Vaduni - Thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi

1. 1
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN ..............................................................................................................4
I. CHỌN ĐỘNG CƠ:................................................................................................................................4
1.1. Chọn hiêu suất của hệ thống:.........................................................................................................4
1.2. Tính công suất cần thiết:................................................................................................................4
1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: ...................................................................................4
1.4. Chọn động cơ điện:........................................................................................................................5
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:..........................................................................................................5
III. BẢNG ĐẶC TRỊ: ...............................................................................................................................5
3.1. Phân phối công suất trên các trục: ...............................................................................................5
3.2. Tính toán số vòng quay trên các trục:..........................................................................................6
3.3. Tính toán moomen xoắn trên các trục:.........................................................................................6
3.4. Bảng đặc tính: ..............................................................................................................................6
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ........................................................................7
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:..................................................................................................7
2.1.1. Chọn loại xích:........................................................................................................................7
2.1.2. Thông số bộ truyền: ................................................................................................................7
2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: .........................................................................................8
2.1.4. Xác định thông số đĩa xích: ....................................................................................................9
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:.............................................................................................10
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC:...................................11
I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng......................................................13
1.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:................................................................................................13
1.2. Xác định các thông số ăn khớp:...................................................................................................13
1.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ........................................................................................14
1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:...............................................................................................16
1.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:......................................................................................................17
1.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: .............................................................................................17
1.7. Giá trị lực .....................................................................................................................................18
II. Tính toán bộ truyền cấp chậm:.................................................................................................................18
I. Chọn vật liệu:.........................................................................................................................................23
II. Xác định sơ bộ đường kính trục:........................................................................................................23
III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:.................................................................23
- Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 ..............................................23
IV. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: ........................................24
VI.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
......................................................................................................32
Theo bảng 10.7 ta được: 0;05,0    ..................................................................................32
Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép ...................................................................................34
PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN............................................................................................35
I. THEN......................................................................................................................................................35
Với lt (0,8…0,9)lm hoặc lt=1,35d.................................................................................................35
II. Ổ LĂN...................................................................................................................................................35
1. Trục I: ....................................................................................................................................................35

2. 2
- Khả năng tải trọng động theo công thức (11.1) :
m
d LQC  .............................................................36
2. Trục II:...................................................................................................................................................36
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động: ........................................................................................................37
b. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: .......................................................................................................37
3. Trục III: .................................................................................................................................................37
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động: ........................................................................................................37
b. Kiểm tra khả năng tải tĩnh: .................................................................................................................38
III. CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP Ổ LĂN: .........................................................................................38
PHẦN VI : TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC ........................................................39
I.Vỏ hộp: ....................................................................................................................................................39
II.Khớp nối. ...............................................................................................................................................40
III.Phương pháp bôi trơn:........................................................................................................................40

3. 3
Trường:
Bộ môn: ĐỒ ÁN CSTKM
(Họ tên: --- Phương án: 6 )
I. ĐỀ BÀI
Sơ đồ hệ thống dẫn động.
Bảng số liệuthiết kế:
STT Tên Ký hiệu và thông số
1 Lực vòng trên băng tải: F = 3200N
2 Vận tốc băng tải: V =1,7m/s
3
Chế độ làm việc:
Số ca làm việc: 3 ca
Thời gian phục vụ, L: L = 8 năm
Đặc tính làm việc: Êm, 1 chiều, va đập nhẹ
4 Đường kính tang: D = 360 mm
5
Chế độ tải: T1 =T; T2=0,9T
t1 = 23s; t2 = 40s
II. YÊU CẦU
1. Một bản thuyết minh về tính toán.
2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0).

4. 4
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
I. CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1. Chọn hiêu suất của hệ thống:
 Hiệu suất truyền động:
      2 4 2 4
r
1.0,97 .0.93.0,99 0,84nt b x ol
 Với:
 1nt
: hiệu suất nối trục đàn hồi
  0,97br
: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.
  0,93x
: hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn
0,99 ol
: hiệu suất ổ lăn.
1.2. Tính công suất cần thiết:
Công suất tính toán:
2
2 21 2
1 2
1 1
23 0,9 .40
( ) . ( ) . 0,94
23 40
td
T T
K t t
T T

   

. 32000.1,7
5,44( W)
1000 1000
P v
P k  
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:
5,44.0,94
6,09( )
0,84
t
ct
P
P kW

  
1.3. Xác định số vòng quaysơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay trên trục công tác:
60000.1,7
60000. 90,19
. .360
lv
u
n
D 
   (vòng/phút)
 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống:
. 2.8 16ch h xu u u  

5. 5
Với
 
 
8 : 8 40
2 : 2 5
h
x
u
u
 

 
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
. 90,19.16 1443,04sb lv chn n u   (vòng/phút)
1.4. Chọn động cơ điện:
 Tra bảng 235 tài liệu (*) ta chọn:
II. PHÂNPHỐI TỶ SỐTRUYỀN:
 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
1425
15,8
90,19
dc
ch
lv
n
u
n
  
 Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi:
1
2
3,08
2,6
u
u



 Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích:
1 2
15,8
1,973
. 3,08.2,6
ch
x
u
u
u u
  
III. BẢNGĐẶCTRỊ:
3.1. Phânphối công suấttrên các trục:
  ax
3
5,44
5,91
. 0,99.0,93
m
ol x
P
P kW
 
  
  3
2
2
5,91
6,15
0,99.0,97ol br
P
P kW
 
  
Kiểu động
cơ
Công suất
(kW)
Vận tốc quay
(vg/ph)
cos ⱷ ƞ% Tmax/Tdn Tk/Tdn
4A112M4Y3 5,5 1425 0,85 85,5 2,2 2,0

6. 6
  2
1
1
6,15
6,4
0,99.0,97ol br
P
P kW
 
  
  1 6,4
6,46
0,99.1
dc
ol nt
P
P kW
 
  
3.2. Tính toán số vòng quaytrên các trục:
 1 1425 ( / )ctn n vg p 
  1
2
1
1425
462,66 /
3,08
n
n vg p
u
  
  2
3
2
462,66
177,95 /
2,6
n
n vg p
u
  
3.3. Tính toán moomen xoắntrên các trục:
  6 6 6,46
9,55.10 9,55.10 43293,33
1425
dc
dc
dc
P
T Nmm
n
   
  6 61
1
1
6,4
9,55.10 9,55.10 42891,23
1425
P
T Nmm
n
   
  6 62
2
2
6.15
9,55.10 9,55.10 126945,27
426,66
P
T Nmm
n
   
  6 63
3
3
5,91
9,55.10 9,55.10 317170,55
177,95
P
T Nmm
n
   
  6 6
4
3
5,44
9,55.10 9,55.10 576028,38
90,19
P
T Nmm
n
   
3.4. Bảng đặc tính:
Trục
Thông số Động cơ I II III IV
Công suất (kW) 6,46 6,4 6,15 5,91 5,44
Tỷ số truyền u 1 3,08 2,6 1,973
Số vòng quay
(vòng/phút)
1425 1425 462,66 177,95 90,19
Momen xoắn (Nmm) 43293,33 42891,23 126949,27 317170,55 576028,38

7. 7
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1. Chọn loại xích:
 Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3:
P3=5,91(Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3=177,95 (vòng/phút)
 Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn
2.1.2. Thông số bộ truyền:
 Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=1,973, chọn số răng đĩa xích nhỏ 1 27z  , do đó số răng
đĩa xích lớn 2 1 ax. 27.1,973 53 120x mz z u z     .
 Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán:
3. . . 5,91.2,4375.0,926.1,124 14,994( W)t z nP P k k k k  
Trong đó: với z1=27, kz=25/27=0,926;với n01= 200 (vg/ph), kn=n01/n3=200/177,95=1,124
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):
0. . . . . 1,25.1.1,2.1,25.1,3 2,4375a dc d c btk k k k k k k  
Với: k0=1,25: đường nối hai tâm đĩa so với phương nằm ngang 1 góc 900 >600.
ka=1: khoảng cách trục a=(3050)pc.
kđc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích.
kđ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ.
kc=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày.
kbt=1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu).
 Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n01=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước
xích pc=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:
[P] 19,3 ( )tP kw 
 Đồng thời theo bảng (5.8), bước xích pc=31,75mm<pmax.
 Khoảng cách trục a=40.pc=40.31,75=1270mm;
 Theo công thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích.

8. 8
2 2
c1 2 2 1
c
pz +z z - z2 a 2 1270 27 53 53 27 31,75
x + + 120,4
p 2 2π a 31,75 2 2π 1270
      
           
 Lấy số mắt xích chẳn x=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu
(*)
2 2
1 2 1 2 2 1
c
2 2
z +z z +z z - z
a = 0,25 p - + X - - 2
2 2 π
53+27 27+53 53- 27
0,25 31,75 120 - + 120- - 2 1263 mm
2 2 π
c cX
          
     
            
     
 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng:
0,003. 4a a mm V , do đó a=1263-4=1259mm.
 Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*)
1 1z n 27 177,95
i 2,669 [i] 25
15 X 15.120c
 
    

bảng 5.9 tài liệu (*)
2.1.3. Tính kiểmnghiệmxích về độ bền:
 Theo (5.15) tài liệu (*): 
 d t 0 V
Q
s
k F F F
Với :
- Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lượng 1m xích q=3,8kg
- kđ=1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc).
- 1 1. . 27.31,75.177,95
2,542( / )
60000 60000
Z p n
v m s  
- Lực vòng: Ft=1000.P/v=1000.5,91/2,542=2324,9N
- Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.2,5422=24,555N;
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0=9,81.kf.q.a=9,81.1.3,8.1,259=46,9N (Với kf=1 khi bộ truyền thẳng đứng)
Do đó:
0
88500
30,93
1,2.2324,9 46,9 24,555d t V
Q
s
k F F F
  
   
Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

9. 9
2.1.4. Xác định thông số đĩa xích:
 Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:
 d1=p/sin(π/z1)=31,75/sin(π/27)=273,48mm ;
d2=p/sin(π/z2)=31,75/sin(π/53)=553,95mm.(Đường kính vòng chia)
 da1=p[0,5+cotg(π/Z1)]=287,51mm;
da2=p[0,5+cotg(π/Z2)]=550,88mm (Đường kính vòng đỉnh răng).
 df1=d1-2r=273,48-2.9,62=254,24mm và df2=d2-2r=553,95-2.9,62=534,71 (với bán
kính đáy r=0,5025d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,62mm và d1=19,05mm bảng 5.2
sách (*))
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):
 Đĩa xích 1:
1
5
0,47. .( . ). / ( . )
0,47. 0,41.(2324,9.1,2 7,404).2,1.10 / (262.1) 450
H r t ñ vñ dk F K F E Ak
MPa
  
  
Với:
Ft=2324,9 : lực vòng.
kr=0,41: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z1=27).
Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)
Fvđ1=13.10-7n1.p3.m=13.10-7.177,95.31,753.1=7,404N: lực va đập trên m dãy xích.
E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa
A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))
1 1
450 [ ]H H    . Do đó ta dùng thép 435 tôi cải thiện HB170
có   1H H
[ ]=500MPa> sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
 Đĩa xích 2:
2 2
5
0,47. .( . ). / ( . )
0,47. 0,234.(2324,9.1,2 0,04).2,1.10 / (262.1) 339,99
H r t d vd dk F K F E Ak
MPa
  
  
Với:
Ft=2324,9N : lực vòng.
kr=0,234: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z2=53).
Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

10. 10
Fvđ2=13.10-7n2.p3.m=13.10-7.90,19.31,753.1=0,04 N: lực va đập trên m dãy xích.
E=2E1E2/(E1+E2)= 2,1.105 Mpa
A=262mm2: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))
2 2
331,79 [ ]H H    . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170
có   1H H
[ ]=500MPa> sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
2.1.5. Xác định lực tác dụng lêntrục:
 Fr = kx.Ft = 1,05.2324,9 =2441 (N)
Với
kx =1,05 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc 900
Ft=2324,9 N: Lực vòng.
 Lực căng do lực li tâm: FV=q.v2=3,8.2,5422=24,555N;

11. 11
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC:
Thông số kĩ thuật:
- Thời gian phục vụ: L=8 năm.
- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 300 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.
- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Tỷ số truyền : ubr1=3,08
Số vòng quay trục dẫn: n1=1425(vòng/phút)
Momen xoắn T trên trục dẫn: T1=42891,23Nmm
- Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :
Tỷ số truyền: ubr2=2,6
Số vòng quay trục dẫn: n2=462,66 (vòng/phút).
Momen xoắn T trên trục dẫn: T2=126949,27 Nmm
* Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241 285, có 1b = 850 MPa, 1ch = 580 MPa.
=>Chọnđộ rắn bánh nhỏ HB1=245 HB
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192 240 , có 2b = 750 MPa, 2ch = 450 MPa.
=>Chọnđộ rắn bánh lớn HB2=230HB
* Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180  350.
7021lim
0
 HBH : ứng suất tiếp cho phép.
HBF 8,1lim
0
 : ứng suất uốn cho phép.
1,1HS : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
75,1FS : hệ số an toàn khi tính về uốn.
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

12. 12
56070245.2702 11lim  HBH (MPa).
441245.8,11lim
0
F (MPa).
53070230.2702 22lim  HBH (MPa).
0
lim2 1,8.230 411F   (MPa).
- Theo công thức (6.5) HBHO HN 4,2
.30 , do đó
.10.6,1245.30 74,2
1 HON
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107.
Với HON : Số chu kì thay đổiứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
- Theo công thức ( 6.7) ta có :
+ NHE = 60c  ( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
+ Trong đó:Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét.
+ NHE2 = 60c.n2/u2  ti  (Ti /Tmax)3 .ti / ti
= 60.1.462,66.57600(13.0,7+0,93.0,3) = 146,88.107
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1.
- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ.
- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:
[ H ] =
0
Him
H
HL
S
K
[ H ]1 =
0
1Him
H
HL
S
K 1
=
1,1
1.560
= 509 (MPa).
[ H ]2 =
0
2Him
H
HL
S
K 2
=
1,1
1.530
= 481,8 (MPa).
- Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12)
[ H ] =
2
][][ 21 HH  
=
2
8,481509
= 495,4 (MPa).
- Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó
[ H ]’ = min([ H ]1 ; [ H ]2) = [ H ]2 = 481,8 (MPa).
- Theo công thức (6.7) :
NFE = 60c  (Ti/Tmax)6ni Ti
Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350.
=> NFE2 = 60.1.
1425
3,08
.57600 (16.0,7 + 0,96.0,3) =137,42.107.

13. 13
Ta thấy NFE2 =137,42.107 > NF0 = 4.106 (đốivới tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số chu
kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1.
Tương tự KFL1 = 1.
- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.
[ 1F ] =
0
1limF .KFC.KKL1 / SF = 560.1.1/1,75 = 320(MPa).
[ 2F ] = 0
2limF . KFC. KFL2 / SF = 530.1.1/1,75 = 302,85 (MPa).
- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có
[ H ]max = 2,8 2ch = 2,8.450 = 1260 (MPa).
[ 1F ]max = 0,8 1ch = 0,8.580 = 464 (MPa).
[ 2F ]max = 0,8 2ch = 0,8.450 = 360 (MPa).
I. Tínhtoán bộ truyền cấp nhanh :Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15a) :
aW1 = 430( u2+ 1) 3
2
2
1
.][
.
baH
H
u
KT


- Trong đó :
+ ba : Hệ số;là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng 6.6
chọn ba = 0,3
+Theo bảng 6.5 chọn Ka= 430 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật
liệu của cặp bánh răng và loại răng.
bd = 0,5. ba .(U2+1) = 0,5.0,3.(3,08+1) = 0,612.
+Tra bảng 6.7 suy ra KH  = 1,12 ( sơ đồ 7).
=> aW1 = 430(3,08+1) 3
2
21,466.1.1,12
495,4 .3,08.0,3
= 83 (mm).
- Lấy aW1 = 100 (mm).
1.2. Xác định các thông số ăn khớp:
- Theo (6.17) mođun: m = (0,01  0,02) aW1 = (0,01  0,02).100 = 1  2 (mm).
Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 1,5 (mm).
Điều kiện góc nghiêng răng chữ V : 30 ≤ β ≤ 40

14. 14
w max min
1
1 1
1
2 . os 2 .cos
.( 1) .( 1)
2.100.cos40 2.100.cos30
1,5.(3,08 1) 1,5.(3,08 1)
25,03 26 28,3
wa c a
z
m u m u
z
 
  
 
  
 
  
Chọn z1 = 26 răng nên z2 = 80 răng
Góc nghiêng răng:
01 2( ) 1,5(26 80)
arccos arccos 37,34
2 2.100w
m z z
a

 
  
Thỏa điều kiện 300 ≤ β ≤ 400
- Tỷ số truyền thực sẽ là: um =
1
2
Z
Z
=
80
26
= 3,08
Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng.
1.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
 H
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ   

 2
1
1
..
)1(..2
..
- Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3.
Trong đó:
+ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có:
tw
b
HZ


2sin
cos.2

=>
0
2.cos34,75
sin(2.24,6)
HZ  = 1,473

15. 15
0
0
0
0 0
0
0
tan tan 20
arctan( ) arctan( ) 24,6
cos cos37,34
tan cos24,6 .tan37,34 0,6937
34,75
100.0.3 30
.sin 30.sin37,34
3,86 1
. .1,5
1 1
[1,88 3,2( )].cos 1,365
26 80
t tw
b
b
w ba
w
a
a a
b a
b
m








 
 
   
  
 
  
   
   
+ Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
=>
1 1
0,86
1,365
Z

  
+ KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ.KHα.KHv
*KHβ = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7
Vận tốc vòng w1
2 2.100
49
1 3,08 1
wa
d mm
u
  
 
Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:
w1 1. .49.1425
3,656( / )
60000 60000
d n
v m s
 
  
Từ bảng 6.13 trang 106 [1] với v < 10 ta chọn cấp chính xác là 8
Từ bảng 6.14 trang 107 [1] ta chọn trị số của hệ số phân bố không đều tải
trọng
cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KHα = 1,09 ;KFα = 1,27
*KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp.
 HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K
...2
..
1
1
1

VH = δH.go.v. mw ua /
δH = 0,002 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
go = 73 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2.

16. 16
Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]
0
100
. . 0,002.73.3,656. 3,04
3,08
w
H H
m
a
v g v
u
  
Do đó:
1
1
. . 3,04.30.49
1 1 1,09
2. . . 2.2145,615.1,12.1,09
H w w
Hv
H H
v b d
K
T K K 
    
. . 1,09.1,09.1,12 1,33H H H HvK K K K   
Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:
1
2 2
1 1
2. . ( 1) 2.21445,615.1,33.(3,08 1)
. . 274.1,473.0,86. 355,1
. . 30.3,088.49
H
H M H
w w
T K u
Z Z Z Mpa
b u d

 
  
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
+ Theo (6.1) : v = 3,656 (m/s) < 5 (m/s),
Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25 m .
+ Do đó:ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của
kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:
 
 '. . . 530.0,95.1.1.1
458 ( ).
1,1
H v R xH
H
H
Z Z K
MPa
S

   
+ Ta thấy  H H  như vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp
nhận khoảng cáchtrục aW = 100 (mm).
1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-Theo công thức (6.43) :
 1
11
11
1
..
.....2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
 

-Theo bảng 6.7, KFβ = 1,1.
-Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8
-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27.
-Theo (6.47) :
m
w
FF
u
a
vgv ... 0

17. 17
=>
100
0,006.73.3,656. 9,12( / )
3,08
Fv m s  . Do đó theo (6.46) :
 FF
wwF
Fv
KKT
dbv
K
...2
..
1
1
1
 =1+
9,12.30.49
1,22
2.21445,615.1,1.1,27

Do đó KF = KFβ. KFα. FvK =1,1.1,27.1,22= 1,7
-Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1
0,73Y

 
-Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
0
1 0,73
140
Y

  
- Số răng tương đương:
1
1 3
51,7
cos
v
Z
Z

 
2
2 3
159,2
cos
v
Z
Z

 
- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,65 ; YF2 = 3,6.
 1 1
1 1
1
2. . . . . 2.21445,615.1,7.0,732.0,73.3,65
64,5( )
. . 30.49.1,5
F F
F F
w w
T K Y Y Y
MPa
b d m
 
    
+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
 1 2
2 2
1
. 64,5.3,6
63,6
3,65
F F
F F
F
Y
Y

    
1.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Theo (6.48): Hệ số quá tải: .1max

T
T
Kqt
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:  max max
. 370,2( ) 1260( ).H H qt HK MPa MPa     
- Ứng suất uốn cực đại:
 1max 1 1max. 87,79( ) 464 ( ).F F qt FK MPa MPa     
 2max 2 2max. 83,17 ( ) 360 ( ).F F qt FK MPa MPa     
1.6. Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc profin gốc:
0
20 (theo TCVN 1065 – 71)
Góc nghiêng răng:
0
37,34 
Khoảng cách trục: aw = 100 mm

18. 18
Môđun: m = 1,5
Tỷ số truyền: um = 3,08
Hệ số dịch chỉnh: x = 0
Số bánh răng: Z1 = 26; Z2 = 80
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:
Đường kính vòng chia:
1
1 0
26
. 1,5. 49,05
cos37,34
z
d m
cos
   (mm)
2
2 0
80
. 1,5. 150,93
cos37,34
z
d m
cos
   (mm)
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 52,03 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 153,93 (mm)
Đường kính vòng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 49 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 45,3 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 147,18 (mm)
Chiều rộng vành răng:
bw =  ba.aw1 = 0,3.100 = 30 (mm)
Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:
 [1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)].cos  = 1,365
1.7. Giá trị lực
Lực vòng
3 3
1
1 2
1
2.10 . 2.10 .21,446
875,3( )
49
t t
w
T
F F N
d
   
Lực hướng tâm
0
1
1 2 0
.tan 875,3.tan 20
400,7( )
cos cos37,34
t
r r
F
F F N


   
Lực dòng trục 0
1 2 1.tan 875,3.tan37,34 668( )a a tF F F N   
II. Tính toánbộ truyềncấpchậm:
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

19. 19
1. Xác định sơ bộ khoảng cáchtrục:
 
3
3
2
'
32
..
.
)1(
baH
HII
aw
u
KT
uKa



- Trong đó:
+ Ka = 495.
+ Ta có ba = 0,4 => 3( 1) 0,4.(2,6 1)
0,72
2 2
ba
bd
u

 
  
Tra bảng 5.4 ta được:KH  = 1,02
3
2 2
126,949.1,02
495.(2,6 1) 144,8( ).
481,8 .2,6.0,4
wa mm  
- Lấy 2wa = 145 (mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp:
- Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). 2wa = (0,01÷0,02).145 = 1,45÷2,9 (mm).
- Theo bảng 6.8.Chọn môđun pháp m =2.
- Theo công thức 6.31:
+ Số răng bánh nhỏ: 2
1
3
2. .cos
40,28
( 1)
wa
Z
m u

 

lấy Z1 = 40
+ Số răng bánh lớn: Z2 = u2.Z1 = 104 lấy Z2 = 104
Tính lại khoảng cách trục chính xác:
1 1
2
0,5. .( ) 0,5. .(40 104) 144( )
cos cos0
w
m
a z z mm

    
- Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 2,6
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 tài liệu [1] có
Zm = 274 Mpa1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo công thức 6.34 tài liệu [1]
0
0
2cos 2.cos0
1,764
sin 2 sin 2.20
b
H
tw
Z


  
. 144.0,4 57,6w wb a   
Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo công thức 6.36 tài liêu [1]

20. 20
1 2
0
4
1
3
1 1
[1,88 3,2.( )].cos
1 1
[1,88 3,2.( )].cos0 1,77
40 104
4 1,77
0,862
3
Z
z z
Z

 





 


  
  
   

  
2
2. 2.144
80( )
1 2,6 1
w
w
a
d mm
u
  
 
Vận tốc vòng của bánh răng:
1 2. . .80.426,66
1,787( / )
60000 60000
wd n
v m s
 
  
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 8; v < 2,5 m/s
=> HK = 1,05; FK =1,22
Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được:g0 = 73; 0,006H 
2
0
144
. . 0,006.73.1,787 5,82( / )
2,6
w
H H
m
a
v g v m s
u
   
Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]
1
'
. . 5,82.57,6.80
1 1 1,1
2. . . 2.126949,27.1,02.1,05
H w w
Hv
II H H
v b d
K
T K K 
    
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
. . 1,02.1,05.1,1 1,18H H H HvK K K K   
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 tài liệu
[1]
'
2
2 2
2 2
2. . ( 1) 2.126949,27.1,18.(2,6 1)
. . 274.1,764.0,862. 442 ( )
. . 57,6.2,6.80
II H
H M H
w w
T K u
Z Z Z Mpa
b u d

 
  
Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc:

21. 21
'
lim
[ ] [ ]. . .
[ ] [ ] 560
1,787 5( / )
1
H H v R xH
H H
v
Z Z K
MPa
v m s
Z
 
 

 
 
 
Cấp chính xác 8 do đó cần gia công đạt Ra = 2,5...1,25 m => ZR = 0,95.
Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 1,86 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:
   ". . . 560.1.0,95.1 532H H v R xHZ Z K Mpa   
Như vậy:  HH   bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1 1
0,56
1,77
Y

  
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:
0
1 1
140
Y

  
Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 trang 109[1] ta được:YF1 = 3,7; YF2 = 3,6
Từ bảng 6.7 trang 98[1] (sơ đồ 7): 1,025FK  
Từ bảng 6.14 trang 107[1]: 1,37FK  
Từ bảng 6.15, 6.16 trang 107[1] ta có: 0,016; 73F og  
Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
2
0
144
. . . 0,016.73.1,787. 15,5
2,6
w
F F
m
a
v g v
u
  
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:
2 1
'
. . 15,5.57,6.80
1 1 1,2
2. . . 2.126949,27.1,025.1,37
F w w
Fv
II F F
v b d
K
T K K 
    
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43 tài liêu [1]:
'
1
1
1
2. . . . . 2.3,7.126949,27.1,025.1,2.1,37.0,56.1
96,2
. . 80.57,6.2
II F F
F
w w
T K Y Y Y
Mpa
b d m
 
   
Thấy:  1 1F F  => thỏa mãn điều kiện uốn.

22. 22
Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài liêu [1]:
1 2
2
1
. 96,2.3,6
93,6
3,7
F F
F
F
Y
Mpa
Y

   
Thấy:  2 2F F  => thỏa mãn điều kiện uốn.
5. Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc prôfin gốc: 0
20 (Theo TCVN 1065 – 71)
Góc nghiêng răng: 0
0 
Khoảng cách trục: aw2 = 144 mm
Môđun: m = 2
Chiều rộng vành răng: 2 2. 57,6w ba wb d mm 
Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 =40; Z2 = 104
Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 2,6
Đường kính vòng chia:
1
1 2.40 80
cos
Z
d m mm

  
2
2 2.104 208
cos
Z
d m mm

  
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 80+ 2.2 = 84 mm
da2 = d2 + 2m = 208 + 2.2 = 212 mm
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m =80 – 2,5.2 = 75 mm
df2 = d2 – 2,5m = 212 – 2,5.2 = 207 mm
6. Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Lực vòng
3
1
1 2
1
2.10 .
3173,7( )t t
w
T
F F N
d
  
Lực hướng tâm 1
1 2
.tan
1155,1( )
cos
t
r r
F
F F N


  

23. 23
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
I. Chọn vật liệu:
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền
)(600 Mpab  ; và giới hạn chảy ).(340 Mpach 
- Ứng suất xoắn cho phép   ).(20...12 Mpa
II. Xác định sơ bộ đường kính trục:
- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :
 
3
2,0 
k
k
T
d  Tk : momen xoắn của trục k (Nmm)
Với   lấy trị số nhỏ đốivới trục vào, và lấy trị số lớn đốivới trục ra
+ Chọn   = 12=> Đường kính trục I :
 
331
42891,23
26,14( ).
0,2 0,2.12
IT
d mm

  
+ Chọn   = 16 => Đường kính trục II :
 
332
126949,27
34,1( ).
0,2 0,2.16
IIT
d mm

  
+ Chọn   = 20 => Đường kính trục III
:
 
333
317170,55
42,96( ).
0,2 0,2.320
IIIT
d mm

  
- Do đó chọn đường kính sơ bộ của các trục sẽ là:
d1 = 25 (mm); d2 = 35 (mm); d3 =45 (mm).
III. Xác định khoảng cáchgiữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào
sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu
tố khác.
- Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2
d1 = 25 (mm) => b01 = 17 (mm).
d2 = 35(mm) => b02 =21 (mm).
d3 = 45 (mm) => b03 =25 (mm).
- Theo bảng 10.3 ta chọn:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10.
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10.
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 (mm).

24. 24
lmx = lm3=(1,2…1,5)d3. Chọn lmx = 60 (mm).
lm2 = (1,2…1,5)d2 =. Chọn lm2 = 50(mm)
lm1 = (1,2…1,5)d1 .Chọn lm1= 35 (mm).
Lc3=0,5(lm3+b3)+K3+hn= 0,5(60+25)+10+15=67,5
Lc1=0,5(lm1+b1)+K3.h=0,5.(35+17)+10+15=51
L22=0,5(l22+b2)+K1+K2=55,5
L23=l22+0,5.(lm22+b2)+K1=101
L24=2l23-l22=146,5
L21=2l23=202
L32=l23=101
L31=l21=202
L33=2l32+lc3=2.101+67,5=269,5
IV. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:
- Chọn hệ trục tọa độ như hình10.3
1.Trục I:
Momen xoắn trục I: T=42,891Nm =>Dt=71(mm)
+ Lực vòng : Ft1=Ft2=
3 3
1
1
2.10 . 2.10 .21,445
875,3
49w
T
d
  (N)
+ Lực hướng tâm: Fr1 = .tanαtW =
875,3.tan 20
400,79
cos37,34
 (N).
+Lực dọc trục: Fa1=Fa2=Ft1.tanB=875,3.tan37,340=667,8 (N)
+Lực hướng tâm của nối trục: Ft=
3
2 2.42,891.10
1208,2
71t
T
D
  (N)
+Momen: M=
667,8.49
16361,1
2

BIỂU ĐỒ MOMEN TRỤC I:
Tính phản lực tại các gối:
-Fr1.55,5-Fr2.146,5+FrB.202=0
=>FrB=FrA=400,7
Ft.51+Ft1.55+Ft2.146,5-FtB.202=0
=>FtB=1180,3
Ft-FtA+Ft1+Ft2-FtB=0
=>FtA=1778,5

25. 25
Ft Fra
Fta
Ft1Fr1
Fa1 Fa2
Ft2 Fr2
FtB
FrB

26. 26
2. Trục II:
Momen xoắn trục I: T=126949,27Nm
+ Lực vòng : Ft1=Ft3=
3 3
1
1
2.10 . 2.10 .21,445
875,3
49w
T
d
  (N)
Ft2=
126949,27
1586,9
80
 (N)
+ Lực hướng tâm: Fr1 = Fr3= .tanαtW =
875,3.tan 20
400,79
cos37,34
 (N).
Fr2=1586,9.tan20=577,6(N)
+Lực dọc trục: Fa1=Fa3=Ft1.tanB=875,3.tan37,340=667,8 (N)
+ Momen: M=
667,8.49
16361,1
2

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II :
Tính phản lực tại các gối:
-Fr1.55,5-Fr2.101-Fr3.146,5+Frb.202=0

27. 27
-400,7.55,5-577,6.101-400,7.146,5+Frb=0
=>Frb=Fra=689,5
Ft1.55,5+Ft2.101+Ft3.146,5-Ftb.202=0
875,3.55,5+1586,9.101+875,3.146,5-Ftb.202=0
=>Ftb=1668,75
-Fta+Ft1+Ft2+Ft3-Ftb=0
=>Fta=1668,75
Ft1 Fr1
Fa1
Ft2Fr2
Fa2
Ft3 Fr3
FtB
FrBFra
Fta

28. 28
3. Trục III:
Momen xoắn trục III : T3=317170,55 Nmm
Lực vòng: Ft1= 1586,9 (N)
Lực hướng tâm: Fr1=577,6 (N)
Frx=2441
Tính phản lực tại các gối:
BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III:
Tính phản lực tại các gối:
-Fr1.101+Frb.202-Frx.269,5=0
=>Frb=Fra=3545,5
Ft1.101-Ftb.202=0
=>Ftb=793,45
-Fta+Ft1-Ftb=0
=>Fta=793,45

29. 29
Fra
Fta
Fr1
FtB
FrB
Ft1
Frx

30. 30
V. Tính lại đường kính trục I
yjxjj MMM 22
 (N.mm)
22
.75,0 jjtđ TMM  (N.mm).
Xét đường kính trục 1:
Điểm A:
MX=0; My=0; Mz=42891,23
MA
td=
2 2 2
0 0 0,75.42891,23 37145Nmm  
DA= 3
37145
18,1
0,1.63
mm
Điểm B:
MX=0; My=61618,2; Mz=42891,23
2 2 2
3
0 61618,2 0,75.42891,23 71948
71948
22.5
0,1.63
B
td
B
M Nmm
d
   
 
Điểm C:
MX=38599,95; My=98706,8; Mz=42891,23
2 2 2
3
38599,95 98706,8 0,75.42891,23 112306
112306
26,1
0,1.63
C
td
C
M Nmm
d
   
 
Điểm D:
MX=38599,95; My=65506,65; Mz=42891,23
2 2 2
3
38599,95 65506,65 0,75.42891,23 84622
84622
23,8
0,1.63
D
td
D
M Nmm
d
   
 
DA=20; dB=dE=25mm; dC=dD=30mm
Tính lại đường kính trục II:
Điểm B
MX=54628,35; My=92615,625; Mz=63475

31. 31
2 2 2
3
54628,35 92615,625 0,75.63475 120763
120763
26,8
0,1.63
B
td
B
M Nmm
d
   
 
Điểm C
MX=80990,15; My=132441,775; Mz=126949,27
2 2 2
3
80990,15 132441,775 0,75.126949,27 190229,6
190229,6
31,1
0,1.63
C
td
C
M Nmm
d
   
 
DA= dE =30; dB=dD=35mm; dC=40mm
Tính đường kính trục 3 :
Điểm B:
MX=358095,15; My=80138,45; Mz=317170,55
2 2 2
3
358095,5 80138,45 0,75.31710,55 458369
458369
41,7
0,1.63
B
td
B
M Nmm
d
   
 
Điểm C:
MX=164767,5; My=0; Mz=317170,55
2 2 2
3
164776,5 0 0,75.317170,55 320306
320306
37,05
0,1.63
C
td
C
M Nmm
d
   
 
Điểm D:
MX=0; My=0; Mz=317170,55
2 2 2
3
0 0 0,75.317170,55 274678
274678
35,2
0,1.63
D
td
D
M Nmm
d
   
 
DA= dC =40; dB=45mm; dD=35mm

32. 32
VI.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
1.ThépC45 tôi thường hóa có: b = 600
Mpa, );(6,261600.436,0.436,01 Mpab  
).(7,1516,261.58,0.58,0 11 MPa  
Theo bảng 10.7 ta được: 0;05,0   
2. Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó
aj = 0 (theo 10.22), 0mj . Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổitheo chu kì
mạch động, do đó ajmj   (tính theo 10.23).
3. Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:
Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra
về độ bền mỏi:
Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 12 lắp bánh răng.
Trục II: tiết diện 21 và 22 lắp bánh răng.
Trục III: tiết diện lắp bánh răng 31, lắp bánh xích33
4. Chọn lắp ghép:
- Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo kiểu k6
kết hợp lắp then.
- Với
j
jj
j
d
tdtbd
W
.2
).(.
32
2
11
3



j
jj
oj
d
tdtbd
W
2
).(.
16
2
11
3



- Kích thước của then (theo bảng 9.1), trị số momen cản uốn và mômen cản xoắn
(theo bảng 10.6) ứng với các tiết diện trục như sau:
Tiết diện Đường kính
trục (mm)
b x h t1 Wj (mm3) Woj (mm3)
10 20 6 x 6 3,5 642,07 1427,07
12 30 8 x 7 4 2288,84 4938,23
21 35 10 x 8 5 3564,25 7771,36
23 40 12 x 8 5 5361,3 11641,3
31 45 14 x 9 5,5 7606,8 16548,4
33 35 10 x 8 5 3564,25 7771,36

33. 33
5. Xác định hệ số djK và djK đối với các tiết nguy hiểm theo công thức 10.25
và 10.26:
y
x
dj
K
K
K
K








1




;
y
x
dj
K
K
K
K








1




- Các trục gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt
Ra = 2,5…0,63 m , theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
kx = 1,06.
- Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên do đó hệ số tăng bên ky = 1.
- Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là:
76,1K
54,1K
- Theo bảng 10.10 ta có các thông số sau:
89,0;92,0)(2010   mmd
13 30 ( ) 0,88; 0,81d mm      
22 35 ( ) 0,88; 0,81d mm      
23 40 ( ) 0,85; 0,78d mm      
31 45 ( ) 0,85; 0,78d mm      
33 35 ( ) 0,88; 0,81d mm      
- Theo bảng 10.11 ta tra được



K
và



K
do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm.
- Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:
Tiết
diện
d
(mm)



K
do



K
do
dK dK
S S S
Rãnh
then
Lắp
dôi
Rãnh
then
Lắp
dôi
10 20 1,91 2,06 1,73 1,64 1,97 1,79 - 5,64 -
12 30 2 2,06 1,9 1,64 2,6 1,96 3,82 17,2 3,7
21 35 2 2,06 1,9 1,64 2,06 1,96 4,2 9,4 3,8
22 40 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 4,24 13,71 4,05

34. 34
31 45 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 2,5 7,8 2,4
33 35 2 2,06 1,9 1,64 2,06 1,96 - 3,79 -
* Với:
- Theo công thức (10.19):
 S
SS
SS
S
jj
jj
j 


22
.


Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép
jS : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.
- Theo công thức (10.20):
mjajdj
j
K
S




..
1

 
jS : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J.
- Theo công thức (10.21):
mjajdj
j
K
S




..
1

 
- Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Do đó
theo công thức (10.22):
j
j
jajmj
W
M
 max;0 
với Mj theo côngthức (10.15)
- Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổitheo chu kỳ mạch động. Do đó theo công
thức 10.23:
oj
jj
ajmj
W
T
22
max



* Kết luận:Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi trừ tiết
diện 22 và 23.

35. 35
PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN
I. THEN.
- Với các tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập
σd và độ bền cắt τc.
- Theo công thức (9.1) và (9.2) ta được:
 d
t
d
thld
T
 


).(.
2
1
 c
t
c
bld
T
 
..
2
Với lt (0,8…0,9)lm hoặc lt=1,35d
- Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1
- Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:
d (mm) lt (mm) hb t1 T (N.mm)
d (MPa) c (MPa)
20 27 6 x 6 3,5 42891,23 63,5 26,5
30 40,5 8 x 7 4 42891,23 23,5 8,8
35 47,25 10 x 8 4 126949,27 51,2 15,4
40 54 12 x 8 5 126949,27 39,2 9,8
45 60,75 14 x 9 5,5 317117,55 66,3 16,6
35 47,25 10 x 8 5 317117,55 127,9 38,4
- Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định:
  ).(100 MPad 
  ).(30...20)3/90...3/60( MPac 
Vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
II. Ổ LĂN.
1. Trục I:
Đường kính trục: d11=25 mm
Số vòng quay: n1=1425 (v/p)
Thời gian làm việc 7 năm : Lh=8.300.3.3=21600 (giờ)
- Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 25 (mm). Tra bảng P2.7 chọn ổ bi đỡ cỡ nặng có
ký hiệu 405, có đường kính trong d = 25 (mm), đường kính ngoài D = 80 (mm), khả năng
tải trọng động C = 29,2 (kN),khả năng tải trọng tĩnh Co = 20,08 (kN).
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0:

36. 36
2 2 2 2
0 10 10 400,7 1180,3 1246,5 ( ).r x yF F F N    
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1:
2 2 2 2
1 11 11 400,7 1778,5 1823,1( ).r x yF F F N    
- Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 1823,1 (N).
- Theo công thức (11.3) :
Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd
Trong đó:
Fr: Tải trọng hướng tâm (kN).
Fa: Tải trọng dọc trục.
V: Hệ số kể đến vòng nào quay. V = 1
Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Kt = 1
Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 : Kd = 1,1
X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. X = 1 (vì chỉ chịu lực hướng tâm).
Y: Hệ số tải trọng dọc trục. Y = 0 vì Fa = 0.
=> Q = (1.1.1823,1).1.1,1 = 2005,41(N).
- Khả năng tải trọng động theo công thức (11.1) :
m
d LQC 
Với m : bậc của dường cong khi thử về ổ lăn.m = 3 ( dùng cho ổ bi).
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.
Q : tải trọng đông qui ước. Q 2187,72 (N).
Lh : tuổi thọ của ổ tính bằng giờ. Lh =
=> 3 3
6 6
60. . 60.1425.21600
2005,41. 2005,41. 24604,2( ).
10 10
I H
d
n L
C N  
=> Cd = 24,6 (kN) < C = 29,2 (kN). Vậy khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo.
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
- Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr
(X0 = 0,6 theo bảng 11.6 đối với ổ bi đỡ).
=> Qt1 = 0,6.1,823 = 1,0938 (kN).
- Qt2 = Fr = 1,823(kN).
=> Q0 = max[Qt1; Qt2] = 1,823 (kN) < C0 = 9,17 (kN).
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
2. Trục II:
Đường kính trục: d20=30 mm
Số vòng quay: n1=426,66 (v/p)
Thời gian làm việc 8 năm : Lh=8.300.3.8=57600 (giờ)

37. 37
- Dựa vào đường kính ngõng trục d20 = 30 (mm). Vì trục phải chịu tại trọng lớn nên dựa
vào bảng P2.7 ta chọn sơ bộ ổ đỡ 1 dãy có kí hiệu 306 có: d = 30 (mm),
D = 72 (mm), khả năng tải động C = 22,2(kN), khả năng tải tĩnh C0 = 15,1(kN).
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:
2 2 2 2
0 1 20 20 689,5 1668,75 1805,6 ( ) 1,806 ( ).r r x yF F F F N kN      
- Lực dọc trục Fa đã bị triệt tiêu => Fa =0 (N), X = 1, Y = 0,vòng trong quay nên V = 1,
nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1, hộp giảm chịu tải trọng va đập nhẹ nên Kd = 1,2.
- Theo công thức (11.3) . Tải trọng động quy ước:
Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd =1.1.1805,6.1.1,2 = 2166,72 (N).
- Khả năng tải trọng động quy ước xác định theo công thức (11.1) :
m
d LQC  = 3 3
6 6
60. . 60.426,66.57600
2166,72. 2166,72. 24661,6 ( )
10 10
II Hn L
N 
=> Cd = 24,662 (kN) < C = 37,2 (kN). Vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo.
b. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:
- Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr
(X0 = 0,6 theo bảng 11.6 đối với ổ bi đỡ).
=> Qt1 = 0,6. 1,806 = 1,0836 (kN).
- Qt2 = Fr =1,806 (N) = 2,501 (kN).
- Q0 = max[Qt1; Qt2] = 1,806 (kN) < C0 =15,1 (kN).
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
3. Trục III:
Đường kính trục: d11=40 mm
Số vòng quay: n3=177,95 (v/p)
Thời gian làm việc 8 năm : Lh=8.300.3.8=57600 (giờ)
- Với đường kính ngõng trục d11 = 40 mm. Theo bảng P2.7 ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy có
kí hiệu 308 có d = 40 (mm), D = 110(mm), khả năng tải động C = 50,3(kN), khả năng tải
tĩnh C0 = 37 (kN).
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1:
2 2 2 2
0 1 31 31 3545,5 793,45 3633,2 ( ) 3,633 ( ).r r x yF F F F N kN      
- Lực dọc trục Fa = 0 (N), theo công thức (11.3) : X = 1, Y = 0, vì vòng trong quay nên V
= 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1, chịu tải trọng nhẹ nên Kd = 1,2.
Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = 1.1.3633,2.1,2 = 4359,84 (N).
- Khả năng tải trọng động của ổ xác định theo công thức (11.1) :

38. 38
m
d LQC  = 3 3
6 6
60. . 60.177,95.57600
5236,8. 4359,84. 37076,1( ).
10 10
III Hn L
N 
=> Cd = 37,1 (kN) < C = 50,3 (kN). Vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo.
b. Kiểm tra khả năng tải tĩnh:
- Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr
(X0 = 0,6 theo bảng 11.6 đối với ổ bi đỡ).
=> Qt1 = 0,6.3,633 = 2,1798 (kN).
- Qt2 = Fr =3,633 (kN).
- Q0 = max[Qt1; Qt2] = 3,633 (kN) < C0 = 37 (kN).
Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.
III. CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP Ổ LĂN:

39. 39
PHẦN VI : TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
I.Vỏ hộp:
- Ta chọn vỏ hộp đúc : vật liệu là gang xám GX 15-32
- Chọn mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để việc tháo lắp
các chi tiết được thuận tiện và dễ dàng hơn.
- Các kíchthước cơ bản của hộp giảm tốc :
+ Chiều dày thân hộp : δ = 0,03.a + 3 > 6 (mm).
Với a =(aw1+aw2)/2=(108+105)/2=106,5 (mm)
=> δ = 0,03.106,5 + 3 = 6,2 (mm). Chọn δ = 7 (mm).
+ Chiều dày thân hộp: = 0,9.δ =6,3 (mm).
+ Gân tăng cứng :
Chiều dày gân : e = (0,8 1).δ = 5,6 7 (mm). Chọn e = 6 (mm).
Chiều cao gân : h < 5.δ = 35 (mm).
Độ dốc gân : khoảng 2.
+ Đường kính bu lông :
Bu lông nền : d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.102 + 10 = 14,08 > 12 (mm).
Chọn d1 = 14 (mm).
Bu lông cạnh ổ: d2 = (0,7 0,8).d1 = (9,8 11,2) (mm).
Chọn d2 = 12 (mm).
Bu lông ghép bíchnắp và than: d3 = (0,8 0,9).d2 = (8 9) (mm).
Chọn d3 = 10 (mm).
Vít ghép nắp ổ : d4 = (0,6 0,7).d2 = (6 7) (mm).
Chọn d4 = 8 (mm).
Vít ghép nắp cửa thăm : d5 = (0,5 0,6).d2 = (5 6) (mm).
Chọn d5 = 6 (mm).
- Mặt bíchnắp và than :
+ Chiều dày bíchthân hộp : δ3 = (1,4 1,8 ).d3 = (12,6 16,2) (mm).
Chọn δ3 = 15
+ Chiều dày bíchnắp hộp : δ4 = ( 0,9 1 ).δ3 = (13,5 15) (mm).
Chọn δ4 = 14 (mm).
+ Bề rộng bíchnắp và thân :
K3 = K2 – (3 5 ) (mm).
Với K2: bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ.
K2 = E2 + R2 + (3 5 ) (mm).
Với E2 = 1,6.d2 = 16 (mm); R2 = 1,3.d2 = 13 (mm).
=> K2 = 32 34 (mm).
Chọn K2 = 34 => K3 = 34 – (3 5) = (31 29) (mm). Chọn K3 = 31 (mm).
- Mặt đế hộp :

40. 40
+ chiều dày mặt đế hộp có phần lồi :
= (1,4 1,7).d1 = (1,4 1,7).14 = (19,6 23,8) (mm). Chọn δ1 = 23 mm
δ2 = (1 1,1 ).d1 = (14 15,4) (mm). Chọn = 15 mm
+ bề rộng mặt đế hộp : K1 = 3.d1 = 3.14 = 42 (mm).
q ≥ K1 +2.δ = 42 + 2.7 = 56 (mm). Chọn q = 56 (mm).
- Khe hở giữa các chi tiết :
+ Giữa bánh răng với thành trong hộp : ∆ ≥ (1 1,2).δ = (7 8,4 ). Chọn ∆ = 9mm
+ Giữa đỉnh bánh răng lớn nhất với đáy hộp : ≥ (3 5).δ = (21 35 ).
Chọn = 30 (mm).
+ Giữa mặt bên các bánh răng với nhau : ∆ ≥ δ , chọn ∆ = 10 (mm).
- Số lượng bu lông uốn : Z =
L : chiều dài thân hộp, chọn sơ bộ L = 500 (mm).
B : chiều rộng hộp, chọn sơ bộ B = 250 (mm).
=> Z = (4 2,5). Chọn Z = 4.
II.Khớp nối.
- Ta chọn khớp nối trục đàn hồi
- Momen xoắn truyền đi : TI = 37073 (N.mm).
- Hệ số chế độ làm việc K = 1,5.
=> Tt = TI.K = 37073.1,5 = 55609,5 (N.mm).
Với d = 20 (mm).
+ Bảng 16.10a trang 68 tập 2 và 6.10b trang 69 tập 2
Nối trục vòng có : Z=4 ( số chốt); D0= 63 (mm); dc = 10 (mm).
l0 = l1 + : chiều dài vòng đàn hồi
l1 = 20 (mm); l2 = 10 (mm); l3 = 15 (mm).
=> l0 = 25 (mm).
- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : σ ≤ [ ] (công thức trang 69 tập 2).
=> =2.1,5.37073/4.63.10.15 = 2,94 (MPa) < [ ] = (2 4) (MPa)
=> điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi đảm bảo.
Điều kiện sức bền của chốt : < [ (công thức trang 69 tập 2).
=> = =1,5.37073.25/0,1.103.63.4= 55,17 (MPa) ≤ [ ] = (60 80) (MPa).
= > điều kiện sức bền chốt chưa được đảm bảo.
III.Phương pháp bôi trơn:
- Bôi trơn ổ lăn
+ Do ổ lăn làm việc lâu dài, tốc độ thấp nhiệt độ làm việc < 1500c nên ta bôitrơn bằng
mở .
+ Ta dùng vòng phớt để che kín ổ lăn.
- Bôi trơn hộp giảm tốc:

41. 41
+ Do vân tốc vòng < 12m/s nên ta bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu. Chiều sâu
ngâm dầu từ ( 0,75 2 )h ≥ 10 (mm).Với h là chiều cao chân răng
+ Ta dùng dầu tubin để bôi trơn.