh răng bằng thép, HB ≤ 350
được xác định theo công thức:
[σ]txqt = 2,5.[σ]N0tx với. [σ]N0tx = 2,6.HB
⇒ [σ]txqt1 = 2,5.2,6.200 = 1300 (N/mm2)
[σ]txqt2 = 2,5.2,6.170 = 1105 (N/mm2)
Tính ứng suất tiếp xúc quá tải:
 2
1 1 1
246,02 1,5 301,3 ( / )txqt tx qt txqt
K N mm      

 2
2 2 2
251,1 1,5 307,5 ( / )txqt tx qt txqt
K N mm      
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải đột ngột, xác định theo
công thức:  uqt u qt uqt
K    
Ứng suất quá tải trên các bánh
 2
1 1 1
44,07 1,5 66,11 ( / )uqt u qt uqt
K N mm       
 2
2 2 2
40,04 1,5 60,06 ( / )uqt u qt uqt
K N mm       
- Ứng suất uốn quá tải cho phép được xác định theo công thức:
  0,8 chuqt
   [CT 3 – 46 (tr 53 – TKCTM)]
Vậy ứng suất uốn quá tải trên các bánh:
  2
1 11
0,8 0,8 290 232 ( / )ch uqtuqt
N mm       
  2
2 22
0,8 0,8 250 200 ( / )ch uqtuqt
N mm       
Vậy các điều kiện đều được thỏa mãn.
m) Các thông số chủ yếu của bộ truyền
- Môđun pháp mn = 5
- Môđun pháp
5
5,128
cos 0,975
n
s
m
m

  
- Số răng Z1= 37 (răng); Z2= 119 (răng)
- Góc ăn khớp α = 20o
- Góc nghiêng β = 12050’
- Khoảng cách trục A = 400 (mm)

- Chiều rộng bánh răng b1 = 125 (mm); b2 = 120 (mm)
- Chiều cao răng h = 2,25.mn = 11,25 (mm)
- Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 1,25 (mm)
- Đường kính vòng chia (vòng lăn):
+ 1
1. 5,128 37 189,7 ( )c sd m Z mm   
+ 2
2. 5,128 119 610, 2 ( )c sd m Z mm   
- Đường kính vòng đỉnh răng:
+ 1
1 2 189,7 2 5 199,7 ( )e c nD d m mm     
+ 2
2 2 610, 2 2 5 630, 2 ( )e c nD d m mm     
- Đường kính vòng chân răng:
+ 1
1 2 2 189,7 2 5 2 1, 25 177, 2 ( )i c nD d m c mm        
+ 2
2 2 2 610, 2 2 5 2 1, 25 597,7 ( )i c nD d m c mm        
n) Lực tác dụng
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba phần: Lực vòng (P) ; Lực dọc trục
(Pa) ; lực hướng tâm (Pr). Giá trị các lực được xác định theo [CT 3 – 49 (tr 54-TKCTM)]:
- Lực vòng:
3
1
2. 2 1286,3 10
13561,4 ( )
189,7
I
c
M
P N
d
 
  
- Lực hướng tâm:
.tan 13561,4 tan(20 )
5062,5 ( )
cos 0,975
o
r
P
P N



  
- Lực dọc trục: .tan 13561,4 tan(12 50') 3089,4 ( )o
aP P N   

Hình 3.1: Sơ đồ biểu diễn lực tác dụng lên bánh răng
3.2.3 Thiết kế bộ truyền răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng thẳng)
a) Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa đường kính phôi 100-300mm, theo bảng 3-8 [TKCTM]:
Bánh lớn: thép 40 thường hóa đường kính phôi 300-500mm, theo bảng 3-8 [TKCTM]:
b) Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có chu kỳ làm việc của bánh răng lớn xác định theo công thức:
2
max
60 i
L td i i
M
N N u n T
M
 
      
 
 [CT 3 – 4 (tr 44 – TKCTM )]
Trong đó: u = 1 : Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng
Mi : Mômen xoắn
Mmax : Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bộ truyền.
ni : số vòng quay trong một phút của bánh răng.
Với Ti = 10x360x3x8 = 86400 (giờ)
max
9908125
0,52
19030545,5
iM
M
 
 
2 7
60 1 0,52 230 86400 32,2.10LN      
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ là:
7 7
. 2,61 32,2.10 84,1.10n nN i N   
Ta có số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn của bộ truyền bánh
răng cấp nhanh đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn No = 107 (theo bảng 3-8 [TKCTM]). Vậy ta chọn ' ''
1N NK K 
Ứng suất cho phép của bánh răng được xác định theo công thức:
     ' ''
0 0
2,6N Ntx N tx N
K K HB        [CT 3 – 1 (tr 38 – TKCTM)]
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:

  2
1
2,6 200 520 ( / )tx
N mm   
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
  2
2
2,6 170 442 ( / )tx
N mm   
- Ứng suất uốn cho phép: Bộ truyền làm việc một chiều nên các răng trên bánh
răng chỉ làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động), vật liệu bánh răng là
phôi rèn thép thường hóa nên ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức:
 
'' ''
1(1,4 1,6)
. .
o N N
u
k k
n K n K 
 
 
  [CT 3 -5 (tr 42 – TMCTM)]
Trong đó: n = 1,5 Hệ số an toàn bánh răng bằng thép rèn, thường hóa
K =1,8 Hệ số tập trung ứng xuất chân răng
1 (0,4 0,45) bk     Giới hạn mỏi uốn chu kì mạch động
Ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ:
  2
1
1,5 0,45 580 1
145 ( / )
1,5 1,8u
N mm
  
 

Ứng suát uốn cho phép của bánh răng lớn:
  2
2
1,5 0,45 520 1
130 ( / )
1,5 1,8u
N mm
  
 

c) Sơ bộ chọn hệ thống tải trọng K=1,3
d) Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Đối với các bộ truyền răng trụ chịu tải lớn, chọn 0,3A 
e) Xác định khoảng cách trục A
Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

 
2
6
3
2
1,05 10
( 1)
Atx
K N
A i
i n 
  
    
 
[CT 3 – 9 (tr 45 – TKCTM)]
Trong đó: i= ibt= 2,61 Tí số truyền bánh răng nghiêng cấp chậm
n3 = 88 Số vòng quay bánh răng bị dẫn vg/ph
K = 1,3 Hệ số tải trọng
N = PII = 95,07 (kW) Công suất trục thứ i
0,3A  Hệ số chiều rộng bánh răng
    2
2
442 ( / )tx tx
N mm  
Áp dụng ta có:
26
3
1,05 10 1,3 95,07
(2,61 1) 567,2 ( )
442 2,61 0,3 88
A mm
  
   
  
Chọn A = 570mm
f) Tính vận tốc vòng bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ được xác định theo [CT 3–17(tr 46 – TKCTM)]:
3 3 32 2 570 230
3,8 ( / )
60 1000 60 1000( 1) 60 1000 (2,61 1)
d n An
V m s
i
    
   
     
Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng theo cấp 8 (theo bảng 3-11
[TKCTM])
g) Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng K được xác định theo:
K = Ktt . Kd [ CT 3 – 19 (tr 47 – TKCTM)]
Trong đó: Ktt: Hệ số tập trung tải trọng.
Kd: Hệ số tải trọng động.

Chiều rộng bánh răng: 0,3 570 171 ( )Ab A mm    
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: 1
2 2 570
315,8 ( )
1 2,61 1
A
d mm
i

  
 
Suy ra:
1
171
0,54
315,8
d
b
d
   
Dựa vào Ψd tra bảng [3-12] [TKCTM] ta có 1,07ttbangK 
1 1,07 1
1,035
2 2
ttbang
tt
K
K
 
   [CT 3 – 20 (tr 47 – TKCTM)]
Giả sử
2,5
sin
nm
b

 với cấp chính xác 8, vận tốc v < 8m/s, tra bảng [3-14] (tr48-
TKCTM) tìm được Kd = 1,3.
Vậy K = 1,035x1,3 =1,3455
Định lại khoảng cách trục A theo [ CT 3 – 21 (tr 49 – TKCTM)]
33
1,3455
570 577 ( )
1,3
sb
sb
K
A A mm
K
   
Vậy A = 577mm
h) Xác định môđun (mn) ,số răng (z) ,chiều rộng bánh răng (b) và góc nghiêng
của bánh răng ( β ):
- Giá trị môđun xác định theo khoảng cách trục [ CT 3 – 22 (tr 49 – TKCTM )]:
(0,01 0,02) (0,01 0,02) 577 (5,77 11,56)nm A mm       
Lấy m = 6 [ Tra bảng 3 – 1 (tr 34 – TKCTM )]
- Số răng bánh nhỏ: 1
2 2 577
53
( 1) 6 (2,61 1)
A
Z
m i

  
  
(răng)

- Số răng bánh lớn: 2 1 2,61 53 139Z i Z     (răng)
Chiều rộng bánh răng: 0,3 577 173,1 ( )Ab A mm    
Lấy b = 175 mm:
+ Bề rộng bánh răng lớn b2 = b = 175 mm
+ Bề rộng bánh răng nhỏ b1 = b + 5 = 180 mm
i) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
- Số răng tương đương bánh nhỏ: 1 1 53tdZ Z  (răng)
- Số răng tương đương bánh lớn: 2 2 139tdZ Z  (răng)
Từ đó tra bảng 3-18 [TKCTM]:
Công thức kiểm nghiệm sức bền uốn của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
 
6
2
19,1 10
u u
n
K N
y m Z n b
 
  
 
   
[ CT 3 – 33 (tr 51 – TKCTM)]
Kiểm nghiệm sức bền uốn trên bánh răng nhỏ
     2 2
6
1 2 1
19,1 10 1,3845 95,07
57,1
0,492 6 47 230 175
/ 145 /u u
N mm N mm 
  
   
   
Kiểm nghiệm sức bền uốn trên bánh răng lớn theo[CT 3 – 40 (tr 52 – TKCTM)]
 2 21
2 1 2
2
0,492
57,1 54,33 ( / ) 130 ( / )
0,517
u u u
y
N mm N mm
y
        
Vậy điều kiện được thỏa mãn.

k) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
Hệ số quá tải: qt
qt
M
K
M

Với: M: Mômen xoắn danh nghĩa.
Mqt: Mômen xoắn quá tải.
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra theo công thức:
 txqt tx qt txqt
K    [CT 3 – 41 (tr 53 – TKCTM)]
Với  
6 3
2
1,05 10 ( 1)
tx tx
i KN
Ai bn
 
 
  [CT 3 – 13 (tr 53 – TKCTM)]
- Ứng suất tiếp xúc bánh răng nhỏ:
 
6 3
2 2
1 2
1,05 10 (2,61 1) 1,3845 95,07
269,7 ( / ) 520 ( / )
577 2,61 180 230
tx tx
N mm N mm 
   
   
 
- Ứng suất tiếp xúc bánh răng lớn:
 
6 3
2 2
2 2
1,05 10 (2,61 1) 1,3845 95,07
273,6 ( / ) 442 ( / )
577 2,61 175 230
tx tx
N mm N mm 
   
   
 
Chọn hệ số quá tải Kqt = 1,5
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đối với bánh răng bằng thép, HB ≤ 350
được xác định theo công thức:
[σ]txqt = 2,5.[σ]N0tx với. [σ]N0tx = 2,6.HB
⇒ [σ]txqt1 = 2,5.2,6.200 = 1300 (N/mm2)
[σ]txqt2 = 2,5.2,6.170 = 1105 (N/mm2)

Tính ứng suất tiếp xúc quá tải:
 2
1 1 1
269,7 1,5 330,3 ( / )txqt tx qt txqt
K N mm      
 2
2 2 2
273,6 1,5 335,1 ( / )txqt tx qt txqt
K N mm      
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải đột ngột, xác định theo
công thức:  uqt u qt uqt
K    
Ứng suất quá tải trên các bánh
 2
1 1 1
57,1 1,5 85,7 ( / )uqt u qt uqt
K N mm       
 2
2 2 2
54,33 1,5 81,5 ( / )uqt u qt uqt
K N mm       
- Ứng suất uốn quá tải cho phép được xác định theo công thức:
  0,8 chuqt
   [CT 3 – 46 (tr 53 – TKCTM)]
Vậy ứng suất uốn quá tải trên các bánh:
  2
1 11
0,8 0,8 290 232 ( / )ch uqtuqt
N mm       
  2
2 22
0,8 0,8 260 208 ( / )ch uqtuqt
N mm       
Vậy các điều kiện đều được thỏa mãn.
m) Các thông số chủ yếu của bộ truyền
- Môđun pháp m = 6
- Số răng Z1= 53 (răng); Z2= 139(răng)
- Góc ăn khớp α = 20o
- Khoảng cách trục A = 577 (mm)
- Chiều rộng bánh răng b1 = 180 (mm); b2 = 175 (mm)

- Chiều cao răng h = 2,25.6 = 13,5 (mm)
- Độ hở hướng tâm c = 0,25.m = 1,5 (mm)
- Đường kính vòng chia (vòng lăn):
+ 1
1. 6 53 318 ( )cd m Z mm   
+ 2
2. 6 139 834 ( )cd m Z mm   
- Đường kính vòng đỉnh răng:
+ 1
1 2 318 2 6 330 ( )e c nD d m mm     
+ 2
2 2 834 2 6 846 ( )e c nD d m mm     
- Đường kính vòng chân răng:
+ 1
1 2 2 318 2 6 2 1,5 303 ( )i cD d m c mm        
+ 2
2 2 2 834 2 6 2 1,5 819 ( )i c nD d m c mm        
n) Lực tác dụng
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm ba phần: Lực vòng (P) ; Lực dọc trục
(Pa) ; lực hướng tâm (Pr). Giá trị các lực được xác định theo [CT 3 – 49 (tr 54-TKCTM)]:
- Lực vòng:
3
1
2. 2 3947,5 10
24827( )
318
II
c
M
P N
d
 
  
- Lực hướng tâm: .tan 24827 tan(20 ) 9036,3 ( )o
rP P N   

Hình 3.2: Sơ đồ biểu diễn lực tác dụng lên bánh răng
3.2.4 Thiết kế chi tiết trục
a) Chọn vật liệu
Là trục truyền chịu tải trọng lớn, ngoài tác dụng đỡ các chi tiết quay còn truyền
mômen xoắn, chịu uốn và xoắn đồng thời ngoài ra còn chịu tác dụng của lực dọc trục. Từ
yêu cầu đó ta chọn vật liệu là thép 45 nhiệt luyện bằng phương pháp thường hóa.
b) Tính sức sơ bộ trục
- Đường kính sơ bộ của các trục: 3
N
d C
n
 [CT 7 – 2 (tr 114 – TKCTM)
+ Đối với trục I: N = 99 kW
n = 735 vg/ph
C = 120 Hệ số phụ thuộc vào ứng suất xoắn cho phép [τ]
3
99
120 61,5 ( )
735
Id mm   Chọn dI = 62 mm

+ Đối với trục II: N = 95,07 kW
n = 230 vg/ph
3
95,07
120 89,4 ( )
230
IId mm   Chọn dII = 90 mm
+ Đối với trục III: N = 91,3 kW
n = 88 vg/ph
3
91,3
120 121,5 ( )
88
IIId mm   Chọn dIII = 122 mm
Trong 3 giá trị dI, dII, dIII ở trên ta có thể lấy giá trị dII = 90 mm để chọn loại ổ bi
đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P tr 339 sách TKCTM ta có được chiều rộng của ổ B = 43
mm
c) Tính gần đúng
Tính gần đúng có xét đến tác dụng đồng thời cả mômen xoắn lẫn momen uốn đến
sức bền trục.Trị số mômen xoắn đã biết ,ta chỉ cần tìm trị số mômen uốn. Chọn và vẽ
phát họa hộp giảm tốc theo hình 3.

Hình 3.3: Sơ đồ phác họa hộp giảm tốc
- Trong đó:
a = 15 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
b1 = 125 (mm) Bề rộng bánh răng dẫn cấp nhanh
b2 = 120 (mm) Bề rộng bánh răng bị dẫn cấp nhanh
b3 = 180 (mm) Bề rộng bánh răng dẫn cấp chậm.
b4 = 175 (mm) Bề rộng bánh răng bị dẫn cấp chậm
B = 43 (mm) Chọn sơ bộ theo đường kính trục sơ bộ
c = 15 (mm) Khoảng cách giữa các chi tiết quay

δ = 10 (mm) Chiều dày thân hộp
∆ = 1,2. δ = 12 (mm) Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp.
2 2 32 2 408 ( )l B l a c b b mm       : Khoảng cách giữa các gối đỡ
l1 = 15 (mm) Chiều cao của nắp và đầu bulông.
l2 = 10 (mm) Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp.
3 1 (1,2 1,5)
2
I
B
l l a d     Khoảng cách từ nắp đến ổ nối trục
l4 = 10 (mm) Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp
5 1 4 (1,2 1,5)
2
III
B
l l l d     Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực xích
l7 ≈ 20 (mm) Khe hở giữa trục và bánh răng
1) Trục thứ I
+ Các số liệu: l3 = 150 mm P1 = 13561,4 N
k = 164 mm Pr1 = 5062,5 N
f = 192.5 mm Pa1 = 3089,4 N
e = 174 mm dc1 = 189,7 mm

Hình 3.4: Biểu đồ momen uốn trục I
+ Tính phản lực ở các gối đỡ trục:
1
1 1. . ( ) 0
2
c
ay r a by
d
M P k P R k e f     
1
1 1
189,7
. . 5062,5 164 3089,4
2 2 1012,7 ( )
164 174 192,5
c
r a
by
d
P k P
R N
k e f
   
   
   
1 5062,5 1012,7 4049,8 ( )ay r byR P R N    

1. ( ) 0ax bxM P k R k e f    
1. 13561,4 164
4192,4 ( )
164 174 192,5
bx
P k
R N
k e f

   
   
1 13561,4 4192,4 9369 ( )ax bxR P R N    
+ Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm:
2 2
u uy uxM M M 
Tiết diện m-m
1 1
2 2
. 3089,4 189,7
. 4049,8 164 371137,6 ( . )
2 2
. 9369 164 1536516 ( . )
371137,6 1536516 1580703,8 ( . )
a c
uy ay
ux ax
umm
P d
M R k N mm
M R k N mm
M N mm

     
   
  
Tính đường kính trục ở tiết diện m-m theo [CT 7 – 4 (tr 117 – TKCTM)]:
2 2 2 2
0,75. 1580703,8 0, 128632675 1933804,9 ( .,5 )td u xIM M M N mm     
  2
48 /N mm  [B 7 – 2 (tr 117 – TKCTM)]
3
1933804,9
73,9 ( )
0,1 48
m md mm  

Chọn dm-m = 80mm vì trên trục có làm rãnh then nên lấy đường kính trục tăng lên
so với tính toán. Đường kính ngõng trục ϕ 75mm, đường kính đầu trục ra ϕ 70mm
2) Tính trục thứ II
+ Các số liệu: P2 = 13561,4 N P3 = 24827 N
Pr2 = 5062,5 N Pr3 = 9036,3 N
Pa2 = 3089,4 N dc3 = 282 mm

dc2 = 610,2 mm e = 174 mm
f = 192.5 mm k = 164 mm
Hình 3.5: Biểu đồ momen uốn trục II
2
2 3 2. .( ) . ( ) 0
2
c
cy r r a dy
d
M P k P k f P R k e f        

2
2 2 3. . .( )
2
610,2
5062,5 164 3089,4 9036,3 (164 192,5)
2 2730,7 ( )
164 174 192,5
c
r a r
dy
d
P k P P k f
R
k e f
N
   
 
 
      
 
 
3 2 10189,9 5062,5 2730,7 2396,7 ( )cy r r dyR P P R N      
2 3. .( ) ( ) 0cx dxM P k P k f R k e f       
2 3. .( ) 13561,4 164 24827 (164 192,5)
20876,3 ( )
164 174 192,5
dx
P k P k f
R N
k e f
     
   
   
2 3 13561,4 27996,5 20876,3 20681,6 ( )cx dxR P P R N      
2 2
u uy uxM M M 
Tiết diện n-n
2 2
2 2
. 3089,4 610,2
. 2396,7 164 552263 ( . )
2 2
. 20681,6 164 3391782,4 ( . )
( 552263) 3391782,4 = 3436449,1 ( . )
a c
uy cy
ux cx
unn
P d
M R k N mm
M R k N mm
M N mm

      
   
  
Tính đường kính trục ở tiết diện e-e theo [CT 7 – 4 (tr 117 – TKCTM)]:
2 2 2 2
0,75. 3436449,1 0, 394747175 4847275,7 ( .,7 )td u xIM M M N mm     
  2
48 /N mm  [B 7 – 2 (tr 117 – TKCTM)]
3
4847275,7
100 ( )
0,1 48
n nd mm  


Chọn dn-n = 105mm vì trên trục có làm rãnh then nên lấy đường kính trục tăng lên
Tiết diện e-e
2 2
. 2730,7 174 475141,8 ( . )
. 20876,3 174 3632476,2 ( . )
( 475141,8) 3632476,2 3663419,6 ( . )
uy dy
ux dx
uee
M R e N mm
M R e N mm
M N mm
      
   
   
Tính đường kính trục ở tiết diện e-e theo [CT 7 – 4 (tr 117 – TKCTM)]:
2 2 2 2
0,75. 3663419,6 0, 394747175 5010742,7 ( .,7 )td u xIM M M N mm     
  2
48 /N mm  [B 7 – 2 (tr 117 – TKCTM)]
3
5010742,7
101,4 ( )
0,1 48
e ed mm  

Chọn de-e = 110mm vì trên trục có làm rãnh then nên lấy đường kính trục tăng lên
3) Tính trục thứ III
+ Các số liệu: l5 = 195 mm P4 = 24827 N
k = 164 mm Pr4 = 9036,3 N
f = 192.5 mm dc4 = 738 mm
e = 174 mm Rx = 45764 N

Hình 3.6: Biểu đồ momen uốn trục III
5 4. . ( ) 0fy x r eyM R l P e R k e f     
4 5. . 9036,3 174 34814,2 195
15760,8 ( )
164 174 192,5
r x
ey
P e R l
R N
k e f
   
   
   

4 9036,3 34814,2 15760,8 41538,7 ( )fy r x eyR P R R N       
4. ( ) 0fx fxM P e R k e f    
4. 24827 174
8143,1 ( )
164 174 192,5
fx
P e
R N
k e f
  
    
   
4 24827 8143,1 16683,9 ( )ex fxR P R N       
2 2
u uy uxM M M 
Tiết diện x-x
5. 45764 220 10068080 ( . )ux x xM R l N mm    
Tính đường kính trục ở tiết diện x-x theo [CT 7 – 4 (tr 117 – TKCTM)]:
2 2 2 2
0,75. 10068080 0,75 9908125 13228546,4 ( . )td u xIM M M N mm     
  2
48 /N mm  [B 7 – 2 (tr 117 – TKCTM)]
3
13228546,4
140,2 ( )
0,1 48
x xd mm  

Tiết diện k-k
2 2
.( ) 15760,8 (164 192,5) 5618725 ( . )
.( ) 16683,9 (164 192,5) 5947810,4 ( . )
5618725 ( 5947810,4) 8182085,3 ( . )
uy ey
ux ex
ukk
M R k f N mm
M R k f N mm
M N mm
      
       
   
Tính đường kính trục ở tiết diện m-m theo [CT 7 – 4 (tr 117 – TKCTM)]:
2 2 2 2
0,75. 8182085,3 0,75 9908125 11856421,3 ( . )td u xIM M M N mm     

  2
48 /N mm  [B 7 – 2 (tr 117 – TKCTM)]
3
11856421,3
135,2 ( )
0,1 48
k kd mm  

Chọn d = 145mm vì trên trục có làm rãnh then nên lấy đường kính trục
tăng lên so với tính toán. Đường kính ngõng trục ϕ 140mm, đường kính đầu trục
ra ϕ 135mm
d) Tính chính xác trục
Tính chính xác trục và kiểm nghiệm hệ số an toàn n của trục tại các tiết diện nguy
hiểm. Kiểm nghiệm tại các chổ lắp bánh răng có đường kính:
dm-m = 80 mm Trên trục I
dn-n = 105 mm Trên trục II
de-e = 110 mm Trên trục II
dk-k =145 mm Trên trục III
Hệ số an toàn theo công thức:
 2 2
.n n
n n
n n
 
 
 

[CT 7 – 5 (tr 120 – TKCTM)]
Với nσ: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.
1
. .
.
a m
n
k




  
 



[CT 7 – 7 (tr 120 – TKCTM)]
nτ: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp.
1
. .
.
a m
n
k




  
 



[CT 7 – 8 (tr 120 – TKCTM)]

σ-1, τ-1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng
kσ, kτ : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn.
εσ, ετ : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục theo
phương tiếp tuyến và pháp tuyến.
β : Hệ số tăng bề mặt trục.
ψσ, ψτ , : Hệ số ảnh hưởng của thông số ứng suất trung bình đến sức
bền mỏi.
Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:
min ; 0
W
u
a max m
M
       
Trong đó: σa: Biên độ ứng suất pháp.
σm : Trị số trung bình của ứng suất pháp.
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp, xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
2 2.W
max x
a m
o
M
   
- Kiểm nghiệm dm-m = 80 mm trên trục I
Vật liệu: thép C45 thường hoá σb = 580
2
1
2
1
(0,4 0,5). 250 ( / )
(0,2 0,3). 150 ( / )
b
b
N mm
N mm
 
 


  
  
Tra bảng 7-10 [ TKCTM ] ta có: 3,0
k


1 0,6.( 1) 1 0,6 (3 1) 2,2
k k 
  
        

Tra bảng 7-10 [ TKCTM ] ta có:
0,74 k 2,22
0,62 k 1,364
 
 


  
  
Chọn phương pháp tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện cao tần 2,4 
Biên độ ứng suất pháp 21580703,8
35,36 ( / )
W 44700
u
a
M
N mm   
Với: W = 44700 mm Tra bảng 7-3b [ TKCTM ]
Biên độ ứng suất tiếp 2
o
1286326,5
6,77 ( / )
2.W 2 95000
x
a
M
N mm   

Với: Wo = 95000 mm Tra bảng 7-3b [ TKCTM ]
Chọn ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05 đối với thép cacbon trung bình.
Vậy ta có:
250
5,66
3
35,36
2,4
n  

150
22,9
2,2
6,77 0,05 6,77
2,4
n  
  
 2 2
5,66 22,9
5,5 (1,5 2,5)
5,66 22,9
n n

    

Vậy điều kiện được thõa mãn
- Kiểm nghiệm dn-n = 105 mm trên trục II
2
1
2
1
(0,4 0,5). 250 ( / )
(0,2 0,3). 150 ( / )
b
b
N mm
N mm
 
 


  
  

k


1 0,6.( 1) 1 0,6 (3 1) 2,5
k k 
  
        
0,7 k 2,45
0,57 k 1,425
 
 


  
  
33,12 ( / )
W 103700
u
a
M
N mm   
o
3947471,7
9,1 ( / )
2.W 2 217000
x
a
M
N mm   

Vậy ta có:
250
5,18
3,5
33,12
2,4
n  

150
15,1
2,5
9,1 0,05 9,1
2,4
n  
  
 2 2
5,18 15,1
4,9 (1,5 2,5)
5,18 15,1
n n

    

- Kiểm nghiệm de-e = 110 mm trên trục II

2
1
2
1
(0,4 0,5). 250 ( / )
(0,2 0,3). 150 ( / )
b
b
N mm
N mm
 
 


  
  
k


1 0,6.( 1) 1 0,6 (3 1) 2,5
k k 
  
        
0,7 k 2,45
0,57 k 1,425
 
 


  
  
29,27 ( / )
W 117400
u
a
M
N mm   
o
3947471,7
7,96 ( / )
2.W 2 248000
x
a
M
N mm   

Vậy ta có:
250
5,86
3,5
29,27
2,4
n  

150
17,26
2,5
0,05 7,967,96
2,4
n  
  
 2 2
5,86 17,26
5,55 (1,5 2,5)
5,86 17,26
n n

    


- Kiểm nghiệm dk-k =145 mm trên trục III
2
1
2
1
(0,4 0,5). 250 ( / )
(0,2 0,3). 150 ( / )
b
b
N mm
N mm
 
 


  
  
k


1 0,6.( 1) 1 0,6 (3 1) 2,5
k k 
  
        
0,65 k 2,275
0,53 k 1,325
 
 


  
  
47,38 ( / )
W 172700
u
a
M
N mm   
o
9908125
13,6 ( / )
2.W 2 364000
x
a
M
N mm   

Vậy ta có:
250
3,62
3,5
47,38
2,4
n  


150
10,1
2,5
13,6 0,05 13,6
2,4
n  
  
 2 2
3,62 10,1
3,4 (1,5 2,5)
3,62 10,1
n n

    

3.2.5 Tính then
a) Trục I
Đường kính trục dm-m = 80mm, sử dụng then bằng, tra bảng 7 – 23 (tr143 – TKCTM) ta
có:
b= 24 (mm); h = 14(mm); t = 7,0 (mm); t1 = 6,2(mm); k = 8,7
Chiều dài then 0,8 0,8 125 100 ( )tI ml l mm     với lm là chiều dài mayơ.
+ Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức với đặc tính tải trọng tĩnh
  2
150 ( / )d
N mm  [B 7 – 20 (tr 142 – TKCTM)]:
 
2.
. .
x
d d
m
M
d K l
   [CT 7 – 11 (tr 139 – TKCTM)]
 22 1286326,5
33,97 ( / )
80 8,7 100
d d
N mm 

  
 
+ Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức với đặc tính tải trọng tĩnh
  2
120 ( / )c
N mm  [B 7 – 21 (tr 142 – TKCTM)]:
 
2.
. .
x
c c
m
M
d b l
   [CT 7 – 12 (tr 139 – TKCTM)]
 22 1286326,5
13,4 ( / )
80 24 100
c c
N mm 

  
 

b) Trục II
Chọn 2 then:
- Mặt cắt ngang dn-n = 105 mm, sử dụng then bằng, tra bảng 7 – 23 (tr143 – TKCTM) ta
có:
b= 28 (mm); h = 16(mm); t = 8 (mm); t1 = 8,2 (mm); k = 10
Chiều dài then 2 0,8 0,8 130 104 ( )t ml l mm     với lm là chiều dài mayơ.
  2
150 ( / )d
N mm  [B 7 – 20 (tr 142 – TKCTM)]:
 
2.
. .
x
d d
m
M
d K l
   [CT 7 – 11 (tr 139 – TKCTM)]
 22 3947471,7
78,32 ( / )
105 10 104
d d
N mm 

  
 
  2
120 ( / )c
N mm  [B 7 – 21 (tr 142 – TKCTM)]:
 
2.
. .
x
c c
m
M
d b l
   [CT 7 – 12 (tr 139 – TKCTM)]
 22 3947471,7
27,97 ( / )
105 28 104
c c
N mm 

  
 
- Mặt cắt ngang de-e = 110 mm, sử dụng then bằng, tra bảng 7 – 23 (tr143 – TKCTM) ta
có:
b= 32 (mm); h = 18(mm); t = 9 (mm); t1 = 9,2 (mm); k = 11,2
Chiều dài then 2 0,8 0,8 180 144 ( )t ml l mm     với lm là chiều dài mayơ.
  2
150 ( / )d
N mm  [B 7 – 20 (tr 142 – TKCTM)]:

 
2.
. .
x
d d
m
M
d K l
   [CT 7 – 11 (tr 139 – TKCTM)]
 22 3947471,7
44,5 ( / )
110 11,2 144
d d
N mm 

  
 
  2
120 ( / )c
N mm  [B 7 – 21 (tr 142 – TKCTM)]:
 
2.
. .
x
c c
m
M
d b l
   [CT 7 – 12 (tr 139 – TKCTM)]
 22 3947471,7
15,58 ( / )
110 32 144
c c
N mm 

  
 
c) Trục III
Đường kính trục dk-k =145 mm, sử dụng then bằng, tra bảng 7 – 23 (tr143 – TKCTM) ta
có:
b= 40 (mm); h = 22(mm); t = 11 (mm); t1 = 11,2(mm); k = 13,4
Chiều dài then 0,8 0,8 185 148 ( )tI ml l mm     với lm là chiều dài mayơ.
  2
150 ( / )d
N mm  [B 7 – 20 (tr 142 – TKCTM)]:
 
2.
. .
x
d d
m
M
d K l
   [CT 7 – 11 (tr 139 – TKCTM)]
 22 9908125
66,1 ( / )
150 13,4 148
d d
N mm 

  
 
  2
120 ( / )c
N mm  [B 7 – 21 (tr 142 – TKCTM)]:

 
2.
. .
x
c c
m
M
d b l
   [CT 7 – 12 (tr 139 – TKCTM)]
 22 9908125
22,3 ( / )
150 40 184
c c
N mm 

  
 
Vậy các then đã chọn thõa mãn điều kiện
3.2.6 Thiết kế gối đỡ trục
Trục I và trục II có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ đũa côn đỡ chặn, còn đối với trục
3 chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ.
+ Sơ đồ chọn ổ cho trục I:
Hình 3.7: Sơ đồ biểu diễn lực tác dụng lên ổ trục
Với d = 75 mm, dùng ổ đũa côn đỡ chặn cỡ trung, tra bảng 18P (tr349-sáchTKCTM) ta
chọn ổ có kí hiệu 7315, Cbảng = 280000. Đường kính ngoài của ổ D = 160 (mm), chiều
rộng B = 37 mm, góc β = 12020’.
Hệ số khả năng làm việc tính theo CT 8-3 tr158 sách TKCTM:
0,3
( . ) bangC Q n h C 
Trong đó: n = 735 vg/ph
h = 86400 h Thời gian phục vụ
( . ). .V t n tQ K R mA K K 

Ta có: m = 1,5
Kt = 1 (tải trọng tỉnh)
Kn = 1 (nhiệt độ làm việc < 1000C)
KV = 1 (1 vòng trong của ổ quay)
2 2 2 2
9369 4049,8 10206,8 ( )A Ay AxR R R N    
2 2 2 2
1012,7 4192,4 4313 ( )B By BxR R R N    
1,3. .tan( ) 1,3 10206,8 tan(12 20') 2901,2 ( )
1,3. .tan( ) 1,3 4313 tan(12 20') 1225,9 ( )
o
A A
o
B B
S R N
S R N


    
    
Tổng lực chiều trục: 1 2901,2 3089,4 1225,9 1414,1 ( )t A a BA S P S N       
Như vậy lực At hướng về bên trái. Vì lực hướng tâm ở 2 gối trục gần bằng nhau,
nên ta chỉ tính với trục bên trái và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng
loại.
(1 10206,8 1,5 1414,1) 1 1 8085,7 ( ) 808,57 ( )AQ N daN       
0,3
808,57 (735 86400) 177238,5 bangC C    
Vậy ổ bi đã chọn thõa mãn.
+ Sơ đồ chọn ổ cho trục II:

Với d = 100 mm, dùng ổ đũa côn đỡ chặn cỡ trung, tra bảng 18P (tr349-sách TKCTM) ta
chọn ổ có kí hiệu 7320, Cbảng = 500000. Đường kính ngoài của ổ D = 215 (mm), chiều
rộng B = 47 mm, góc β = 12010’.
Ta có: n = 230 vg/ph
2 2 2 2
2396,7 20681,6 20820 ( )C Cy CxR R R N    
2 2 2 2
2730,2 20876,3 21054,1 ( )D Dy DxR R R N    
1,3. .tan( ) 1,3 20820 tan(12 10') 5835,4 ( )
1,3. .tan( ) 1,3 21054,1 tan(12 10') 5901 ( )
o
C C
o
D D
S R N
S R N


    
    
Tổng lực chiều trục: 2 5835,4 3089,4 5901 3023,8 ( )t C a DA S P S N      
Như vậy lực At hướng về bên phải. Vì lực hướng tâm ở 2 gối trục gần bằng nhau,
nên ta chỉ tính với trục bên phải và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng
loại.
(1 23271,9 1,5 3023,8) 1 1 27807,6 ( ) 2780,76 ( )AQ N daN       
0,3
2780,76 (230 86400) 430048,3 bangC C    
+ Sơ đồ chọn ổ cho trục III:

Với d = 140 mm, dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ trung rộng, tra bảng 16P (tr354-sáchTKCTM)
ta chọn ổ có kí hiệu 2620, Cbảng = 540000.
Ta có: n = 88 vg/ph
2 2 2 2
15760,8 ( 16683,9) 22951,2 ( )E Ey ExR R R N     
2 2 2 2
( 41538,7) ( 8413,1) 42329,3 ( )F Fy FxR R R N      
Tính cho gối đỡ F vì có lực RF lớn hơn.
0 42329,3 ( ) 4232,93 ( )t FA Q R N daN    
0,3
4232,93 (88 86400) 490840,1 bangC C    
+ Chọn kiểu lắp, bôi trơn và che kín ổ lăn
Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ. Để khe hở có thể điều chỉnh ta chọn phương án: Cố
định chiều trục bằng mặt bên của nắp. Điều chỉnh khe hở bằng các tấm đệm kim loại
mỏng. Để đề phòng nở dài của trục vì nhiệt nên làm khe hở giữa nắp và ổ đũa. Nắp ổ lắp
với hộp giảm tốc bằng vít.

Hình 3.10: Biểu diễn cách lắp đặt ổ
Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp, không thể
dùng phương pháp bắn toé để hắt dầu vào trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ.Có thể dùng
mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60÷1000C và vận tốc dưới 1500 (v/p).Lượng mỡ
chứa 2/3 chổ rỗng của bộ phận ổ. Để mỡ không chảy ra ngoài và tạp chất vào ổ củng như
dầu rơi vào bộ phận ổ nên làm vòng chắn dầu.
Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ.Ta
dùng nắp ổ:
+ Thường chế tạo bằng gang xám GX15-32
+ Có hai loại nắp ổ: nắp ổ kín và nắp ổ thủng. Đối với nắp ổ kín lấy bề mặt có
đường kính D làm chuẩn định tâm theo kiểu lắp Lô1 và Lô3, trong thực tế có thể không
cần thiết phải lắp nắp đồng tâm với tâm lỗ củavõ hộp, nắp ổ có thể dịch chuyển một ít
(0,5÷1) mm mà không ảnh hưởng đến sự làm việc của bộ phận ổ.
Hình 3.11: Cấu tạo nắp ổ

Cấu tạo nắp ổ như hình để mặt nút của trục không thừa ra ngoài vòng ổ nên có thể làm bề
mặt ngoài của nắp phẳng. Tính nắp ổ:
+ Nắp ổ trục I: do yêu cầu lắp trục xuyên qua nắp ổ nên ta chọn nắp ổ thủng, lồi ra
ngoài. Đường kính ngoài của bích: 34,4.bD D d 
Với d3: đường kính vít Bảng (10-10b)TKCTM d3=M8
80 4,4 8 115,2 ( )bD mm    
+ Nắp ổ trục II: do trục không xuyên qua nắp ổ nên ta chọn nắp ổ kín.
105 4,4 10 149 ( )bD mm    
+ Nắp ổ trục III: Chọn ổ thủng vì có trục xuyên qua.
145 4,4 10 189 ( )bD mm    
+ Chiều dày bích của nắp ổ thường lấy bằng 0,7÷0,8 và chiều dày thành nắp lấy
bằng 0,5÷0,6 chiều dày của vỏ hộp.
+ Ống lót: Được dùng để lắp ghép thuận tiện hoặc tạo thành một bộ phận gồm trục và hai
ổ lăn để tiện việc điều chỉnh. Ống lót thường làm bằng gang GX15-32 hoặc thép CT3
nhiệt luyện.Thường lấy chiều dày δ = c.d với d là đường kính ổ ống lót, c là hệ số phụ
thuộc đường kính lỗ. Thường δ = 6÷8mm.
+ Để ngăn mỡ chảy ra ngoài,ta dùng loại vòng chắn. Chọn kích thước vòng chắn theo
bảng 8-29 [TKCTM]
3.2.7 Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết máy khác, lắp ghép và bôi trơn
a) Cấu tạo vỏ hộp

Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường là các trục để
việc lắp ghép được dễ dàng. Kích thước các phần tử cấu vỏ hộp được tính toán theo các
công thức bảng B10-9 tr268 TKCTM.
- Chiều dày thành thân hộp:
0,025. 3 0,025 577 3 17 ( )A mm      
- Chiều dày thành nắp hộp:
1 0,02. 3 0,02 577 3 9 ( )A mm      
-Chiều dày mặt bích dưới của thân:
1,5. 1,5 17 26 ( )b mm   
-Chiều dày mặt bích trên của nắp:
1 11,5. 1,5 9 14 ( )b mm   
- Chiều dày đế hộp không có phần lồi:
2,35. 2,35 17 40 ( )p mm   
- Chiều dày gân ở thân hộp:
(0,85 1). (0,85 1) 17 (14,45 17) 15 ( )m mm       
- Chiều dày gân ở nắp hộp:
1 1(0,85 1). (0,85 1) 9 (7,65 9) 8 ( )m mm       
- Đường kính bulông nền: Chọn dn = 36 (mm), số bulong n = 6 (B10-13, tr277
TKCTM).
- Đường kính các bulông khác:
+ Ở cạnh ổ: 1 0,7. 0,7 36 25 ( )nd d mm   

+ Ghép mặt bích nắp và thân: 2 (0,5 0,6) (0,5 0,6) 36 20 ( )nd d mm     
+ Ghép nắp ổ: 3 (0,4 0,5) (0,4 0,5) 36 15 ( )nd d mm     
+ Ghép nắp cửa thăm: 4 (0,3 0,4) (0,5 0,6) 36 12 ( )nd d mm     
- Đường kính bulông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng
cách trục A của hai cấp 400x577 tra bảng 10-11avà 10-11b .Ta chọn bulông M30.
b) Các chi tiết máy khác
- Lắp ghép nắp và thân hộp: Nắp và thân hộp lắp bằng bulông. Trên mặt bích của
nắp hộp và thân hộp ta dùng hai chốt định vị.
- Cửa thăm:
Để quan sát chi tiết máy trong vỏ hộp và rót dầu vào vỏ hộp, trên đỉnh nắp hộp có
làm cửa thăm.Cửa thăm đậy lại bằng nắp, trên nắp có gắn lưới lọc dầu. Kích thước nắp
cửa thăm có thể tra theo bảng (10-12) TKCTM:
A = 100 (mm); B =100 (mm); c = 175 (mm); k =87
A1 = 110 (mm); B1 = 140 (mm); R = 12
Kích thứơc vít: M8x22
Số lượng 4.
- Nút tháo dầu:
Sau một thời gian làm việc dầu bị bẩn hoặc bị biến chất,do đó cần phải thay dầu mới.Để
tháo dầu cũ ta lắp một nút tháo dầu.Ngay chổ lắp nút tháo dấu đáy hộp được làm lõm
xuống một ít. Các kích thước nút tháo dầu tra bảng (10-14)TKCTM ta có:
d: M30x2; b =18 (mm); m= 14 (mm); a = 4 (mm); f = 14;
L = 36 (mm); e = 4(mm); q = 27 (mm); D1 = 30,5(mm); D = 45(mm)
S = 32 (mm); l = 36,9 (mm)

Hình 3.11: Cấu tạo nút tháo dầu
- Bôi trơn hộp giảm tốc
Do vận tốc bánh răng nhỏ 12 ( / )m s nên chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong
dầu. Sự chênh lệch về bán kính giữa bánh răng bị dẫn thứ hai và thứ tư là 107,9 mm .Vì
mức dầu thấp nhất phải ngập chiều cao của bánh răng thứ hai,cho nên với bánh răng thứ
tư chiều sâu ngâm dầu khá lớn (≥110 mm), nhưng vì vận tốc thấp nên công suất tổn hao
để khuấy dầu không đáng kể. Theo bảng 10-17,tachọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh
răng ở 500C là 57 centítôc hoặc 8 độ Engle và theo bảng 10-20 chọn loại dầu tuabin 57.
3.3 BẢNG THỐNG KÊ KÍCH THƯỚC, VẬT LIỆU CÁC CHI TIẾT MÁY
ST
T
Chi tiết Kích thước Vật liệu S.lượng
1 Bánh răng 1 dc = 189,7; Z =37 ; β = 12o50’; b =125 C45 1
2 Bánh răng 2 dc = 610,2; Z =119 ; β = 12o50’; b =120 C40 1
3 Bánh răng 3 dc = 318; Z =53 ; β = 0o; b =180 C45 1
4 Bánh răng 4 dc = 834; Z =139 ; β = 0o; b =175 C40 1
5 Trục 1 dI = 80 C45 1
6 Trục 2 dII = 105; d’II = 110 C45 1
7 Trục 3 dIII = 145 C45 1
8 Ổ đũa côn đỡ chặn
7315
d = 80; D = 160 ; B = 37; β = 12o20’ CT3 2
9 Ổ đũa côn đỡ chặn
7320
d = 110; D = 215 ; B = 47; β = 12o10’ CT3 2

10 Ổ đũa trục ngắn đỡ
2620
d = 145; D = 215 ; B = 73 CT3 2
11 Ghép mặt bích ổ Bulông M16 CT3 34
12 Ghép nắp vào thân Bulông M20 CT3 16
13 Vít nắp cửa thăm M8x22 CT3 4
14 Que thăm dầu Nhựa 1
15 Nút tháo dầu M30x2 CT3 1
16 Bulông nền M36 CT3 6
17 Ống lót trục 1 CT3 2
20 Vòng phớt trục 1 GX15-32 1
21 Vòng phớt trục 3 GX15-32 1
22 Nắp ổ trục 1 Db = 115,2 GX15-32 2
23 Nắp ổ trục 2 Db = 149 GX15-32 2
24 Nắp ổ trục 3 Db = 189 GX15-32 2
25 Nút thông hơi CT3 1
26 Then bánh răng 1 100x24 C45 1
30 Chốt định vị d = 6; c = 1 ; l = 30 CT5 2
31 Vòng đệm tĩnh CT3 12
32 Vòng đệm vênh CT3 12

[123doc] da-tkm-thiet-ke-he-truyen-dong-bang-tai-van-chuyen-nguoi-o-san-bay

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to [123doc] da-tkm-thiet-ke-he-truyen-dong-bang-tai-van-chuyen-nguoi-o-san-bay

Similar to [123doc] da-tkm-thiet-ke-he-truyen-dong-bang-tai-van-chuyen-nguoi-o-san-bay (20)

[123doc] da-tkm-thiet-ke-he-truyen-dong-bang-tai-van-chuyen-nguoi-o-san-bay