4.3.10. chi tiết máy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ 3 PHƯƠNG ÁN 4
GVHD: ThS. Nguyễn Thị Thúy Nga SVTH: Nguyễn Thanh Nhàn
1
ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP
CHI TIẾT MÁY

2
CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Tính toán sơ bộ và chọn động cơ.
- Xác định công suất xích tải:
kW
V
F
P xt
xt
xt 025
,
9
1000
95
,
0
.
9500
1000
.



- Hiệu suất truyền động xích tải:
x
kn
ol
br
đai 




 .
.
.
. 5
2

= 0,96 . 0,952
. 0,9955
. 1 . 0,93 = 0,78
- Công suất cần thiết:
- Chọn động cơ:











6
,
1
4
,
1
83
,
5
5
,
7
dn
k
dn
mm
ct
đc
T
T
T
T
kW
P
P
- Động cơ được chọn: K180M4
Pđc = 15 KW
nđc = 1450 vòng/phút (tra bảng P1.3)
- Xác định số vòng quay xích tải:
phut
vong
z
p
V
nxt /
57
,
57
9
.
110
95
,
0
.
1000
.
60
.
.
1000
.
60



- Tỉ số truyền của hệ thống:
18
,
25
57
,
57
1450



xt
đc
n
n
u
kW
P
P xt
ct 57
,
11
78
,
0
025
,
9
78
,
0




3
2. Phân phối tỉ số truyền:
Chọn Unh = 3
U = Unh . Uth  39
,
8
3
18
,
25



nh
th
U
U
U













64
,
2
16
,
3
2
,
1
2
,
1
cc
cn
cc
cn
cc
cn
u
u
u
u
u
u
ĐC I II III
Tỉ số truyền Uđ = Unh = 3 Ucn = 3,16 Ucc = 2,64
Số vòng quay nđc= 1450 n1 = 483 n2 = 152,8 n3 = 57,57
Công suất Pct = 11,57 P1 = 11,05 P2 = 10,44 P3=Pxt = 9,025
Moment xoắn T = 75784,29 T1= 218483,4 T2= 652500 T3 = 1497112,2
Với:
tai
n
u
n
n
u
u
n
cn
đ
đc


 3
1
2
1 ,
,
ol
đ
ct
p
p 
 .
.
1 
ol
br
p
p 
 .
.
1
2 
xt
p
p 
3
n
p
T .
10
55
,
9 6


CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
1. Chọn loại đai.
Theo các thông số tinh toán, ta có:
Pct = 11,57 kW; nđc= 1450(vg/ph); Unh = 3.
Theo hình 4.1/59 chọn tiết diện đai b

4
2. Xác định các thông số bộ truyền.
Theo bảng 4.13/59 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 150mm.
bt=14, b=17, h=10,5, yo=4, dieän tích maët caét ngang A=138
mm2
.
Vận tốc đai:
 
s
m
d
n
V đc
/
38
,
11
60000
1450
.
150
.
14
,
3
60000
.
. 1




Theo công thức 4.2 với 002

 , đường kính bánh đai lớn
d2 = Uđ.d1.(1 -  ) = 3 . 150 . (1 - 0,02) = 441 mm
Theo 4.26/67 đường kính tiêu chuẩn d2 = 450mm
Tỉ số truyền thực tế.
06
,
3
)
02
,
0
1
.(
150
450
)
1
.(
1
2






d
d
Ut
Và %
4
%
2
%
100
.
3
3
06
,
3
%
100
. 






U
U
U
U t
Chọn sơ bộ khoảng cách trục (bảng 4.14)
Với U = 3 => mm
d
a
d
a
450
1 2
2




Theo công thức (4.4) chiều dài đai.
a
d
d
d
d
a
l
4
)
(
)
.(
.
5
,
0
2
2
1
2
2
1




 
mm
47
,
1892
450
.
4
)
150
450
(
)
450
150
.(
14
,
3
.
5
,
0
450
.
2
2






Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn: L = 2000mm = 2m
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây theo (4.15/60)
s
l
V
i
10
69
,
5
2
38
,
11




Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L.
Theo (4.6/54),

5
4
)
.
8
( 2
2






a
52
,
1057
)
150
450
.(
5
,
0
2500 


 

150
2
)
150
450
(
2
)
( 1
2






d
d

4
)
150
.
8
52
,
1057
52
,
1057 2
2



 a
a = 506mm
Theo (4.7/54) góc ôm
 
506
150
450
.
57
180
1




0
min
0
1 120
146
506
)
150
450
.(
57
180 




 

3. Xác định số đai Z:
Theo công thức (4.16/60)
  z
u
đ
ct
C
C
C
C
P
K
P
Z
.
.
.
.
.
1
0 

Theo bảng (4.7/54) , 35
,
1

đ
K
Với
0
1 146

 ,
Theo bảng (4.15/61) 92
,
0


C
Với 89
,
0
2240
2000
0


l
l
1

l
C , (bảng 4.16/61)
Theo bảng (4.17/61): U= 3 , 14
,
1

u
C
Theo bảng (4.19/62),   7
,
3
0 
P
Cz = 0,95
23
,
4
95
,
0
14
,
1
1
92
,
0
7
,
3
35
,
1
.
57
,
11






Z
Lấy Z = 5
Chiều rộng bánh raêng.

6
mm
e
t
Z
B 101
5
,
12
.
2
19
).
1
5
(
2
).
1
( 






Đường kính ngoài của bánh đai.
mm
h
d
da 4
,
158
2
,
4
.
2
150
2 0
1 




4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Theo (4.19/63), v
đ
ct
F
Z
C
v
K
P
F 

.
.
.
.
780
0

Trong đó :
2
.V
q
F m
v  Với m
kg
qm 178
,
0

N
Fv 05
,
23
38
,
11
178
,
0 2



N
F 32
,
245
05
,
23
5
.
92
,
0
.
38
,
11
35
,
1
.
05
,
11
.
780
0 


Theo (4.21/64) lực tác dụng lên trục
N
F
N
Z
F
F
r
r
8
,
2235
)
2
146
sin(
.
5
.
32
,
245
.
2
6
,
768
)
2
sin(
.
.
2 1
0





CHƯƠNG III: TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo 2 cấp giống
nhau, ta có:
Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Tên thép Thép 45 (tôi cải thiện) Thép 45 (tôi cải thiện)
Giới hạn bền MPa
b 850
1

 MPa
b 850
2 

Giới hạn chảy MPa
ch 450
1

 MPa
ch 450
2 

Độ rắn HB 241….. 285 HB 180 …… 350
kw
P 05
,
11
1  ; 483
1 
n ; 64
,
2

cc
u
Thời hạn sử dụng 33600 giờ
2. Xác định sơ bộ các ứng suất cho phép:

7
Theo bảng 6.2/94 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB 241…285
70
2
0
lim 
 HB
H
 ; 1
,
1

H
S ; HB
F 8
,
1
0
lim 
 ; 75
,
1

F
S
- Chọn độ rắn bánh nhỏ 245
1 
HB ; độ rắn bánh lớn 230
2 
HB
MPa
HB
H 560
70
245
2
70
2 1
1
0
lim 






MPa
HB
F 441
245
.
8
,
1
8
,
1 1
1
0
lim 



MPa
HB
H 530
70
230
.
2
70
2 2
0
2
lim 





MPa
HB
F 414
230
.
8
,
1
8
,
1 2
0
2
lim 



Theo (6.5/93)
4
,
2
30 HB
HO
N  , do đó.
7
4
,
2
01 10
.
6
,
1
245
.
30 

H
N
7
4
,
2
02 10
.
39
,
1
230
.
30 

H
N
Theo (6.7/93) i
i
i
HE t
n
T
T
C
N 3
max
)
.(
.
.
60 

i
i
i
HE
t
t
T
T
t
u
n
C
N



 .
)
(
.
.
.
.
60 3
max
1
1
1
2
NHE2 = 60.1.152,8.33600.(13.0,615+0,853.0,384)
= 262409385,1 > NHO2
KHL2 = 1
Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1= 1
Như vậy theo (6.1a/93) sơ bộ xác định được.
 
H
HL
H
H
S
K
.
0
lim

 
  MPa
H 509
1
,
1
1
.
560
1



  MPa
H 8
,
481
1
,
1
1
.
530
2



- Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12/95)
     
2
18
,
418
4
,
445
2
2
1 


 H
H
H




8
=495,4Mpa < 1,25  2
H

- Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên
KHL =1 do đó
    MPa
H
H 8
,
481
2
,

 

Theo (6.7): i
i
i
FE T
n
T
T
C
N 6
max
)
(
60 



NFE2 = 60.1.152,8.33600.(16.0,615+0,856.0,384)
=67426510,4 > NFO = 4.106 do đó
KFL2 =1 ; tương tự KFL1= 1
Do đó theo (6.2a/93) với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1, ta được:
  MPa
S
K
K
F
FL
FC
F
F 252
75
,
1
1
.
1
.
441
.
.
0
lim
1
1





  MPa
F 5
,
236
75
,
1
1
.
1
.
414
2



Ứng suất quá tải cho phép:
  MPa
ch
Max
H 1260
450
.
8
,
2
.
8
,
2 2


 

  MPa
ch
Max
F 464
580
.
8
,
0
.
8
,
0 1
1


 

  MPa
ch
Max
F 360
450
.
8
,
0
.
8
,
0 2
2


 

3. Tính toán cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo (6.15a/96)
 
3
1
2
1
1
1
.
.
.
).
1
.(
ba
H
H
w
u
K
T
u
Ka
a





Theo bảng 6.6 chọn 43
;
3
,
0 
 a
ba K

624
,
0
)
1
16
,
3
(
3
,
0
53
,
0
)
1
.(
.
53
,
0 





 u
ba
bd 

Theo bảng 6.7/98, sơ đồ 3, 114
,
1


H
K
T1 = 217134,77 Nmm

9
mm
aw 2
,
181
3
,
0
.
16
,
3
)
4
,
495
(
114
,
1
.
77
,
217134
)
1
16
,
3
(
43 3
2
1 





Lấy mm
aw 181
1 
b. Xác định các thông số ăn khớp.
Theo (6.17)   w
a
m .
02
,
0
01
,
0 

= (0,01  0,02).181 = 1,81  3,62mm
Theo bảng 6.8 chọn modun pháp m = 2,5
Chọn sơ bộ
0
10

 , do đó 9848
,
0


Cos , theo (6.31/103) số
răng bánh nhỏ.
2
,
34
)
1
16
,
3
.(
5
,
2
9848
,
0
.
181
.
2
)
1
.(
cos
.
.
2
1 




u
m
a
Z w 
Lấy Z1= 34
Số răng bánh lớn. 44
,
107
34
.
16
,
3
. 1
2 

 Z
u
Z
Lấy Z2 = 107
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là 147
,
3
34
107


m
U
  9737
,
0
181
2
107
34
5
,
2
.
2
)
.( 2
1







w
a
Z
Z
m
Cos
0
155
,
13


c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo 6.33/105 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc.
 
 
2
1
1
.
.
1
.
.
.
2
.
.
.
w
w
H
H
M
H
d
u
b
u
K
T
Z
Z
Z

 

Theo bảng 6.5/96
2
/
1
274MPa
ZM 
Theo (6.35/105) 

 tg
tg t
b .
cos

Với 495
,
20
9737
,
0
20
cos


















tg
arctg
tg
arctg
tw
t




    218
,
0
155
,
13
.
495
,
20
cos 
 tg
tg b

0
348
,
12

 b


10
Do đó theo (6.34/105)
 
 
 
979
,
2
495
,
20
2
sin
438
,
12
cos
2
2
sin
cos
2





tw
b
H
Z


Ta có: 3
,
54
181
.
3
,
0
. 



 w
ba
w
w
w
ba a
b
a
b


Theo (6.37/105)
  609
,
1
5
,
2
88
,
16
sin
5
,
43
sin











m
bw
Theo (6.38b)

 cos
1
1
2
,
3
88
,
1
2
1



















Z
Z
709
,
1
9737
,
0
107
1
34
1
2
,
3
88
,
1 

















Do đó theo (6.38/105)
764
,
0
709
,
1
1
1






Z
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
   
292
,
87
1
147
,
3
181
2
1
2
1







m
w
w
u
a
d
Theo (6.40/106)
s
m
n
d
v w
/
207
,
2
60000
483
292
,
87
60000
1
1









Với v = 2,207 m/s. Theo bảng 6.13/106 dùng cấp chính xác 9.
Theo bảng 6.14/107 với cấp chính xác 9, nội suy ta được:
13
,
1


H
K
Ta có, 002
,
0

H
 , theo bảng 6.15/107
Theo bảng 6.16/107, g0 = 73
Theo (6.42/107)

11
440
,
2
147
,
3
181
207
,
2
73
002
,
0
0 








u
a
v
g
v w
H
H 
Do đó, theo (6.41/107):
021
,
1
13
.
1
.
144
,
1
.
77
,
217134
.
2
292
,
87
.
3
,
54
.
440
,
2
1
2
1
1
1











 H
H
w
w
H
Hv
K
K
T
d
b
v
K
Theo (6.39/106),
285
,
1
021
,
1
.
13
,
1
.
114
,
1 



 

 H
H
H
H K
K
K
K
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33/105)
  36
,
831
292
,
87
147
,
3
3
,
54
1
147
,
3
285
,
1
77
,
217134
2
764
,
0
.
976
,
2
.
274 2








H

Theo (6.1) với v = 2,207m/s < 5m/s, Zv = 1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp
xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5………1,25 m

Do đó ZR = 0,95; với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo (6.1) và
(6.1a/93)
  7
,
470
1
95
,
0
1
4
,
495 




H

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43/103)
m
d
b
Y
Y
Y
K
T
w
w
F
F
F







1
1
1
1
2 


Theo bảng 6.7/98, 231
,
1


F
K , theo bảng 6.14/107 với v =
2,207<2,5 m/s và cấp chính xác là 9, 37
,
1


F
K
Theo (6.47/109)
60
,
19
16
,
3
181
207
,
2
73
016
,
0
0 








u
a
v
g
v w
F
F 
Trong đó theo 6.15/107: 016
,
0

F
 , theo bảng 6.16/107: 73
0 
g ; theo
6.46/109

12
127
,
1
37
,
1
.
231
,
1
.
77
,
217134
.
2
292
,
87
.
3
,
54
.
60
,
19
1
2
1
1
1











 F
F
w
w
F
Fv
K
K
T
d
b
v
K
Do đó: 9
,
1
127
,
1
37
,
1
231
,
1 





 Fv
F
F
F K
K
K
K 

Với 585
,
0
709
,
1
1
1
709
,
1 








 Y
Với 960
,
0
140
155
,
13
1
,
155
,
13 0



 
 Y
Số răng tương đương
41
9737
,
0
38
cos 3
3
1
1 



Z
ZV
130
9737
,
0
120
cos 3
3
2
2 



Z
ZV
Theo bảng 6.18/109 ta được 6
,
3
,
7
,
3 2
1 
 F
F Y
Y
Với m = 2,5mm, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016
YR = 1 (bánh răng phay) KxF =1 (da < 400mm)
Do đó theo (6.2) và (6.2a/93):
    MPa
K
Y
Y XF
S
R
F
F 5
,
257
1
016
,
1
1
252
1
1 







 

Tương tự tính được   MPa
F 7
,
241
2 

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:
  MPa
F
F 5
,
257
25
,
131
5
,
2
232
,
96
3
,
54
7
,
3
960
,
0
585
,
0
9
,
1
77
,
217134
2
1
1 









 

  MPa
F
F 7
,
241
7
,
127
7
,
3
6
,
3
25
,
131
2
2 



 

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.

13
Theo (6.48/110) với Kqt = 85
.
0
max

T
T
  MPa
K H
qt
H
H 1260
47
,
766
85
.
0
36
,
831 max
max
1 




 


Theo (6.49/110)
  MPa
MPa
K F
qt
F
F 464
5625
,
111
85
,
0
25
,
131 max
1
1
max
1 





 


  MPa
MPa
K F
qt
F
F 360
545
,
108
85
,
0
7
,
127 max
2
2
max
2 





 


g/ Các thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Bánh chủ động Bánh bị động
Khoảng cách trục aw1 = 200 mm
Moodun pháp m = 2,5 mm
Chiều rộng vành răng bw = 60 mm
Tỉ số truyền um = 3.157
Góc nghiên của răng 0
10


Số răng bánh răng Z1 =38 Z2 = 120
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0
Đường kính vòng chia d1 = 96,202 mm d2 = 303,79mm
Đường kính đỉnh răng da1 = 240,5 mm da2 = 308,79 mm
Đường kính đáy răng df1 = 89,952 mm df2 = 297,74mm
4. Tính bộ truyền cấp chậm:
a. xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Tương tự
 
3
2
2
2
1
2
.
.
.
).
1
.(
ba
H
H
a
w
u
K
T
u
K
a





mm
250
4
,
0
.
64
,
2
.
8
,
481
0529
,
1
.
652500
).
1
64
,
2
.(
5
,
49 3
2



Trong đó theo bảng 6.6/97, chọn 4
,
0

ba
 ; với răng thẳng

14
Ka = 49,5; theo (6.16/97)   771
,
0
1
64
,
2
4
,
0
53
,
0 




bd
 , do đó theo
bảng 6.7/98:
529
,
1


H
K (sơ đồ 5); u2 = 2,64
Ta có T2 = 652500 Nmm
Lấy mm
aw 250
2 
b. Xác định các thông số ăn khớp.
m = (0,01..........0,02).aw2 = 2,5..........4,96
Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn modun tiêu
chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng modun ở cấp nhanh m = 2,5
5
,
54
)
1
64
,
2
.(
5
,
2
250
2
)
1
.(
.
2 2
1 





u
m
a
Z w
Lấy Z1 = 54, Z2 = 2,64.54 = 144
Lấy Z2 = 144
Do đó mm
Z
Z
m
aw 5
,
247
2
)
144
54
(
5
,
2
2
)
( 2
1







Lấy aw2 = 250mm
Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 247,5 lên 250
Tính hệ số dịch tâm theo (6.22/100)
1
)
144
54
(
5
,
0
5
,
2
250
)
(
5
,
0 2
1
2








 Z
Z
m
a
Y w
Theo (6.23/100)
024
,
10
144
54
1
1000
100






t
y
Z
Y
K
Theo bảng 6.10°/110 tra được Kx = 0,840
Do đó theo (6.24/100) hệ số giảm đỉnh răng
166
,
0
1000
)
144
54
(
840
,
0
1000






 t
x Z
K
y
Theo (6.25/100) tổng hệ số dịch chỉnh
166
,
1
166
,
0
1 




 y
y
Xt
Theo (6.26/101), hệ số dịch chỉnh bánh 1

15
    355
,
0
)
54
144
(
1
54
144
66
,
1
5
,
0
5
,
0 1
2
1 

















 




t
t
Z
y
Z
Z
X
x
Hệ số dịch chỉnh bánh 2:
x2 = xt - x1 = 1,166 – 0,355 = 0,811
Theo (6.27/101) góc ăn khớp.
0
0
2
533
,
21
9302
,
0
250
2
20
cos
5
,
2
)
54
144
(
2
cos












tw
t
tw
w
a
m
Z
Cos



c. kiểm nghiệm số răng về độ bền tiếp xúc.
Theo (6.33/105)
 
 
2
2
1
.
.
1
.
.
.
2
.
.
.
w
m
w
m
H
H
M
H
d
u
b
u
K
T
Z
Z
Z

 

Theo 6.5/96 3
1
274MPa
ZM 
Theo (6.34/105)    
711
,
1
533
,
21
2
sin
1
2
2
sin
cos
2






tw
b
H
Z


Với bánh răng thẳng, dùng (6.36a/105) để tính 
Z .
    856
,
0
3
798
,
1
4
3
4




 


Z
798
,
1
144
1
54
1
2
,
3
88
,
1
1
1
2
,
3
88
,
1
2
1



































Z
Z


Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
   
mm
u
a
d
m
w
w 36
,
136
1
66
,
2
250
2
1
2 2
1







Theo (6.40/106), vận tốc vòng

16
s
m
n
d
V w
/
088
,
1
60000
8
,
152
36
,
136
14
,
3
60000
2
1








Theo bảng (6.13/106) chọn cấp chính xác là cấp 9, do đó theo
bảng (6.16/107), g0 = 73, theo (6.42/107),
619
,
4
666
,
2
250
088
,
1
73
006
,
0
2
0 








m
w
H
H
u
a
v
g
V 
Trong đó, theo bảng (6.15/107), 006
,
0

H

049
,
1
1
0529
,
1
652500
2
36
,
136
100
619
,
4
1
2
1
1
1
















 H
H
w
w
H
Hv
K
K
T
d
b
V
K
Với
100
250
4
,
0 






w
ba
w
w
w
ba
a
b
a
b


1
,
1
1
049
,
1
529
,
1 





 
 H
Hv
H
H K
K
K
K
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33)
  MPa
H 398
36
,
136
.
66
,
2
100
1
66
,
2
1
,
1
652500
2
856
,
0
711
,
1
274 2










Theo (6.1), với v = 1,088 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học
là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9; khi đó cần gia công độ
nhám m

40
........
10
Rz  , do đó ZR = 0,9; với da < 700mm, KxH = 1 do
đó theo (6.1) và (6.1a/93).
    MPa
K
Z
Z xH
R
v
H
H 6
,
433
1
09
,
1
8
,
418 






 

Như vậy  
H
H 
 
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43/108)

17
m
d
b
Y
Y
Y
K
T
w
w
F
F
F







1
1
1
2
2 


Theo bảng 6.7/98, 0858
,
1


F
K , theo bảng 6.14/107 với v =
1,088<2,5 m/s và cấp chính xác là 9, 37
,
1


F
K
Theo (6.47/109)
469
,
8
66
,
2
250
088
,
1
73
011
,
0
0 








u
a
v
g
v w
F
F 
Trong đó theo 6.15/107: 011
,
0

F
 , theo bảng 6.16/107: 73
0 
g ; theo
6.46/109
064
,
1
37
,
1
.
0858
,
1
.
652500
.
2
36
,
136
.
100
.
469
,
8
1
2
1
2
1











 F
F
w
w
F
Fv
K
K
T
d
b
v
K
Do đó: 582
,
1
064
,
1
.
37
,
1
.
0858
,
1 



 Fv
F
F
F K
K
K
K 

Với 556
,
0
798
,
1
1
1
798
,
1 








 Y
Với 974
,
0
140
63
,
3
1
,
63
,
3 0



 
 Y
Số răng tương đương
54
997
,
0
54
cos 3
3
1
1 



Z
ZV
145
997
,
0
144
cos 3
3
2
2 



Z
ZV
Theo bảng 6.18/109 ta được 47
,
3
,
52
,
3
,
3 2
1 
 F
F Y
Y
Với m = 2,5mm, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016
YR = 1 (bánh răng phay) KxF =1 (da < 400mm)
Do đó theo (6.2) và (6.2a/93):

18
    MPa
K
Y
Y XF
S
R
F
F 5
,
257
1
016
,
1
1
252
1
1 







 

Tương tự tính được   MPa
F 7
,
241
2 

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:
  MPa
F
F 5
,
257
03
,
107
5
,
2
36
,
136
100
52
,
3
974
,
0
556
,
0
582
,
1
652500
2
1
1 









 

  MPa
F
F 7
,
241
5
,
105
52
,
3
47
,
3
03
,
107
2
2 



 

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Theo (6.48/110) với Kqt = 85
.
0
max

T
T
  MPa
K H
qt
H
H 1260
47
,
766
85
.
0
36
,
831 max
max
1 




 


Theo (6.49/110)
  MPa
MPa
K F
qt
F
F 464
97
,
90
85
,
0
03
,
107 max
1
1
max
1 





 


  MPa
MPa
K F
qt
F
F 360
29
,
89
85
,
0
5
,
105 max
2
2
max
2 





 


d. Các thông số và kích thướt bộ truyền
Thông số Bánh chủ động Bánh bị động
Khoảng cách trục aw2 = 250mm
Modun m = 2,5mm
Chiều rộng vành răng bw = 100mm
Tỉ số truyền u = 2,66
Góc nghiêng răng 0


Số răng bánh răng Z1 = 54 Z2 = 144
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,355 x2 = 0,811
Đường kính chia d1 = 135mm d2 = 360mm
Đường kính đỉnh răng da1 = 140,95mm da2 = 368,22 mm
Đường kính đáy răng df1 =130,52 mm df2 = 357,8 mm

19
CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
I. Thiết kế trục
➣Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là moment xoắn và các lực
tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng đai, lực căng
xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di
động.
1. Chọn vật liệu chế tạo
Thép 45 toi cải thiện , có MPa
b 800

 , ứng suất xoắn cho
phép   MPa
30
..
..........
15

 .
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
 
3
2
,
0 

 k
k
T
d
a. Trục 1
Với T1 = 218484 Nmm,   MPa
20
1 

mm
T
d
3
,
67
20
2
,
0
218484
20
2
,
0
3
3
1
1





Chọn d1 = 70mm
b. Trục 2
T2 = 652500 Nmm,
  MPa
25


mm
T
d
7
,
50
25
2
,
0
652500
24
2
,
0
3
3
2
2





Chọn d2 = 55 mm
c. Trục 3

20
T3 = 1497112 Nmm,   MPa
30


mm
T
d
9
,
62
30
2
,
0
1497112
30
2
,
0
3
3
3
3





Chọn d3 = 65 mm
• Từ các đường kính sơ bộ ta tính được gần đúng đường kính ổ lăn
bảng 10.2/189.
d1 = 70mm => b1 = 35mm
d2 = 55 mm => b2 = 29 mm
d3 = 65 mm => b3 = 33 mm
• Chiều dài mayơ của các bánh răng trụ
Trục 1: lm1 = 1,4 . 70 = 98 mm
Trục 2: lm2 = 1,4 . 55 = 77 mm
Trục 3: lm3 = 1,4 . 65 = 91 mm
• Trị số của các khoảng cách k1, k2, k3 và hn. Từ bảng 10.3/189, ta
chọn:
➣ k1 = 12: là khoảng cách từ chi tiết quay đến thành trong của hộp
giảm tốc hoặc khoảng cách giửa các chi tiết quay.
➣ k2 = 10: là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
➣ k3 = 15: là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
➣ hn = 18: là chiều cao nắp ỏ và đầu bulông.
3. Xác định các kích thước sơ bộ trên các trục và giữa các ổ lăn.
Trục 2: l22 = 0,5. (b0 + lm22) + k1 + k2
= 0,5. (29 + 77) + 12 + 10
= 75 mm
l23 = l22 + (lm22 + lm23). 0,5 + k1
= 75 + (77+77). 0,5 + 12
= 164 mm
L21 = l23 + (lm23 + b0). 0,5 + k1 + k2
= 164 + (77+29). 0,5 + 12 +10 = 239 mm

21
Trục 1: l12 = l23 = 164 mm
l11 = l21 = 239 mm
Lc1 = 0,5.(lm1 + b0) + k3 + hn
= 0,5.(98 + 35) +15 + 18
= 99,5 mm
Trục 3: l32 = l22 = 75 mm
l31 = l11 = l21 = 239 mm
lc3 = 0,5.lm3 + k3+ 0,5b3 + hn
= 0,5.91+15+18+0,5.33
= 95 mm
4. Xác định điểm đặt trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác
dụng lên trục.
a. Thiết kế trục 1
• Lực từ bộ truyền đai
Góc của dây đai hợp với phương x
0
20


• Lực do đai tác dụng lên trục 4.21/64:
Fr = )
2
(
.
.
.
2 1
0

Sin
Z
F =2235,8 N
Suy ra:
N
F
F
N
F
F
r
dy
r
dx
6
,
764
20
sin
.
8
,
2235
sin
9
,
2100
20
cos
8
,
2235
cos
0
0











• Lực từ bánh răng tác dụng lên trục I 10.5/186.
12
12
12
12
12
12 t
x F
cb
cq
r
r
F 



Với lực vòng:
N
d
T
F
w
t 8
,
5005
29
,
87
218483
2
2
1
1
12 



➣ cq12 = 1 do bánh 1 quay ngược chiều kim đồng hồ
➣ cb12 = 1 do bánh 1 là bánh chủ động.

22
➣ hr = -1 do bánh răng 1 là bánh răng trái
=> Fx12 = 1 . 1 . 1 . 5005,8 = 5005,8 N


cos
12
12
12
12
12
tw
t
y
tg
F
r
r
F 



N
tg
2
,
2266
)
155
,
13
cos(
)
79
,
23
(
8
,
5005
1







tg
F
h
cb
cq
F t
r
z 



 12
12
12
12
12
 
N
tg
9
,
1169
)
155
,
13
(
.
8
,
5005
1
1
1







Tính phản lực tại các gối đỡ.
d1=96 mm, d2=304 mm
N
R
R
F
F
m
x
B
Bx
rx
x
y
A
5
,
6410
239
5
,
338
.
9
,
2100
164
8
,
5005
0
239
5
,
338
.
164
.
0 12













N
R
F
F
F
m
By
z
ry
y
x
A
237
239
48
.
9
,
1169
5
,
338
.
6
,
764
164
.
2
,
2266
0
48
.
5
,
338
.
164
.
0 12
12













N
R
F
F
R
R
R
F
F
x
Bx
rx
x
Ax
Bx
A
rx
x x
2
,
696
5
,
6410
9
,
2100
8
,
5005
0
0
12
12
















23
N
R
R
F
R
F
y
y
A
Ay
Y
By
ry
6
,
1029
2
,
2266
472
6
,
764
0
0 12













Tính đường kính ngỗng trục tại các tiết diện.
Tại A:
2
1
2
2
75
,
0 T
M
M
M y
x A
A
A 



= 0
 
0
1
,
0
3 




td
A
M
d
Chọn dA = 0
Tại B:

24
2
1
2
2
75
,
0 T
M
M
M By
Bx
B 



2
2
2
2
285697
218483
75
,
0
55
,
200084
7
,
76077 Nmm





Chọn dB = 35mm
Tại bánh răng 1-2:
2
2
2
2
2
1
2
2
1
2
2
1
2
1
5
,
315383
218483
75
,
0
114176
6
,
225009
75
,
0
Nmm
T
My
Mx
M








 


 
mm
M
d đ
84
,
36
63
1
,
0
5
,
315383
1
,
0
3
3
2
1 




 

Chọn d1-2 = 40mm
Tại bánh đai:
2
2
2
1
2
2
189212
218483
75
,
0
75
,
0
Nmm
T
M
M
M rx
ry
đ







 
mm
M
d đ
đ 5
,
27
90
1
,
0
189212
1
,
0
3
3 






Chọn dđ = 30mm
b. thiết kế trục 2
N
F
F
N
F
F
N
F
F
z
z
y
y
x
x
9
,
1169
2
,
2266
8
,
5005
12
23
12
23
12
23






 
mm
M
d td
B 66
,
35
63
1
,
0
285697
1
,
0
3
3 







25
N
d
T
F
F
cb
cq
r
r
F
w
t
t
x
9570
36
,
136
652500
2
2
2
2
22
22
22
22
22
22
22








Cq22 = -1: do bánh răng quay cùng chiều kim đồng hồ
Cb22 = 1: do bánh 1 là bánh chủ động.
=> Fx22 = 1 .(-1) . 1 . 9570 = - 9570N


cos
22
22
22
22
22
tw
t
y
tg
F
r
r
F 



0
0
22
63
,
3
31
,
20



tw
N
tg
Fy 3548
)
63
,
3
cos(
)
31
,
20
(
9570
1
22 





N
R
F
R
F
F
m
Fy
Z
Fy
y
y
x
E
7
,
1185
239
75
.
3548
152
.
9
,
1169
164
.
2
,
2266
0
152
.
239
.
164
75
0 23
23
22














N
R
F
F
R
R
F
F
R
y
Fy
y
y
Ey
Fy
y
y
Ey
5
,
2467
3548
7
,
1185
2
,
2266
0
0
22
23
23
22

















26
N
R
R
F
F
m
Fx
Fx
x
x
y
E
6438
239
164
.
8
,
5005
75
.
9570
0
239
164
75
0 23
22













N
R
F
F
R
R
F
F
R
Fx
Fx
x
x
Ex
Fx
x
x
Ex
8
,
8137
6438
8
,
5005
9570
0
0
23
22
23
22
















27
Tại E: ME = 0 => dE = 0
Tại bánh răng 2-2
Nmm
T
M
M
M Y
X
8
,
852099
652500
.
75
,
0
610335
5
,
185062
75
,
0
2
2
2
2
2
2
22
2
22
2
2









 
mm
M
d 33
,
51
63
1
,
0
8
,
852099
1
,
0
3
3
2
2
2
2 



 


Chọn d2-2 = 55 mm
Tại bánh răng 2-3
Nmm
T
M
M
M X
3
,
748578
652500
.
75
,
0
482850
5
,
88927
75
,
0
2
2
2
2
2
23
2
23
3
2









 
mm
M
d 1
,
49
63
1
,
0
3
,
748578
1
,
0
3
3
3
2
3
2 



 


Chọn d2-3 = 50 mm
Tại F:
MF = 0 => dF = 0
c. Thiết kế trục 3
N
F
F
N
F
F
y
y
x
x
3548
9570
22
32
22
32




N
R
F
R
m
Hy
Y
Hy
x
G
4
,
1113
239
75
.
3548
0
75
239
.
0 32










28
N
F
R
R
R
F
R
y
Y
Hy
Gy
Hy
y
Gy
6
,
2434
3584
4
,
1113
0
0
32
32













N
F
R
R
F
m
x
Hx
Hx
x
y
G
3003
239
75
.
9570
239
75
.
0
239
.
75
.
0
32
32










N
R
F
R
R
R
F
x
Hx
x
Gx
Hx
Gx
x
6567
3003
9570
0
0
32
32













29

30
Tại G:
Nmm
T
M
M
M Gy
Gx
G
1296537
1497112
75
,
0
75
,
0
2
2
3
2
2







 
mm
M
d G
G 59
63
1
,
0
1296537
1
,
0
3
3 





Chọn dE = 60 mm
Tại bánh răng 3-2:
Nmm
T
M
M
M Y
X
1398903
1497112
75
,
0
492525
182595
75
,
0
2
2
2
2
3
2
32
2
32
2
3










 
mm
M
d 55
,
60
63
1
,
0
1398903
1
,
0
3
3
2
3
2
3 



 


Chọn d3-2 = 65 mm
Tại F:
MF = 0 => dF = 0
Tại khớp nối: Ta chọn dkn = 60mm
5. Tính chiều dài mayơ ở bánh đai và bánh răng trụ.
➢Trục 1:
Tại bánh răng 1-2: d12 = 40mm => lm12 = 1,4 . 40 = 56mm
Tại bánh đai: dđ = 30mm => lmđ = 1,5 . 30 = 45mm
➢Trục 2:
➢Trục 3:
Tại khớp nối có trục đàn hồi:
dkn = 60mm => lmkn = 1,4 . 60 = 84mm

31
II. Tính toán chọn then
Ta chọn then bằng theo TCVN cho tất cả các mối ghép then.
Chọn tiết diện, rảnh then, chiều dài then theo TCVN 2261-77.( tra bảng
9.1a/173)
Điều kiện bền dập trên 2 mặt của then khi làm việc được tính theo
công thức(9.1/173)
 
 
d
t
d
t
h
l
d
T

 




1
2
Điều kiện bền cắt của then:(9.2/173)
 
c
t
c
b
l
d
T

 



2
Mayơ làm bằng thép, mối ghép chịu tải trọng va đập nhẹ, ta chọn
  MPa
d 100

 .(9.15/178)
Ta không cần kiểm nghiệm theo độ bền cắt vì điều kiện này được
thỏa mãn khi chọn tiết diện then theo tiêu chuẩn.
1. Tính cho trục 1.
Moment xoắn cần truyền: T1 = 218483 Nmm
Lắp 1 then
Vị trí d (mm) b x h (mm) t1 (mm) lt (mm)  MPa
d

d12 40 12 x 8 5 50  
d


8
,
72
dđ 30 8 x 7 4 50  
d


1
,
97
Vậy các then trên trục 1 đều đảm bảo đủ bền khi tăng chiều dài mayo
lmđ = 55 mm
2. Tính cho trục 2.
Lắp 1 then
d

d22 55 16 x 10 6 70  
d


7
,
84
d23 50 14 x 9 5,5 63  
d


3
,
75
Vậy các then trên trục 2 đảm bảo đủ bền
Tính cho trục 3.

32
Ta lắp 2 then lệch nhau 180 0
mỗi then chịu 0,75.T3 =1122834 Nmm
d

d32 65 18 x 11 7 90  
d


96
,
95
dkn 60 18 x 11 7 100  
d


5
,
93
Ta cần tăng lm32 = 95mm
Lđh = 105mm
Vậy các then trên trục 3 đều đảm bảo đủ bền
4. kiểm nghiệm độ bền trục.
Hệ số an toàn của trục được tính theo công thức. (10.18/358)
 
S
S
S
S
S
S
r




2
2



Trong đó 
 S
S , lần lượt là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng
suất uốn và ứng suất xoắn ,được tính theo công thức:
m
a
K
S














 1
(10.19/358)
m
a
K
S














 1
(10.20/358)
1

 : giới hạn mỏi uốn của vật liệu (10.21/358)
 
  2
1
360
800
5
,
0
4
,
0
5
,
0
4
,
0
Nmm
b







 

1

 : giới hạn mỏi xoắn của vật liệu. (10.21/358)
    2
1 200
800
25
,
0
22
,
0
25
,
0
22
,
0 Nmm
b 






 

Với b
 là giới hạn bền của vật liệu
a
 : biên độ ứng suất uốn. Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo
chu kỳ đôi xứng. (10.22/358)
0
;
max 

 m
a
W
M



Với W là moment cản uốn.

33
:
a
 biên độ ứng suất xoắn.
Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch
động:
0
max
.
2
2 W
T
m
a 




 (10.23/358)
Với W0 là moment cản xoắn.
➣ Trục có 1 then: (bảng 10.6/196)
 
 
j
j
j
j
j
j
j
j
d
t
d
t
b
d
W
d
t
d
t
b
d
W














2
32
2
16
2
1
1
3
2
1
1
3
0


➣ Trục có 2 then: (bảng 10.6/196)
 
 
j
j
j
j
j
j
j
j
d
t
d
t
b
d
W
d
t
d
t
b
d
W
2
1
1
3
2
1
1
3
0
32
16














➣ Trục không có then: (bảng 10.6/196)
32
16
3
3
0
j
j
j
j
d
W
d
W







 =0,1 ( hệ số ứng suất)

 =0,1 hệ số sức bền mỏi (bảng 10.7/197)
 = 1
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến
giới hạn mỏi: 
 , 
 tra bảng (10.12/199)
Hệ số tập trung ứng suất thực,chọn:

34

K =2,01

K = 1,8
Bảng tổng hợp kết quả:
Thông số Trục 1 Trục 2 Trục 3
Mặt cắt ngang nguy hiểm
nhất
Tại ổ đỡ B Tại bánh răng
2-2
Tại bánh răng
3-2
T (Nmm) 218483 652500 1497112
)
(
2
2
Nmm
M
M
M y
x 
 214059,9 637774,9 525282,5
W (Nmm) 2290 14238 20440

 0,88 0,79 0,76

 0,81 0,75 0,8
W0 (Nmm) 4941 30572 47402
)
(MPa
a
 93,4 44,79 25,69
)
(MPa
m
a 
  22,1 10,67 15,79

S 1,68 3,16 5,29

S 3,81 7,33 5,27
S 1,53 2,9 3,73
CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN
1. Tính ổ cho trục I
Các lực tác dụng lên trục I
Phản lực tại các gối đỡ: RAx = 696,2 N; RAy = 1029,6 N
RBx = 6410,5 N; RBy = 237 N
Lực dọc trục: Fa1 = FZ12 = 1169,9 N
Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ A:
N
R
R
R Ay
Ax
A 8
,
1242
6
,
1029
2
,
696 2
2
2
2





Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ B:

35
N
R
R
R By
Bx
B 8
,
6414
237
5
,
6410 2
2
2
2





Xét tỉ số: 941
,
0
8
,
1242
9
,
1169


A
a
R
F
Ta thấy: 3
,
0
941
,
0
5
,
1 


A
a
R
F
Do vậy ta chọn ổ cho trục I là ổ bi đỡ chặn, để thuận tiện cho việc
lắp ráp và sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục I cùng loại ổ bi.,tra bảng phụ
lục 212/263
Với d = 35 mm. cấp chính xác 0 và cỡ nặng hẹp, ta chọn theo tiêu
chuẩn GOST 831-75 :
Ký hiệu ổ: 66407
C = 45400 N
C0 = 33700 N
0
12


a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Khả năng tải của ổ được tính theo công thức:
C
L
Q
C m
d 


Q: tải trọng động quy ước.
L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.
m: bậc đường cong mỏi.
Với ổ bi: m = 3
Mặt khác Lh là thời gian tuổi thọ của ổ bi, tính bằng thời gian
phục vụ của hộp giảm tốc: Lh = 300.7.16 = 33600 giờ
Số vòng quay n = 483 vòng/phút
n
L
Lh



60
106
728
,
973
10
483
60
33600
10
60
6
6








n
L
L h
(triệu vòng)
Q = (X.V.Fr + Y.Fat).Kt.Kd
(11.3/214)
Trong đó: X: hệ số tải trọng hướng tâm
Y: hệ số tải trọng dọc trục
V: hệ số kể đến vòng nào quay.

36
Với ổ vòng trong quay: V = 1
Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ
Do nhiệt của hộp t < 1000C nên Kt = 1
:
d
K hệ số kể đến đặc tính của tải trọng tra bảng 11.3/215.
1

d
K (tải trọng va đập nhẹ không đáng kể)
Fa, Fr: tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán
Để xác định Fa,Fr ta dựa vào sơ đồ sau:
Từ sơ đồ: A
B
Z
a S
S
F
F 


 12
Trong đó SB = e. RB; mà RB = 6414,8N
SA = e. RA; mà RA = 1242,8N
Với ổ bi đỡ chặn ta xét ti số:
0
C
Rr
ta có.
42
,
0
19
,
0
33700
8
,
6414
0



 sb
B
B
e
C
R
Tương tự.
Tính: SB = 0,42 . 6414,8 = 2694,216 N
SA = 0,3 . 1242,8 = 372,84 N
Theo (11.5) trang 218.
FaA = SB – Fa1 = 2694,216 – 1169,9=1524,31 N
FaB = 2694,216 N
Vậy ta tính với giá trị: FaB = 2694,216 N
3
,
0
03
,
0
33700
8
,
1242
0



 sb
A
A
e
C
R

37
* xét tỉ số
0
C
F
i a

để tìm ecx , trong bảng 11.4/215
Với i là dãy số con lăn trong ổ bi: i = 1
C0 là khả năng tải tỉnh của ổ C0 = 33700 N
079
,
0
33700
216
,
2694
1
0




C
F
i a
chọn e = 0,37
* Lập tỉ số
r
a
F
V
F

1
để so sánh với ecx từ đó rút ra X,Y trong bảng
11.4/215.
37
,
0
42
,
0
8
,
6414
.
1
216
,
2694
1





Cx
rB
a
e
R
V
F
=> XB = 0,45; Y B = 1,46
37
,
0
176
,
2
8
,
1242
.
1
216
,
2694
1





Cx
rA
a
e
R
V
F
=> X = 0,45; Y = 1,46
Thay các giá tri vào
QB = (0,45.1.6414,8 + 1,46.2694,216).1.1 = 6820,22 N
QA = (0,45.1.1242,8 + 1,46.2694,216).1.1 = 4492,82 N
QB > QA => nên chỉ cần kiểm nghiệm ổ B vì ổ này chịu tải lớn hơn
N
C
N
45400
C
24
,
63581
973,728
6414,8
C
C
d
3
d
dB






=> vậy ổ bi đỡ chặn trên trục I chưa thỏa mãn khả năng tải động.
Để đảm bảo tuổi thọ cho ổ lăn cũng như khả năng tải động của ổ ta chia
thời gian làm việc của ổ cho 2:
16800
2
33600
2
'


 h
h
L
L ( giờ)
Số vòng quay của ổ
864
,
486
10
483
60
16800
10
60
6
6
'
'








n
L
L
h
(triệu vòng)
Ta tính lại Cd :

38
N
C
N
45400
C
43458
486,864
6414,8
C
C
d
3
d
dB






Vậy ổ bi trên trục 1 thòa mãn khả năng tải động .
Tính lại tuổi thọ của ổ bi:
1
,
10178
)
22
,
6820
45400
(
)
( 3


 m
h
Q
C
L (giờ)
b. kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.
Để tránh biến dạng dư, hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn
cần phải thỏa mãn điều kiện: 0
0 C
Q  (11.18/221)
C0: khả năng tải tỉnh của ổ.
Q0: tải trọng tĩnh quy ước.
Đối với ổ bi đỡ chặn: Q0 = X0.Fr + Y0.Fa
Trong đó X0, Y0: hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc
trục.
Theo bảng 11.6/221 : X0 = 0,5; Y0 = 0,47
=> Q0 = 0,5. 6414,8 + 0,47. 2694,216 = 4473,68 N
Ta thấy: Q0 < C0=33700N
Như vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh.
2. Tính ổ cho trục II.
Các lực tác dụng lên trục II:
Phản lực tại gối đỡ: REx = 8137,8N; REy = 2467,5N
RFx = 6438N; RFy = 1185,7N
Lực dọc trục Fa2 = FZ23 = 1169,9 N
Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ E:
N
R
R
R Ey
Ex
E 6
,
8503
5
,
2467
8
,
8137 2
2
2
2





Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ F:
N
R
R
R Fy
Fx
F 2
,
6546
7
,
1185
6438 2
2
2
2





Ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục II, để thuận tiện cho việc lắp ráp và
sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục II cùng loại ổ bi.
Với d = 50 mm. cấp chính xác 0 và cỡ trung hẹp, ta chọn:
Ký hiệu ổ: 4310; C = 56300 N; C0 = 44800 N;
0
12


a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

39
C
L
Q
C m
d 


Với ổ bi: m = 3
Mặt khác Lh là thời gian tuổi thọ của ổ bi tính bằng thời gian phục
vụ của hộp giảm tốc: Lh = 300.7.16 = 33600 (giờ)
Số vòng quay n = 1528 vòng/phút
Gọi Lh là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ: n
L
Lh



60
106
)
(
04
,
308
10
1528
60
33600
10
60
6
6
trieuvong
n
L
L h








Trong đó: X: hệ số tải trọng hướng tâm
:
d
K hệ số kể đến đặc tính của tải trọng. 1

d
K (theo
11.3/215 tải trọng va đập nhẹ không đáng kể)

40
Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ
Từ sơ đồ: F
E
Z
a S
S
F
F 


 23
Trong đó SC = e. RE; mà RE = 8503,6 N
SD = e. RF; mà RF = 6546,2 N
Với ổ bi đỡ chặn ta xét tỉ số
0
C
Rr
:
48
,
0
189
,
0
44800
6
,
8503
0



 sb
E
E
e
C
R
Tương tự.
45
,
0
146
,
0
44800
2
,
6546
0



 sb
F
F
e
C
R
( dựa vào đồ thị xác định e trang 394 )
Tính: SE = 0,48 . 8503,6= 4081,728 N
SF = 0,45 . 6546,2 = 2945,79 N
Suy ra:
FaF = - 1169,9 + 4081,728 = 2911,728 N
FaE = 4081,728 N
Vậy ta tính với giá trị: FaE = 4081,728 N
* xét tỉ số
0
C
F
i a

để tìm ecx trong bảng 11.4/215
Với i là dãy số con lăn trong ổ bi: i = 1
C0 là khả năng tải tỉnh của ổ C0 = 44800 N
09
,
0
44800
728
,
4081
1
0




C
F
i a
chọn e = 0,41
Lập tỉ số
r
a
F
V
F
 để so sánh với ecx từ đó rút ra X,Y .
41
,
0
48
,
0
6
,
8503
.
1
728
,
4081





Cx
rE
a
e
F
V
F
=> XE = 0,45; YE = 1,34
41
,
0
62
,
0
2
,
6546
728
,
4081





Cx
rF
a
e
F
V
F
=> XF = 0,45; YF = 1,34

41
Thay các giá tri vào
QE = (0,45.1.8503,6 + 1,34.4081,728).1.1 = 9296 N
QF = (0,45.1.6546,2 + 1,34. 4081,728).1.1 = 8415,3 N
QE > QF =>Do đó chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ E vì ổ này chịu tải lớn
N
C
N 56300
3
,
68949
308,04
9296
C
C 3
d
dE 





Vậy ổ bi đỡ chặn trên trục 2 chưa đảm bảo khả năng tải động.
Để đảm bảo tuổi thọ cho ổ lăn cũng như khả năng tải động của ổ ta tăng
cỡ ổ từ trung hẹp lên nặng hẹp :
KH : 66410
C=77600 N
C0 =61200 N
Tiến hành kiểm nghiệm như trên ta thấy ổ bi đỡ chặn trên trục II thỏa
mãn yêu cầu khả năng tải động.
b. kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn
0 C
Q 
Đối với ổ bi đỡ chặn: Q0 = X0.Fr + Y0.Fa
trục.
Theo bảng (11.6/221): X0 = 0,5; Y0 = 0,47
=> Q0 = 0,5. 8503,6 + 0,47.4081,728 = 6170,2 N
Ta thấy: Q0 < C0=61200N
Như vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.
3. Tính ổ cho trục III.
Các lực tác dụng lên trục III:
Phản lực tại gối đỡ: RGx =6577 N; RGy = 2434,6 N
RHx = 3003 N; RHy = 1113,4 N
Lực dọc trục Fa3 = 0 N
Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ G:
N
R
R
R Gy
Gx
G 76
,
7003
6
,
2434
567
6 2
2
2
2





Tổng phản lực tác dụng tại gối đỡ H:

42
N
R
R
R Hy
Hx
F 75
,
3202
4
,
1113
3003 2
2
2
2





Do không có lực dọc trục nên ta chọn ổ cho trục III là ổ bi đỡ, để
thuận tiện cho việc lắp ráp và sửa chữa, ta chọn 2 ổ trên trục III cùng
loại ổ bi.Tra bảng phụ lục 27/254:
Với d = 60 mm. cấp chính xác 0 và cỡ nặng hẹp, ta chọn:
Ký hiệu ổ: 412
C = 85600 N
C0 = 71400 N
b. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
C
L
Q
C m
d 


Với ổ bi: m = 3
Mặt khác Lh là thời gian tuổi thọ của ổ bi tính bằng thời gian phục vụ
của hộp giảm tốc:
Lh = 300.7.16 = 33600 (giờ)
Số vòng quay n = 57,57 vòng/phút
Gọi Lh là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ:
n
L
Lh



60
106
)
(
06
,
116
10
57
,
57
60
33600
10
60
6
6
trieuvong
n
L
L h








Trong đó:
X: hệ số tải trọng hướng tâm

43
:
d
K hệ số kể đến đặc tính của tải trọng. 1

d
K (tải trọng va
đập nhẹ không đáng kể)
Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác dụng lên ổ
Từ sơ đồ: 0

 a
F
Trong đó RG = 7003,76 N
RH = 3200,75 N
Do Fa = 0, nên X = 1; Y = 0
Thay các giá tri vào, ta được:
QG = (1.1.7003,76).1.1 = 7003,76 N
QH = (1.1.3202,75 ).1.1= 3202,75 N
QG > QH => Do đó chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ g vì ổ này chịu tải lớn.
N
C
N 85600
2
,
34163
116,06
7003,76
C
C 3
d
dG 





=> Ổ bi đỡ trên trục III thỏa mãn khả năng tải động.
b. Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh.
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, thì ổ được chọn
0 C
Q 
Đối với ổ bi đỡ: Q0 = X0.Fr + Y0.Fa
trục.
Theo bảng (11.6/221):
X0 = 0,5
Y0 = 0,47

44
=> Q0 = 0,5. 7003,76 = 3501,88 N
Ta thấy: Q0 < C0=71400 N
Như vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.
Bảng thông số các ổ lăn đã chọn:
Stt Ký hiệu d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) r1(mm) C(kN) C0(kN)
1 66407 35 100 25 2,5 1,2 45,4 33,7
2 66410 50 130 31 3 2 77,6 61,2
3 412 60 150 35 3,5 85,6 71,4
CHƯƠNG VI: TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP
VÀ BÔI TRƠN
I. TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP.
Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.
Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32.
Chọn bề mắt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Các kích thước cơ bản là :
1. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc.
Các kích thướt cơ bản được trình bày ở bảng sau:
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày: Thân hộp, 
Nắp hộp, 1
 mm
s
m
a
1
,
8
9
.
9
,
0
9
,
0
/
6
9
3
200
03
,
0
3
03
,
0
1 














(a: là
khoảng cách tâm)
Gân tăng cứng: Chiều dày, e
Chiều cao, h
Độ dốc
  9
2
,
7
1
8
,
0 


 
e ,chọn e = 9 mm
mm
h 45
5 

 
Khoảng 20
Đường kính:
Bulông nền, d1
Bulông cạnh ổ, d2
Bulông ghép bíchnắp và thân, d3
Vít ghép lắp ổ, d4
Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d5
d1 = 0,04.a + 10 = 0,04 . 200 + 10=18mm
=>d1=18 mm >12mm
d2 = (0,7  0,8).d1 = 14 mm
d3 = (0,8  0,9).d2; chọn d3 = 12 mm
d4 = (0,6  0,7).d2; chọn d4 = 9 mm
d5 = (0,5  0,6).d2; chọn d5 = 8 mm

45
Mặt bíchghép nắp và thân:
Chiều dày bíchthân hộp, S3
Chiều dày bíchnắp hộp, S4
Bề rộng bíchnắp hộp, k3
S3 =(1,4 1,5).d3; chọn S3 = 18 mm
S4 =(0,9 1).S3; chọn S4 = 17 mm
K3 = K2 – (3 5)mm = 47- 4 = 43 mm
Kích thướt gối trục:
Đường kính ngoài và tâm lổ vít, D3,D2
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2
Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C ( k là
khoảng cách từ tâm bulông đến mép
lổ)
Chiều cao h
Xác định theo kích thước nắp ổ hoặc tra b18.2/88
K2 =E2+R2+(3 5)mm=22,4+19,6+=45mm
E2 = 1,6.d2 = 1,6 . 14 = 22,4 mm
R2 = 1,3.d2 = 1,3 . 14 = 19,6 mm
mm
D
C 70
2
140
2
3



D3 = D + 4,4.d4 = 100 + 4,4 . 9 =108 mm
h: phụ thuộc vào lổ bulông và kích thước mặt
tựa định theo kết cấu
Mặt đế hộp:
Chiều dày: khi không có phần lồi S1
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
S1 = (1,3 1,5)d1 = 27mm
K1 = 3.d1 = 54 mm,
q = K1 + 2 =72 mm
Khe hở giửa các chi tiết:
Giữa bánh răng và thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
 
 
mm
mm
mm
9
45
5
3
10
2
,
1
1
2
1
1


















Số lượng bulông nền Z   5
,
4
200
900
300
200





B
L
Z
Chọn Z = 6
2. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp
a. Vòng móc (tay nâng):
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, lắp ghép…)
trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Kích
thước bulông vòng có thể được xác định như sau:
Chiều dài vòng móc:     27
18
9
3
2
3
2 





 
S
Chọn S = 20 mm
Đường kính   36
27
4
3 


 
d
Chọn d = 30 mm
b. Chốt định vị.

46
l
Cx45°
d
d
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm
các trục. Lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia
công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân, trước và
sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. Nhờ có
chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng
vòng ngoài của ổ. Chọn chốt định vị hình côn, kích thước tra bảng 18-
4a (tr.90) với:
D = 8mm, c = 1,2 mm, l =( 16  160)mm
c. Cửa thăm.
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và
để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy
bằng nắp. Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi. Chọn kích thước cửa
thăm theo bảng 18-5 (tr.92)
A B A1 B1 C K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 87 12 M8 x 22 4
d. Nút thông hơi:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa
không khí bên trong và bên ngoài hộp. Người ta dùng nút thông hơi.
K
B
A
A
C B
R

47
L
m
D
d
b
S
D
ØG
N
C
D
E
O
P
R
M
L
I
ØA
R
B
ØA
ØQ
H
K
6 lô
Ø3
Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất
của nắp hộp.
Tra bảng trang 18-6 (tr.93) chọn:
A B D E G H I K L M N O P Q R S
M27 x 2 15 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
e. Nút tháo dầu:
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị dẩn
( do bụi bậm và hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu
mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có nút tháo dầu. Ta chọn nút tháo dầu
trụ có kết cấu và kích thước như sau:
Tra bảng 18-7 (tr.93)
d b m f L c q D S D0
M20 x 2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

48
Ø18
Ø12
6
30
L
3
1x45°
6
Ø5
3
1x45°
3
f. Que thăm dầu:
Có kích thước như hình:
g. Vòng chắn dầu:
Vòng gồm 3 rảnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600. Khoảng
cách giữa các đỉnh là 3mm. Vòng cách mép trong thành hộp khoảng
(0,51)mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4mm.
II. BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC.
Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng ¼ bán kính của bánh răng cấp
chậm.
➢Bôi trơn hộp giảm tốc: để giảm bớt mất mát công suất vì ma
sát, giảm mài mòn bánh răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các
chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp
giảm tốc. Vì vận tốc vòng V < 12 m/s =>ta chọn phương pháp bôi trơn
ngâm dầu chứa trong hộp. Lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính
bánh răng cấp nhanh, còn bánh răng cấp chậm là khoảng ¼ bán kính.

49
➢Dầu bôi trơn: dựa vào bảng 18-11 (bánh răng làm bằng thép
C45, )
850
1 MPa

 . Chọn dầu công nghiệp 45, lượng dầu bôi trơn
thường khoảng 0,4-0,8 lít cho 1kW công suất truyền.
➢Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: để lắp bánh
răng lên trục ta dùng, mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 (chịu
được tải va đập nhẹ).
➢Điều chỉnh sự ăn khớp: sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước
chiều dài và sai số về lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không
chính xác. Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ cấp 2, để bù vào sai số đó
thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng 10% so với chiều rộng bánh
răng lớn.
CHƯƠNGVII:DUNG SAI LẮP GHÉP
Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ, người
ta sử dụng các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo
TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vong ổ.
Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu
tiên:
Miền dung sai và sai lệch giơi hạn của lỗ với các kiêu lắp ưu
tiên:
Kích thước
mm
Miền dung sai
H7 D8 F8 D9 E9 F9
Sai lệch giới han m
Trên 24đên
30
+21
0
+98
+65
+53
+20
+117
+65
+92
+40
+72
+20
Trên 30đên
50
+25
0
+119
+80
+64
+25
+142
+80
+112
+50
+87
+25
Trên 50đên
80
+30
0
+146
+100
+76
+30
+174
+100
+134
+60
+104
+30
Trên 80đên +35 +174 +90 +207 +159 +123

50
120 0 +120 +36 +120 +72 +36
Miền dung sai và sai lệch giơi hạn của trục với các kiêu lắp ưu
tiên:
Kích thước
mm
Miền dung sai
k6 d9 e8 d8
Sai lệch giới han m
Trên 24đên
30
+15
+2
-65
-117
-65
-98
Trên 30đên
50
+18
+2
-80
-142
-80
-119
Trên 50đên
80
+21
+2
-100
-174
-60
-106
-100
-146
Trên 80đên
120
+25
+3
-120
-207
-120
-174
Dung sai các mối ghép là:
Trục 1:
Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở, độ
dôi
Kích thước
trục
25k6
+15
+2
Kích thước
trục
20k6
+15
+2
Kích thước
lỗ trên vỏ
80H7
+30
0
Ghép banh
răng-trục 30
6
7
k
H
+21
0 +19
-15
+15
+2
Ghép
nắp ổ-lỗ 80
6
7
e
H +30
0
+136
+60

51
-60
-106
Ghép bạc
lót-trục 25
6
8
k
D
+98
+65 +96
+50
+15
+2
Ghép vòng
chặn
mở trục
25
6
8
k
F
+65
+20 +63
+5
+15
+2
Trục 2:
Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở, độ dôi
Kích thước
trục 35k6
+18
+2
Kích thước
lỗ trên vỏ
80H7
+30
0
Ghép bánh
răng
thẳng-trục
40
6
7
k
H
+25
0 +23
-18
+18
+2
Ghép bánh
răng
nghiên-trục
38
6
7
k
H
+25
0 +23
-18
+18
+2
Ghép
6
7
d
H
+30
0 +49
+80
-80
-119
Ghép bạc
lót-trục 38
6
8
k
E +112
+50
+110
+32

52
+18
+2
Ghép vòng
chặn
mở trục
35
6
9
k
F +87
+25 +85
+7
+18
+2
Trục 3:
60 )
022
,
0
021
,
0
(
6
)
030
,
0
(
7



k
H
; 120 )
207
,
0
120
,
0
(
9
)
035
,
0
(
7



d
H
; 120H7(+0,035)
55k6
)
002
,
0
021
,
0
(


; 55
)
002
,
0
021
,
0
(
6
)
030
,
0
104
,
0
(
9




k
F
; 50k6 )
002
,
0
018
,
0
(


Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở, độ dôi
Kích thước
trục
50k6
+18
+2
Kích thước
trục 55k6
+21
+2
Kích thước
lỗ trên vỏ
120H7
+35
0
Ghép bánh
răng
nghiên-trục
60
6
7
k
H
+30
0 +28
-21
+21
+2

53
Ghép
6
7
d
H
+35
0 +242
+120
-120
-207
Ghép vòng
chặn
mở trục
35
6
9
k
F +104
+30 +102
+9
+21
+2
Lắp then trên trục II:
Ghép Ghép kiểu Dung sai Khe hở, độ dôi
Ghép then
trong muối
ghép bánh
răng
thẳng-trục
12 9
9
h

0
-43
+43
-43
0
-43
Ghép then
trong muối
ghép bánh
răng
nghiêng-trục
10 9
9
h

0
-36
+36
-36
0
-36
TÀI LIỆU THAM KHẢO
Môn học: Đồ Án Chi Tiết Máy
I. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- cơ sở thiết kế máy- NXB Đại Học
Quốc Gia TP HCM- 2004.
II. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển- Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động
Cơ Khí 1 & 2- NXB giáo dục 1999.
III. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm- Thiết Kế Chi Tiết Máy-
NXB giáo dục.
IV. Nguyễn Trọng Hiệp- Chi Tiết Máy Tập 1,2- NXB giáo dục
1998.

54
V. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- Bài Tập Chi Tiết Máy- NXB đại học
quốc gia TP HCM 2005.
VI. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- Sử Dụng AutoCAD.
VII. Vũ Tiến Đạt- Vẽ Cơ Khí- ĐHBK TP.HCM 1994.
VIII. Trịnh Chất- Cơ Sở Thiết Kế Máy Và Chi Tiết Máy- NXB khoa
học kĩ thuật 1999.
IX. PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc- Thiết Kế Cơ Khí Với Autocad
Mechanical- NXB TP.HCM 2003.

4.3.10. chi tiết máy

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to 4.3.10. chi tiết máy

Similar to 4.3.10. chi tiết máy (20)

More from https://www.facebook.com/garmentspace

More from https://www.facebook.com/garmentspace (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

4.3.10. chi tiết máy