4.4.2. thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp động trục bánh răng nghiêng

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP
ĐỘNG TRỤC - BÁNH RĂNG NGHIÊNG

Đồ án Chi Tiết Máy
SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo
máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt
kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án
tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói
chung .
Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà
vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến
thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận
đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy.
Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ
án này!
SVTH: Đặng Danh Huân

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG
1.Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục
4. Nối trục đàn hồi
5. Xích tải
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải: F = 5000N
Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27
Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm
Thời gian phục vụ: L = 24000 (h)
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,75T
t1= 15s ; t2 = 48s ; t3 = 12s

MỤC LỤC
PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI........................................
PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN .......................
1. Chọn động cơ..................................................................................................
2. Phân phối tỉ số truyền .....................................................................................
PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn dạng đai .....................................................................................................
2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ............................................................................
3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn.............................................................................
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l .................................................
5. Tính góc ôm đai nhỏ ...........................................................................................
6. Tính số đai z ......................................................................................................
7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai........................................................................
8. Lực tác dụng lên trục Fr và lực căng ban đầu Fo.................................................
9. Đánh giá đai ......................................................................................................
10. Tuổi thọ đai ......................................................................................................
PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Tính toán cấp chậm...............................................................................................
2. tính toán cấp nhanh ...............................................................................................
PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN..............................
1. Thiết kế trục ......................................................................................................
2. Tính then ......................................................................................................
PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC .................................................
1. Chọn ổ lăn ......................................................................................................
2. Khớp nối trục ......................................................................................................
PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc .....................................................................................
2.Các chi tiết phụ ...................................................................................................
3. Dung sai lắp ghép................................................................................................
PHẦN VIII : XÍCH TẢI ............................................................................................

PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản
xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi
làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình
ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất:

Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
1. Chọn động cơ
1.1. Xác định tải trọng tương đương
Gọi : P là công suất trên xích tải.
 là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động
t
P là công suất tinh toán tren trục máy công tác
Ta có :

t
ct
P
P  (kW) Theo (2.8)TL1
Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi )
=
3
2
1
3
2
3
2
2
2
2
2
1 .
.
.
t
t
t
t
P
t
P
t
P




Theo (.12 & 2.13)L1
Với: 3
1 2
1 ; 0,9 0,75
T
T T
T T T
  
=> P
P 
1 P
P 9
,
0
2  P
P 75
,
0
3 
Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW)
Thay số vào ta đƣợc:kn
=
3
2
1
3
2
3
2
2
2
2
2
1 .
.
.
t
t
t
t
P
t
P
t
P




= 2,57 (KW)
1.2. Xác định công suất cần thiết
Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3 
1
Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): 96
.
0

d

- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) : 98
.
0

br


- Hiệu suất của cặp ổ lăn: 0,99
ol
η = 5
- Hiệu suất của khớp nối trục: 99
.
0

kn

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η :
kn
ol
br
d 



 .
.
.
5
2

= 99
,
0
.
995
,
0
.
98
,
0
.
96
.
0 5
2
= 0,89
Công suất cần thiết:
= 89
,
2
89
.
0
57
,
2
 (KW)
Số vòng quay của xích tải khi làm việc:
50
4
,
25
.
27
5715
,
0
.
60000
.
.
60000



p
z
v
nlv
vòng/phút Theo (2.17) TL1
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
t
lv
sb u
n
n .
 Theo (2.18) TL1
Theo bảng 2.4TL1 ta có :
- Bộ truyền đai = 4
- Bộ truyền bánh răng = 14
Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là: br
d
t u
u
u .
 = 4.14 = 56
Vậy 2800
56
.
50 

sb
n (v/ph)
Với những ĐK :
dn
k
mm
sb
db
ct
dc
T
T
T
T
n
n
p
P



Theo bảng (P.1.3 Tl1)
Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 2838 (vòng/phút) (2p = 2 )
Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo)
Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau:

Kiểu động cơ
Công suất
Vận tốc
quay  %
k
dn
T
T cos
4A90L2Y3 3 KW 2838 84,5 2,2 0,88
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1
76
,
56
50
2838



lv
dc
t
n
n
u
Mà ut = ud.uh
Với ud là tỉ số truyền của đai
uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn 4

d
u , 19
,
14
4
76
,
56



d
t
h
u
u
u
uh = u1.u2 ( u1,u2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u1 theo
công thức:
u1 =
2
3
a1
2
3
a1
1
ba
h h
b
ba
h
b
u u
u






Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM)
giá trị 2
a1
ba
b


thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5
suy ra u1 = 187
,
4
1
5
,
1
.
19
,
14
5
,
1
.
19
,
14
19
,
14
3
3



; u2 = 14,19 / 4,187 = 3,389
Công suất trên các trục:

)
(
609
,
2
99
,
0
.
995
,
0
57
,
2
.
3 KW
P
P
kn
ol
td





)
(
676
,
2
98
,
0
.
995
,
0
609
,
2
.
3
2 KW
P
P
br
ol





)
(
744
,
2
98
,
0
.
995
,
0
676
,
2
.
2
1 KW
P
P
br
ol





)
(
873
,
2
96
,
0
.
995
,
0
744
,
2
.
1
KW
P
P
d
ol
dc 




Số vòng quay trên các trục:
)
/
(
50
389
,
3
453
,
169
)
/
(
453
,
169
187
,
4
5
,
709
)
/
(
5
,
709
4
2838
2
2
3
1
1
2
1
ph
vg
u
n
n
ph
vg
u
n
n
ph
vg
u
n
n
d
dc









Mômen xoắn trên các trục:
Ta có :
)
.
(
10095
2838
3
.
10
.
55
,
9
.
10
.
55
,
9
6
6
mm
N
T
n
P
T
dc
i
i
i




Tƣơng tự 1
T = 36934,7 (N.mm)
2
T = 150813,4 (N.mm)
3
T = 498319 (N.mm)

Bảng thông số
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Tỷ số truyền 4 4,187 3,389
Công suất (kW) 2,873 2,744 2,676 2,609
Số vòng quay (vg/ph) 2838 709,5 169,453 50
Mômen T (Nmm) 10095 36934,7 150813,4 498319
Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang.
1. Chọn dạng đai:
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:
)
/
(
2838 ph
v
ndc 
4
)
(
3


d
dc
u
KW
P
Theo sơ đồ hình 4.2[TL1]
ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau:
(L = 560 - 4000, d1 = 100 - 200)

Thông số cơ bản của bánh đai
Loại đai
Kích thƣớc mặt cắt, (mm) Diện tích
A1 (mm2
)
bt b H y0
Thang, A
11 13 8 2,8 81
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ
3
3
1
1 10095
)
4
,
6
...
2
,
5
(
).
4
,
6
....
2
,
5
( 
 T
d Theo 4.1 TL1
Với 1
d = (102,4 …128,3)
Theo tiêu chuẩn chọn 1 125
d mm
=
Vận tốc dài của đai:
)
/
(
56
,
18
60000
1
1 s
m
n
d
v 


Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:
max 25 /
v m s
=
3. Đường kính bánh đai lớn
Đƣờng kính bánh đai lớn
2 1
. (1 )
d
d u d ξ
= - Theo 4.2 TL1
)
(
6
,
507
)
015
,
0
1
/(
4
.
125 mm



(Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó  là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng  = 0,01 0,02 ta
chon 0,015
ξ = )
Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn
2 500
d mm
=
-Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:

2
1
500
4
125
ttd
d
u
d
= = = = ud
Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn.
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
4.1 Chọn khoảng cách trục a .
   
1 2 1 2
2 0,55
d d a d d h
     Theo 4.14 TL1
   
2 125 500 0,55 125 500 8
a
     (h chiều cao tiết diện đai)
1250
75
,
351 
 a
Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95)
4.2 Chiều dài đai L
1 2 2 1
( )
2.
2 4
d d d d
L a π
a
+ -
= + + 4.4[TL1]
)
(
2005
475
.
4
)
125
500
(
2
)
125
500
(
14
,
3
475
.
2
2
mm






Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm)
Xác định lại khoảng cách trục a
4
8 2
2






a 4.5a[1]
Với 1018
2
)
( 2
1




d
d
L


2 1 500 125
187,5
2 2
d d
mm
 
   
)
(
475
8
,
471
4
/
)
5
,
187
.
8
1018
1018
( 2
2
mm
a 




Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa
5. Tính góc ôm đai nhỏ
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai
nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa
Theo 4.7 TL1
0
1
2
0
0
1 135
/
)
(
57
180 


 a
d
d


Vì 1 min 120o
α α
> = thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn.
6. Tính số đai z
Ta có:
z
u
l
d
C
C
C
C
P
K
P
Z
.
.
.
].
[
.
0
1

 Theo 4.16 TL1
Với: dc
P : công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW( dc
P
=3kW)
[ ]
o
p : công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1]
[po] = 2,4kw

C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1

C =1 – 0,0025(180 – 1
 ) = 0,875
u
C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn 1,14
u
C = ( tra bảng 4.17 [TL1])
L
C : hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L
Ta có 17
,
1
1700
2000
0


l
l
Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm
Tra bảng 4.16 [TL1] => L
C = 1
z
C : hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai
Z 2 3 4 6 Z >6
Cz 0,95 0,9 0,85
Chọn Cz = 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 )
d
K : Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1]
Chọn d
K = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca )
Thay các thông số vào ta có: 8
,
1
95
,
0
.
14
,
1
.
1
.
875
,
0
.
4
,
2
35
,
1
.
3


Z
chọn Z = 2
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai

Chiều rộng bánh đai: ( 1) 2
B z t e
= - + 4.17[2]
Với t và e tra bảng 4.21[TL1]
t = 15mm
e = 10mm
3,3
o
h = mm
thay số vào ta đƣợc:
B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
Theo 4.16 [TL1]
Bánh dẫn : 6
,
506
3
,
3
.
2
500
2 0
1
1 



 h
d
da
Bánh bị dẫn : )
(
6
,
131
3
,
3
.
2
125
2 0
2
2 mm
h
d
da 




8. Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo.
Lực căng trên 1 đai:
0
1
780 .
. .
dc d
v
α
p k
F F
v C Z
= +
Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn
1
P = 3
Kd = 1,35 trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên
C = 0,875 (đã tính ở trên)
V = 18,56
Z = 2
Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra.
2
1
v m
F q v
 4.20[2]
qm : khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc
qm = 0,105 kg/m
Fv = 0,105.18,562
= 36,17 kgm/s2

 )
(
230
17
,
36
2
.
875
,
0
.
56
,
18
35
,
1
.
3
.
780
0 N
F 


Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau:

r
F 2F0.Z.sin( )
2
/
1
 = 850 (N)
Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1. Tính toán cấp chậm.
1.1 Chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu
nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng
chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn
45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc
các thông số sau:
Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới hạn
bền
2
b N/mm
Giới hạn
chảy
 N/mm2
ch
Độ cứng
HB
Bánh
chủ
động
Thép
45
X
Tôi cải
thiện
850 650 230…280
Bánh bị
động
Thép
40X
Tôi cải
thiện 850 550 230…260

1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
[σH] = ( σ
0
Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ
0
Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do
đó chỉ còn :
[σH] = ( σ
0
Hlim / SH) KHL
[σF] = ( σ
0
Flim / SF) KFC KFL

SVTH: Đặng Danh Huân Trang 16
Trường ĐHKT-KTCN
Với σ
0
Hlim, σ
0
Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]
ta đƣợc :σ
0
Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và
σ
0
Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động).
SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng
6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động).
KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều.
KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính
CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]:
H
m
HE
HO
HL N
N
K /
 Và F
m
FE
FO
FL N
N
K /

ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
Theo 6.5 TL1 tr93 : 4
,
2
4
,
2
260
.
30
.
30 
 HB
HO H
N =18752418
NFO = 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng :
Ta xét tải trọng thay đổi :
i
i
HE t
n
T
Ti
C
N .
.
max)
/
(
.
.
60 3


i
i
m
FE t
n
T
Ti
C
N F
.
.
max)
/
(
.
.
60 

Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50
Ti : mô men xoắn.
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5.300.2.8 = 24000 (giờ)

Suy ra với bánh chủ động
207815322
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
169
.
1
.
60 3
3
3




HE
N
138865474
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
169
.
1
.
60 6
6
6




FE
N
Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy
ra với bánh chủ động:
[σH]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa
[σF]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và
σ
0
Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450
SH = 1.1 và SF = 1.75
Có 52852320
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
50
.
1
.
60 3
3
3




HE
N
40939114
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
50
.
1
.
60 6
6
6




FE
N
Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1.
Suy ra [σH]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa
[σF]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm
2
).
Vậy : [σH]cp )
(
3
,
527
2
4
,
536
2
,
518
2
]
[
]
[
MPa
bd
H
cd
H







[σH]bđ 1,25[σH]bđ=647,75
Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12 TL1

1.3 Xác định khoảng cách trục aw
Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động.
3
2
1
.
.
]
[
.
)
1
(
ba
H
H
a
W
u
K
T
u
K
a




 Theo 6.15a TL1
trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.
 Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra
bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).
 Ψba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3.
Suy ra Ψbd = 0,53 Ψba (u  1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698
(CT 6.16 [TL1 tr 97].
Tra bảng 6.7 với Ψbd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05.
 T1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T1= 150813 Nmm.
 [σH] ứng suất tiếp cho phép [σH] = 527,3 Mpa.
 U tỉ số truyền u = 3.389
Thay số vào => aW = 155,07
Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 150 mm
1.4 Môđun bánh răng.
Theo CT 6.17 TL12
m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0
chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn
1.5 Số răng của bánh răng.
Vì răng nghiêng ta chọn  = 150
Theo CT 6.31 TL1: 01
,
33
)
1
389
,
3
(
2
15
cos
.
150
.
2
)
1
(
cos
.
2 0
1 




u
m
a
Z W 
Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33
Vậy số răng bánh bị dẫn là 2
Z = u.Z1 = 3,389.33 = 111,8

Ta chọn 2
Z = 112
Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 394
,
3
33
112
1
2



Z
Z
Ut
Sai số tỉ số truyền: ,...
0
100
.
389
,
3
)
389
,
3
394
,
3
(



U
Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa.
Tính lại góc  : ta có Cos  = m t a
Z 2
/ = 2.145/2.150 = 0,946
Vậy  = 14,8 0
0
20
 Thỏa mãn với đk  ]
20
;
8
[

1.6 Góc ăn khớp :
Theo ct 6.27 TL1
W
t
tW a
m
Z
Cos 2
/
cos
.
. 
 
(Có 0
20

 ) => 889
.
0
150
.
2
/
20
cos
.
2
.
145 0


tW
Cos
=> 0
7
,
24

tW

1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng :
45
150
.
3
,
0
.
1 

 W
W a
b  mm
Đƣờng kính vòng chia:
1
d = Z1.m /cos  = 68,3 mm
2
d = Z2.m /cos  = 231,7mm
Đƣờng kính lăn :
d 1
w = 2aW/(u+1) = 68,3 mm
2
W
d = d 1
w .u = 68,3.3,394 = 231,8 mm
Đƣờng kính đỉnh răng :
d 1
a = dw1 + 2.m = 72,3 mm
d 2
a = dw2 + 2.m = 235,7 mm
Đƣờng kính vòng chân răng :

df1 = dw1 – 2,5m = 63,3 mm
df2 = dw2 – 2,5m = 226,7 mm
vận tốc bánh răng:
606
,
0
60000
.
. 1
1


n
d
v W

Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
]
[
)
.
.
/(
)
1
.(
.
.
2
.
.
. 1
2
1 H
W
W
H
H
M
H d
u
b
u
K
T
Z
Z
Z 
  

 theo 6.33 TL1
Với :
* 274

m
Z : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5
TL1
* ZH – Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = tW
b 
 2
sin
/
cos
2 Theo 6.34 TL1
Với b
 góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg b
 = cos 
 tg
t.
( t
 = 0
7
,
24

tW
 Vì bánh răng ko dịch chỉnh)
tg b
 = cos24,7.tg14,8=0,24 Vậy b
 = 13,5
ZH = 7
,
24
.
2
sin
/
5
,
13
cos
2 = 1,6
* Z - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng.
Theo 6.37 TL1 )
/( 

 m
Sin
bW
 = 45Sin14,8/ 
2 = 1,83

  1 Theo 6.36c TL1 Z = 

/
1
Áp dụng 6.38b TL1 
 = 
s
Z
Z cos
)]
/
1
/
1
(
2
,
3
88
,
1
[ 2
1 
 = 1,696
=> Z = 696
,
1
/
1 = 0,769
 K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.

Hv
H
H
H K
K
K
K .
. 


Trong đó 05
,
1


H
K

H
K = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1
Hv
K =

 H
H
W
H
K
K
T
d
b
v
.
.
.
2
.
.
1
1
1

Trong đó u
a
v
g
v W
o
H
H /
.
.
.

 Tra bảng 6.15 TL1
73
002
,
0


o
g
H

=> 394
,
3
/
150
606
,
0
.
73
.
002
,
0

H
v = 0,58 (m/s)
Hv
K =
05
,
1
.
13
,
1
.
150813
.
2
3
,
68
.
45
.
58
,
0
1 = 1,005
=> K H = 1,005.1,05.1,13 = 1,192
Vậy )
3
,
68
.
394
,
3
.
45
/(
394
,
4
.
192
,
1
.
150813
.
2
769
,
0
.
6
,
1
.
274 2

H
 = 502
MPa
=> ]
[ H
H 
 
Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn.

1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd.
σFbđ = σF1YF2/YF1 [ σF2]bd.
Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.696 = 0.59:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với :
Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894.
YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0, x2 =0 và zv1=z1/ 
3
cos
=36,5 ; zv2= z2/ 
3
cos = 124 và suy ra đƣợc YF1= 3,7; YF2= 3,6.
KF = KFβKFαKFv CT 6.45 TL1
KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12.
KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1
KFα = 1,37
KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn: Theo CT 6.46 TL1

 F
F
W
F
Fv
K
K
T
d
b
v
K
.
.
.
2
.
.
1
1
1


Với
u
a
v
g
v W
o
F
F /
.
.
.

 







006
,
0
73
606
,
0
F
o
g
v


394
,
3
/
150
606
,
0
.
73
.
006
,
0

F
v = 1,75
01
,
1
37
,
1
.
12
,
1
.
150813
.
2
3
,
68
.
45
.
75
,
1
1 


Fv
K
Suy ra KF = 1,01.1,12.1,37 = 1,55
Suy ra σFcđ = 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa
MPa  [σFcđ] = 267,4 MPa.
σFbđ = 148.3,6/3,7=144  [σFbđ] =257 Mpa.
Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
1.10 Kiểm nghiệm quá tải :
Adct 6.48 TL1 max
max ]
[
. H
qt
H
H K 

 

Theo CT 6.13TL1 1820
650
.
8
,
2
.
8
,
2
]
[ max 

 ch
H 

2
,
2
/
max 
 T
T
Kqt
=> max
max ]
[
744
2
,
2
.
502 H
H 
 

 Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc.
Adct 6.49 TL1 max
max ]
[
. F
qt
F
F K 

 

Theo CT 6.14 TL1 520
650
.
8
,
0
.
8
,
0
]
[ max 

 ch
F 

=> max
max ]
[
8
,
316
2
,
2
.
144 F
F 
 

 Vậy thỏa mãn quá tải về uốn.
2 : Tính toán cấp nhanh.
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch
không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm.

Vật
liệu
Nhiệt
luyện
Giới hạn
bền
2
b N/mm
Giới hạn
chảy
 N/mm2
ch
Độ cứng
HB
Bánh
chủ
động
Thép
45
X
Tôi cải
thiện
850 650 230…280
Bánh bị
động
Thép
40X
Tôi cải
thiện 850 550 230…260
2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép:
2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91]
[σH] = ( σ
0
Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ
0
Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL.
Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do
đó chỉ còn :
[σH] = ( σ
0
Hlim / SH) KHL
[σF] = ( σ
0
Flim / SF) KFC KF

Với σ
0
Hlim, σ
0
Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với
số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94]
ta đƣợc :σ
0
Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và
σ
0
Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động).
SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng
6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động).
KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều.
KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính
CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]:
H
m
HE
HO
HL N
N
K /
 Và F
m
FE
FO
FL N
N
K /

ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350.
NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc :
Theo 6.5 TL1 tr93 : 4
,
2
4
,
2
260
.
30
.
30 
 HB
HO H
N =18752418
NFO = 4.10
6
đối với tất cả các loại thép.
NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng :
Ta xét tải trọng thay đổi :
i
i
HE t
n
T
Ti
C
N .
.
max)
/
(
.
.
60 3


i
i
m
FE t
n
T
Ti
C
N F
.
.
max)
/
(
.
.
60 

Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1
n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 709,5 ; nbđ =169,5
Ti : mô men xoắn.
L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên
Tổng số giờ làm việc :t =5.300.2.8 = 24000 (giờ)

Suy ra với bánh chủ động
....
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
709
.
1
.
60 3
3
3




HE
N
...
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
709
.
1
.
60 6
6
6




FE
N
Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy
ra với bánh chủ động:
[σH]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa
[σF]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm
2
).
Đối với bánh bị động tương tự ta có :
σ
0
Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và
σ
0
Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450
SH = 1.1 và SF = 1.75
Có ....
)
75
12
.
75
,
0
75
48
.
9
,
0
75
15
.
1
.(
24000
.
5
,
169
.
1
.
60 6
6
6




FE
N
Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1.
Suy ra [σH]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa
[σF]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm
2
).
Vậy : [σH]cp )
(
3
,
527
2
4
,
536
2
,
518
2
]
[
]
[
MPa
bd
H
cd
H







[σH]bđ 1,25[σH]bđ=647,75
Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12TL1

2.3 Xác định khoảng cách trục aw
Do hộp đồng trục => aw = 150 mm
2.4 Môđun bánh răng.
Theo CT 6.17 TL12
m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0
chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn
2.5 Số răng của bánh răng.
Vì răng nghiêng ta chọn  = 150
Theo CT 6.31 TL1: 9
,
27
)
1
187
,
4
(
2
15
cos
.
150
.
2
)
1
(
cos
.
2 0
1 




u
m
a
Z W 
Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 28
Vậy số răng bánh bị dẫn là 2
Z = u.Z1 = 4,187.28 = 117,2
Ta chọn 2
Z = 117
Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 179
,
4
28
117
1
2



Z
Z
Ut
Sai số tỉ số truyền: ,...
0
100
.
187
,
4
)
179
,
4
187
,
4
(



U
Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa.
Tính lại góc  : ta có Cos  = m t a
Z 2
/ = 2.145/2.150 = 0,946
Vậy  = 14,8 0
0
20
 Thỏa mãn với đk  ]
20
;
8
[

2.6 Góc ăn khớp :
Theo ct 6.27 TL1
W
t
tW a
m
Z
Cos 2
/
cos
.
. 
 
(Có 0
20

 ) => 889
.
0
150
.
2
/
20
cos
.
2
.
145 0


tW
Cos
=> 0
7
,
24

tW


2.7 Kích thước bộ truyền bánh răng
Chiều rộng bánh răng :
33
150
.
22
,
0
.
1 

 W
W a
b  mm
Đƣờng kính vòng chia:
1
d = Z1.m /cos  = 58 mm
2
d = Z2.m /cos  = 242 mm
Đƣờng kính lăn :
d 1
w = 2aW/(u+1) = 58 mm
2
W
d = d 1
w .u = 58.4,179 = 242 mm
Đƣờng kính đỉnh răng :
d 1
a = dw1 + 2.m = 62 mm
d 2
a = dw2 + 2.m = 246 mm
Đƣờng kính vòng chân răng :
df1 = dw1 – 2,5m = 53 mm
df1 = dw2 – 2,5m = 237 mm
vận tốc bánh răng:
)
/
(
15
,
2
60000
58
.
5
,
709
.
14
,
3
60000
.
. 1
1
s
m
n
d
v W




Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9
2.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
]
[
)
.
.
/(
)
1
.(
.
.
2
.
.
. 1
2
1 H
W
W
H
H
M
H d
u
b
u
K
T
Z
Z
Z 
  

 theo 6.33 TL1
Với :
* 274

m
Z : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 TL1

* ZH Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = tW
b 
 2
sin
/
cos
2 Theo 6.34 TL1
Với b
 góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tg b
 = cos 
 tg
t.
( t
 = 0
63
,
20
)
cos
/
( 


tg
arctg )
tg b
 = cos20,6.tg14,8=0,246 Vậy b
 = 13,9
ZH = 7
,
24
.
2
sin
/
9
,
13
cos
2 = 1,6
* Z - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng.
Theo 6.37 TL1 )
/( 

 m
Sin
bW
 = 33Sin14,8/ 
2 = 1,71

  1 Theo 6.36c TL1 Z = 

/
1
Áp dụng 6.38b TL1 
 = 
s
Z
Z cos
)]
/
1
/
1
(
2
,
3
88
,
1
[ 2
1 
 = 1,68
=> Z = 68
,
1
/
1 = 0,77
 K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
Hv
H
H
H K
K
K
K .
. 


Trong đó 05
,
1


H
K

H
K = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1
Hv
K =

 H
H
W
H
K
K
T
d
b
v
.
.
.
2
.
.
1
1
1

Trong đó u
a
v
g
v W
o
H
H /
.
.
.

 Tra bảng 6.15 TL1
73
002
,
0


o
g
H

=> 179
,
4
/
150
15
,
2
.
73
.
002
,
0

H
v = 1,88 (m/s)
Hv
K =
05
,
1
.
13
,
1
.
36935
.
2
58
.
33
.
88
,
1
1 = 1,04
=> K H = 1,04.1,05.1,13 = 1,234

Vậy )
58
.
179
,
4
.
33
/(
179
,
5
.
234
,
1
.
36935
.
2
77
,
0
.
6
,
1
.
274 2

H
 = 340 MPa
=> ]
[ H
H 
 
Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn .
2.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn
CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd.
σFbđ = σF1YF2/YF1 [ σF2]bd.
Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.68 = 0.6:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với :
Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894.
YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0,5, x2 =0,5 và
zv1=z1/ 
3
cos =31 ; zv2= z2/ 
3
cos = 129 và suy ra đƣợc
YF1= 3,4; YF2= 3,52.
KF = KFβKFαKFv CT 6.45 TL1
KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12.
KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1
KFα = 1,37
KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn: TFheo CT 6.46 TL1

 F
F
W
F
Fv
K
K
T
d
b
v
K
.
.
.
2
.
.
1
1
1


Với
u
a
v
g
v W
o
F
F /
.
.
.



SV : Đặng Danh Huân Trang 31 Trường ĐHKT-KTCN
179
,
4
/
150
15
,
2
.
73
.
006
,
0

F
v = 5,6 (m/s)
1
,
1
37
,
1
.
12
,
1
.
36935
.
2
58
.
33
.
6
,
5
1 


Fv
K
Suy ra KF = 1,1.1,12.1,37 = 1,688
Suy ra σFcđ = 2.36935.1,688.0,6.0,89.3,4/(33.58.2) = 60 MPa
MPa  [σFcđ] = 267,4 MPa.
σFbđ = 60.3,52/3,4=62  [σFbđ] =257 Mpa.
Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
2.10 Kiểm nghiệm quá tải :
Adct 6.48 TL1 max
max ]
[
. H
qt
H
H K 

 

Theo CT 6.13TL1 1820
650
.
8
,
2
.
8
,
2
]
[ max 

 ch
H 

2
,
2
/
max 
 T
T
Kqt
=> max
max ]
[
504
2
,
2
.
340 H
H 
 

 Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc.
Adct 6.49 TL1 max
max ]
[
. F
qt
F
F K 

 

Theo CT 6.14 TL1 520
650
.
8
,
0
.
8
,
0
]
[ max 

 ch
F 

=> max
max ]
[
136
2
,
2
.
62 F
F 
 

 Vậy thỏa mãn quá tải về uốn.
Bảng thông số bộ truyền bánh răng
Thông số
Cấp nhanh Cấp chậm
Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn
Môđun m 2 2 2 2
Đường kính vòng lăn dw 58 242 68,3 231,7
Đường kính vòng đỉnh da 62 246 72,3 235,7
Đường kính chân răng df 53 237 63,3 226,7
Chiều rộng vành răng bw 33 33 45 45
Số răng Z 28 117 33 112
Khoảng cách trục aw 150

Phần V. Tính toán thiết kế trục và chọn then
1. Thiết kế trục
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thƣờng hóa ,có b
 = 600 MPa (N/mm2
), HB = 170-217
ứng suất xoắn cho phép [ ] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp
giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc.
1.2 – Tính sơ bộ trục
Tính đƣờng kính sơ bộ của các trục theo công thức:
Theo 10.9 TL1 )
(
])
[
2
,
0
/(
3
mm
T
d 

Với T : mômen xoắn
]
[ Ứng suất xoắn cho phép
Chọn ]
[ 1
 = 20 ; ]
[ 2
 =25 ; ]
[ 3
 = 30 (MPa)
--- Đối với trục 1 :
3
1 )
20
.
2
,
0
/(
36935

d = 20,(mm)
3
2 )
25
.
2
,
0
/(
150813

d = 31,5 (mm)
3
3 )
30
.
2
,
0
/(
498319

d = 43,4 (mm)
Ta chọn d nhƣ sau : 1
d = 20 (mm) ; 2
d = 35 (mm) ; 3
d = 45 (mm)
1.3. Tính gần đúng trục:
Từ đƣờng kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn: Theo bảng 10.2 TL1
dI = 20 mm => b01 = 15 mm
dII = 35 mm => b02 = 21 mm
dIII = 45 mm => b03 = 25 mm
Tra bảng ta có các thông số nhƣ sau: Theo Bảng 10.3 Tl1
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 12 mm
Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 8 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18 mm

Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = (1,2…1,5)d = (24…30) Chọn lm12 = 25 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = (1,2…1,5)d = (24…30)mm .
Chọn lm13 = 25 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm22 = (1,2…1,5)d = (42..52,5)mm .
Chọn lm22 = 45 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: lm23 = (1,2…1,5)d = (42..52,5)mm .
Chọn lm23 = 45 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = (1,2..1,5)d = (54…67,5) mm .Chọn lm32= 60 mm
Chiều dài mayơ khớp nối:
lmkn = (1,4  2,5)dIII = (1,4  2,5).45 = (63…112,5) mm
Ta chọn lmkn = 90 mm
Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách và khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai
hoặc khớp nối:
Trục I:
Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:
Theo 10.14 TL1 )
(
56
18
15
2
21
25
2
3
02
12
12 mm
h
k
b
l
l n
m









Khoảng cách từ gối đỡ B01 đến bánh răng lm13 trên trục I:
)
(
40
8
12
2
15
25
2
2
1
01
13
13 mm
k
k
b
l
l m









Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục I:

)
(
80
2
.
40
2 13
11 mm
l
l 


Trục II:
Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 2 trên trục II:
)
(
40
13
22 mm
l
l 

Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 3 trên trục II:
Với:
)
(
5
,
62
8
12
2
25
60
2
2
1
03
32
32 mm
k
k
b
l
l m









)
(
5
,
175
21
12
5
,
62
80
02
1
32
11
23 mm
b
k
l
l
l 








Vậy khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ II là:
l21 = l23 + l32 = 175,5+ 62,5 = 238 (mm)
Trục III:

Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là:
)
(
125
2
.
5
,
62
2 32
31 mm
l
l 


Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối: )
(
5
,
90
18
15
)
25
90
(
5
,
0
)
(
5
,
0 3
03
33 mm
h
k
b
l
l n
mkn
C 








Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải:
)
(
5
,
215
125
5
,
90
33
31
33 mm
l
l
l C 




Các lực tác dụng lên trục:
- Lực do đai tác dụng lên trục: Frd = 850 (N)
- Bánh răng cấp nhanh: theo CT 10.1 TL1
Lực vòng: 2
1
1
1 )
(
6
,
1273
58
36935
.
2
2
t
W
t F
N
d
T
F 



Lực hƣớng tâm: )
(
606
8
,
14
cos
/
7
,
24
.
6
,
1273
cos
/
.
1
2
1 N
tg
tg
F
F
F tW
t
r
r 


 

Lực vòng trục: )
(
5
,
336
8
,
14
.
6
,
1273
.
1
2
1 N
tg
tg
F
F
F t
a
a 


 
- Bánh răng cấp chậm:
Lực vòng: 4
1
3 )
(
2
,
4416
3
,
68
150813
.
2
2
t
W
t F
N
d
T
F 



Lực hƣớng tâm: )
(
2101
8
,
14
cos
/
7
,
24
.
2
,
4416
cos
/
.
3
4
3 N
tg
tg
F
F
F tW
t
r
r 


 

Lực vòng trục: )
(
8
,
1166
8
,
14
.
2
,
4416
.
3
4
3 N
tg
tg
F
F
F t
a
a 


 

Sơ đồ lực không gian:
1.4 Tính toán trục:
1.4.1 Trục I
Ta có: F rd = 850 (N)
Ft1 = 1273,6 (N)
Fr1 = 606(N)
Fa1=336,5
Phản lực ở các gối đỡ trục:

mAx = 40Fr1- 80FBy - Ma1 = 0
Có Ma1 = (Fa1 .dw)/2 = 9758,5 Nmm
=> N
FBy 181

Mà 0
1 




 r
By
Ay
y F
F
F
F
 FAy = 425 N
mAy = 56Frd – 40Ft1 + 80FBx = 0
=> N
FBx 8
,
41

Mà 0
1 




 Bx
t
Ax
rd
x F
F
F
F
F
=> N
FAx 8
,
2081

Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện a-a:
Mu a-a = Frd.56 = 56.850 = 47600 (Nmm)
Tiết diện b-b:
Mu b-b = 2
2
ux
uy M
M 
Trong đó:







)
(
1672
40
.
)
(
7240
40
.
Nmm
F
M
Nmm
F
M
Bx
ux
By
uy
)
(
5
,
7430
1672
7240 2
2
)
( Nmm
M b
b
u 


 
Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức:
3
]
.[
1
,
0 
td
M
d 

  )
/
(
63 2
mm
N

 Tra bảng 10.5 TL1
Điều kiện trục ở tiết diện a-a:
2
2
75
,
0 j
j
td T
M
M 

= 2
2
36935
.
75
,
0
47600  = 57349 (Nmm)
mm
d 9
,
20
63
.
1
,
0
57349
3 



Điều kiện trục ở tiết diện b-b:
2
2
.
75
,
0 j
j
td T
M
M 

= 2
2
36935
.
75
,
0
5
,
7430  = 32838 (Nmm)
mm
d 3
,
17
63
.
1
,
0
32838
3 


Vậy điều kiện ở tiết diện a-a lấy 30 (mm) và tiết diện b-b lấy 32 (mm).
1.4.2 Trục II
Ta có: Ft2 = 1273,6 (N)
Fr2 = 606 (N)
Fa2 = 336,5 (N)
Ft3 = 4416,2 (N)

Fr3 = 2101 (N)
Fa3 = 1166,8 (N)
mCx = 238FDy- 40Fr2 -175,5Fr3 –Ma2 +Ma3 = 0
Có Ma2 = (Fa2 .dw1)/2 = 40716,5 Nmm
Ma3 = (Fa3 .dw2)/2 = 39846,2 Nmm
=> N
FDy 8
,
1654

Mà 0
3
2 




 r
r
Dy
Cy
y F
F
F
F
F
 FCy = 1052,2 N
mCy = 40Ft2 – (135,5+40)Ft3 + 238FDx = 0
=> N
FDx 4
,
3042

Mà 0
3
2 





 t
t
Dx
Cx
x F
F
F
F
F
=> N
FCx 2
,
100

Tiết diện (e-e):
Mu e-e = 2
2
ux
uy M
M 
Trong đó:







)
(
4008
40
.
)
(
42088
40
.
Nmm
F
M
Nmm
F
M
Cx
ux
Cy
uy
)
(
42278
4008
42088 2
2
)
( Nmm
M e
e
u 


 
Tiết diện f-f:
Mu f-f = 2
2
ux
uy M
M 
Trong đó:







)
(
190150
5
,
62
.
)
(
103425
5
,
62
.
Nmm
F
M
Nmm
F
M
Dx
ux
Dy
uy

)
(
3
,
216457
190150
103425 2
2
)
( Nmm
M f
f
u 


 
Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện e-e và f-f theo công thức:
3
]
.[
1
,
0 
td
M
d 

  )
/
(
63 2
mm
N

Điều kiện trục ở tiết diện e-e:
2
2
.
75
,
0 j
j
td T
M
M 

= 2
2
150813
.
75
,
0
42278  =137280(Nmm)
mm
d 28
63
.
1
,
0
137280
3 


Điều kiện trục ở tiết diện f-f:
2
2
.
75
,
0 j
j
td T
M
M 

= 2
2
150813
.
75
,
0
207525  = 245204 (Nmm)
mm
d 9
,
33
63
.
1
,
0
245204
3 


Vậy điều kiện ở tiết diện e-e lấy 36 (mm) và tiết diện f-f lấy 36 (mm).

1.4.3 Trục III
Ta có: Ft4 = 4416,2 (N)
Fr4 = 2101 (N)
Fa4 = 1166,8 (N)
Fkn = 2T/D0 (N)
Tra bảng 16.10aTL1 D0 = 130
=> Fkn = 2.498319/130 = 7666,4 N
mGx = 62,5Fr4- (62,5+62,5)FHy +Ma4 = 0
Có Ma4 = (Fa4 .dw2)/2 = 135173,8 Nmm
=> N
FHy 9
,
2131

Mà 0
4 



 r
Hy
Gy
y F
F
F
F
 FGy = 31 N
mGy =62,5Ft4+ (62,5+62,5)FHx - (62,5+62,5+90,5)Fkn = 0

=> N
FHx 8
,
11008

Mà 0
4 




 kn
t
Hx
Gx
x F
F
F
F
F
=> N
FGx 6
,
7758

Tiết diện (k-k):
Mu k-k = 2
2
ux
uy M
M 
Trong đó:







)
(
5
,
484912
5
,
62
.
)
(
5
,
1937
5
,
62
.
Nmm
F
M
Nmm
F
M
Gx
ux
Gy
uy
)
(
484916
5
,
484912
5
,
1937 2
2
)
( Nmm
M k
k
u 


 
Tiết diện i-i:
Mu i-i = 90,5.7666,4 = 693809 Nmm
Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện k-k và i-i theo công thức:
3
]
.[
1
,
0 
td
M
d 

  )
/
(
50 2
mm
N

Điều kiện trục ở tiết diện k-k:
2
2
.
75
,
0 j
j
td T
M
M 

= 2
2
498319
.
75
,
0
484916  =649141,7 (Nmm)
mm
d 6
,
50
50
.
1
,
0
7
,
649141
3 


Điều kiện trục ở tiết diện i-i:
2
2
.
75
,
0 j
j
td T
M
M 

= 2
2
498319
.
75
,
0
693809  = 817075 (Nmm)

mm
d 7
,
54
50
.
1
,
0
817075
3 


Vậy điều kiện ở tiết diện k-k lấy 63 (mm) , i-i lấy 60 (mm)
1.5 - Tính chính xác trục:
Tính chính xác trục nên tiến hành cho các tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung.
Tính chính xác trục theo hệ số an toàn:
Đối với trục I
1.5.1 Về độ bền mỏi.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk
sau:
Theo 10.19 TL1
]
[
/
. 2
2
s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 

 



Tiết diện a-a:
Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng:
Wj
M j
j
aj 
 max

 ; 0

mj
 theo 10.22 TL1
Theo 10.20 TL1
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1
j
j
j
aJ
mj
w
T
0
max
2
2






Theo 10.21 TL1
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

Thép C45 có )
/
(
600 2
mm
N
b 

Giới hạn mỏi và xoắn:

Giới hạn mỏi uốn: )
/
(
270
600
.
45
,
0
45
,
0 2
1 mm
N
b 


 

Giới hạn mỏi xoắn: )
/
(
6
,
156
600
.
58
,
0
58
,
0 2
1
1 mm
N


 
 

Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j
Wj = 5
,
2650
32
/
14
,
3
.
30
32
/ 3
3


j
d

5301
16
/
3

 j
oj d
W 
Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:

 Wj
Mj
aj /
 47600/2650,5=18
5
,
3
5301
.
2
36935
2 0



j
j
aj
w
T

Tra bảng 10.7 TL1
Chọn hệ số 
 và 
 theo vật liệu, 05
,
0


 và 0



Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có :
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1
Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1

x
K
Chọn các hệ số: 


 
 ,
,
,K
K

K = 1,5 ; y
K =1,65 ; 83
,
0


 ; 89
,
0


 ; 54
,
1


K













05
,
1
65
,
1
/
)
1
1
89
,
0
/
54
,
1
(
1
,
1
65
,
1
/
)
1
1
83
,
0
/
5
,
1
(
dj
dj
K
K


Vậy
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









=
18
.
1
,
1
270
= 13,6
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

=
5
,
3
.
05
,
1
6
,
156
= 42,6
Vậy => 2
2
2
2
6
,
42
6
,
13
/
6
,
42
.
6
,
13
]
[
/
. 



 s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 


 = 13
Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng.
Tiết diện a-a thỏa điều kiện bền mỏi.

Tương tự ở tiết diện b-b:
Wj
M j
j
aj 
 max

 ; 0

mj
 theo 10.22 TL1
Theo 10.20 TL1
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









j
j
j
aJ
mj
w
T
0
max
2
2






Theo 10.21 TL1
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

Thép C45 có )
/
(
600 2
mm
N
b 

/
(
270
600
.
45
,
0
45
,
0 2
1 mm
N
b 


 

/
(
6
,
156
600
.
58
,
0
58
,
0 2
1
1 mm
N


 
 

Wj = 3217
32
/
14
,
3
.
32
32
/ 3
3


j
d

6434
16
/
3

 j
oj d
W 

 Wj
Mj
aj /
 7430,5/3217=2,3
9
,
2
6434
.
2
36935
2 0



j
j
aj
w
T

Tra bảng 10.7 TL1
 và 
,
0


 và 0



Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có :

y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1

x
K


 
 ,
,
,K
K

K = 1,5 ; y
K =1,6 ; 83
,
0


 ; 89
,
0


 ; 54
,
1


K













08
,
1
6
,
1
/
)
1
1
89
,
0
/
54
,
1
(
23
,
1
6
,
1
/
)
1
1
83
,
0
/
5
,
1
(
dj
dj
K
K


Vậy
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









=
6
,
2
.
23
,
1
270
= 84
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

=
9
,
2
.
08
,
1
6
,
156
= 50
Vậy => 2
2
2
2
50
84
/
50
.
84
]
[
/
. 



 s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 


 = 42
Tiết diện b-b thỏa điều kiện bền mỏi.
1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh :
Theo CT 10.27 TL1
]
[
3 2
2



 


td
Trong đó :










ch
Max
Max
d
T
d
M




8
,
0
]
[
2
,
0
/
1
,
0
/
3
3
Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1
Tại tiết diện a-a :
d = 30mm ; Mmax = 47600 Nmm ; Tmax = 36935 Nmm ; ch
 = 340
=>
8
,
6
30
.
2
,
0
/
36935
6
,
17
30
.
1
,
0
/
47600
3
3






Và ]
[ = 0,8.340 = 272

2
2
8
,
6
.
3
6
,
17
]
[ 

td
 = 21 < ]
[ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh
Tại tiết diện b-b :
d = 32mm ; Mmax = 17000 Nmm ; Tmax = 36935 Nmm ; ch
 = 340
=>
6
,
5
32
.
2
,
0
/
36935
2
,
5
32
.
1
,
0
/
17000
3
3






Và ]
[ = 0,8.340 = 272
2
2
6
,
5
.
3
2
,
5
]
[ 

td
 = 11 < ]
Đối với trục II
sau:
Theo 10.19 TL1
]
[
/
. 2
2
s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 

 



Tiết diện e-e:
Wj
M j
j
aj 
 max

 ; 0

mj
 theo 10.22 TL1
Theo 10.20 TL1
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









j
j
j
aJ
mj
w
T
0
max
2
2






Theo 10.21 TL1
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 


Thép C45 có )
/
(
600 2
mm
N
b 

/
(
270
600
.
45
,
0
45
,
0 2
1 mm
N
b 


 

/
(
6
,
156
600
.
58
,
0
58
,
0 2
1
1 mm
N


 
 

Wj = 4580
32
/
14
,
3
.
36
32
/ 3
3


j
d

9160
16
/
3

 j
oj d
W 

 Wj
Mj
aj /
 42278/4580=9,2
2
,
8
9160
.
2
150813
2 0



j
j
aj
w
T

Tra bảng 10.7 TL1
 và 
,
0


 và 0



Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có :
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1

x
K


 
 ,
,
,K
K

K = 1,5 ; y
K =1,65 ; 77
,
0


 ; 81
,
0


 ; 54
,
1


K













15
,
1
65
,
1
/
)
1
1
81
,
0
/
54
,
1
(
2
,
1
65
,
1
/
)
1
1
77
,
0
/
5
,
1
(
dj
dj
K
K


Vậy
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









=
2
,
9
.
2
,
1
270
= 24
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

=
2
,
8
.
15
,
1
6
,
156
= 16,6
Vậy => 2
2
2
2
6
,
16
24
/
6
,
16
.
24
]
[
/
. 



 s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 


 = 13

Tiết diện e-e thỏa điều kiện bền mỏi.
Tương tự ở tiết diện f-f :
Wj
M j
j
aj 
 max

 ; 0

mj
 theo 10.22 TL1
Theo 10.20 TL1
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









j
j
j
aJ
mj
w
T
0
max
2
2






Theo 10.21 TL1
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

Thép C45 có )
/
(
600 2
mm
N
b 

/
(
270
600
.
45
,
0
45
,
0 2
1 mm
N
b 


 

/
(
6
,
156
600
.
58
,
0
58
,
0 2
1
1 mm
N


 
 

Wj = 4580
32
/
14
,
3
.
36
32
/ 3
3


j
d

9160
16
/
3

 j
oj d
W 

 Wj
Mj
aj /
 216457/4580=42
2
,
8
9160
.
2
150813
2 0



j
j
aj
w
T

Tra bảng 10.7 TL1
 và 
,
0


 và 0



Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có :

y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1

x
K


 
 ,
,
,K
K

K = 1,5 ; y
K =1,65 ; 77
,
0


 ; 81
,
0


 ; 54
,
1


K













15
,
1
65
,
1
/
)
1
1
81
,
0
/
54
,
1
(
2
,
1
65
,
1
/
)
1
1
77
,
0
/
5
,
1
(
dj
dj
K
K


Vậy
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









=
42
.
2
,
1
270
= 5,3
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

=
2
,
8
.
15
,
1
6
,
156
= 16,6
Vậy => 2
2
2
2
6
,
16
3
,
5
/
6
,
16
.
3
,
5
]
[
/
. 



 s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 


 = 5
Tiết diện f-f thỏa điều kiện bền mỏi.
Theo CT 10.27 TL1
]
[
3 2
2



 


td
Trong đó :










ch
Max
Max
d
T
d
M




8
,
0
]
[
2
,
0
/
1
,
0
/
3
3
Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1
Tại tiết diện e-e ;
d = 36mm ; Mmax = 82804,5 Nmm ; Tmax =150813 Nmm ; ch
 = 340
=>
2
,
16
36
.
2
,
0
/
150813
18
36
.
1
,
0
/
5
,
82804
3
3






Và ]
[ = 0,8.340 = 272

2
2
2
,
16
.
3
18
]
[ 

td
 = 33,3 < ]
Tại tiết diện f-f :
d = 36mm ; Mmax = 190150Nmm ; Tmax =150813 Nmm ; ch
 = 340
=>
2
,
16
36
.
2
,
0
/
150813
41
36
.
1
,
0
/
190150
3
3






Và ]
[ = 0,8.340 = 272
2
2
2
,
16
.
3
41
]
[ 

td
 = 50 < ]
Đối với trục III
sau:
Theo 10.19 TL1
]
[
/
. 2
2
s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 

 



Tiết diện k-k:
Wj
M j
j
aj 
 max

 ; 0

mj
 theo 10.22 TL1
Theo 10.20 TL1
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









j
j
j
aJ
mj
w
T
0
max
2
2







Theo 10.21 TL1
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

Thép C45 có )
/
(
600 2
mm
N
b 

/
(
270
600
.
45
,
0
45
,
0 2
1 mm
N
b 


 

/
(
6
,
156
600
.
58
,
0
58
,
0 2
1
1 mm
N


 
 

Wj = 24535
32
/
14
,
3
.
63
32
/ 3
3


j
d

49070
16
/
3

 j
oj d
W 

 Wj
Mj
aj /
 484916/24535=19,8
5
49070
.
2
498319
2 0



j
j
aj
w
T

Tra bảng 10.7 TL1
 và 
,
0


 và 0



Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có :
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1

x
K


 
 ,
,
,K
K

K = 1,5 ; y
K =1,65 ; 7
,
0


 ; 76
,
0


 ; 54
,
1


K













23
,
1
65
,
1
/
)
1
1
76
,
0
/
54
,
1
(
3
,
1
65
,
1
/
)
1
1
7
,
0
/
5
,
1
(
dj
dj
K
K


Vậy
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









=
8
,
19
.
3
,
1
270
= 10,4

oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

=
5
.
23
,
1
6
,
156
= 25,4
Vậy => 4
,
25
4
,
10
/
4
,
25
.
4
,
10
]
[
/
. 2
2
2




 s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 


 =9,6
Tiết diện k-k thỏa điều kiện bền mỏi.
Tương tự ở tiết diện i-i :
Wj
M j
j
aj 
 max

 ; 0

mj
 theo 10.22 TL1
Theo 10.20 TL1
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









j
j
j
aJ
mj
w
T
0
max
2
2






Theo 10.21 TL1
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

Thép C45 có )
/
(
600 2
mm
N
b 

/
(
270
600
.
45
,
0
45
,
0 2
1 mm
N
b 


 

/
(
6
,
156
600
.
58
,
0
58
,
0 2
1
1 mm
N


 
 

Wj = 21205
32
/
14
,
3
.
60
32
/ 3
3


j
d

42410
16
/
3

 j
oj d
W 

 Wj
Mj
aj /
 693869/21205=32,7

9
,
5
42410
.
2
498319
2 0



j
j
aj
w
T

Tra bảng 10.7 TL1
 và 
,
0


 và 0



Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có :
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
y
x
dj K
K
K
K /
)
1
/
( 

 

 
Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1

x
K


 
 ,
,
,K
K

K = 1,5 ; y
K =1,65 ; 7
,
0


 ; 76
,
0


 ; 54
,
1


K













23
,
1
65
,
1
/
)
1
1
76
,
0
/
54
,
1
(
3
,
1
65
,
1
/
)
1
1
7
,
0
/
5
,
1
(
dj
dj
K
K


Vậy
0
1
1



 

j
j
dj
mj
aj
dj
j
W
M
K
K
s









=
7
,
32
.
3
,
1
270
= 6,3
oJ
j
dj
mj
aj
dj
j
W
T
K
K
s
2
/
)
(
1
1














 

=
9
,
5
.
23
,
1
6
,
156
= 21,6
Vậy => 2
2
2
2
6
,
21
3
,
6
/
6
,
21
.
3
,
6
]
[
/
. 



 s
s
s
s
s
s j
j
j
j
j 


 = 6
Tiết diện i-i- thỏa điều kiện bền mỏi.
Theo CT 10.27 TL1
]
[
3 2
2



 


td
Trong đó :










ch
Max
Max
d
T
d
M




8
,
0
]
[
2
,
0
/
1
,
0
/
3
3
Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1

Tại tiết diện k-k :
d = 63mm ; Mmax = 484916 Nmm ; Tmax =498319 Nmm ; ch
 = 340
=>
5
,
11
63
.
2
,
0
/
498319
4
,
19
63
.
1
,
0
/
484916
3
3






Và ]
[ = 0,8.340 = 272
2
2
5
,
11
.
3
4
,
19
]
[ 

td
 = 28 < ]
Tại tiết diện i-i :
d = 60mm ; Mmax = 693869 Nmm ; Tmax =498319 Nmm ; ch
 = 340
=>
5
,
11
60
.
2
,
0
/
498319
32
60
.
1
,
0
/
693869
3
3






Và ]
[ = 0,8.340 = 272
2
2
5
,
11
.
3
32
]
[ 

td
 =37,7 < ]
2. Tính then:
2.1 Trục I:
Đƣờng kính trục I chỗ lắp then là 20 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có:
b = 6 mm; h = 6 mm ; tl = 3,5 mm; t2 = 2,8 mm; min
r =0,16 mm, max
r =0,25 mm
Đƣờng kính trục I chỗ lắp then là 32 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có:
b = 10 mm; h = 8 mm ; tl = 5 mm; t2 = 3,3 mm; min
r =0,25 mm, max
r =0,4 mm
Chiều dài then lắp bánh răng:
ADCT lt1 = 0,8.lm13 = 0,8.25 = 20 (mm)
Chiều dài then lắp bánh đai:
ltd = 0,8.lm12 = 0,8.25 = 20 (mm)
Tải va đập nhẹ nên:   2
/
100 mm
N
d 

  2
/
)
30
20
( mm
N
c 



Kiểm nghiệm về sức bền dập của then : Theo CT 9.1 TL1
 

 


)
(
2
1
t
h
dl
T
t
d
Ở chỗ lắp bánh răng:
Với:














5
8
20
32
36935
1
1
t
h
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
100 mm
N
d 

 

 



 5
,
38
)
5
8
(
20
.
32
36935
.
2
d Vậy thỏa mãn đk bền dập
Ở chỗ lắp bánh bánh đai:
Với:














5
,
3
6
20
20
36935
1
1
t
h
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
100 mm
N
d 

 

 



 74
)
5
,
3
6
(
20
.
20
36935
.
2
Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then: Theo công thức 9.2 TL1
 c
t
c
dbl
T

 

2
Ở chỗ lắp bánh răng:
Với:











10
20
32
36935
1
b
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
)
30
20
( mm
N
d 



 

 


 5
,
11
10
.
20
.
32
36935
.
2
c Vậy thỏa mãn đk bền cắt.
Ở chỗ lắp bánh bánh đai:
Với:











6
20
20
36935
1
b
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
)
30
20
( mm
N
d 


 

 


 30
6
.
20
.
20
36935
.
2
2.2 Trục II:
Đƣờng kính trục 2 chỗ lắp then là 36 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có:
b = 10 mm; h = 8 mm ; tl =5 mm; t2 =3,3 mm; min
r =0,25 mm, max
r =0,4 mm
ADCT lt1 = 0,8.lm22 = 0,8.45 = 36 (mm)
/
100 mm
N
d 

  2
/
)
30
20
( mm
N
c 


Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh răng: Theo CT 9.1 TL1
 

 


)
(
2
1
t
h
dl
T
t
d
Với:














5
8
36
36
150813
1
1
t
h
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
100 mm
N
d 

 

 



 6
,
77
)
5
8
(
36
.
36
150813
.
2

Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then lắp bánh răng: Theo công thức 9.2 TL1
 c
t
c
dbl
T

 

2
Với:











10
36
36
150813
1
b
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
)
30
20
( mm
N
d 


 

 


 3
,
23
10
.
36
.
36
150813
.
2
2.3 Trục III:
b = 14 mm; h =9 mm ; tl =5,5 mm; t2 =3,8 mm; min
r =0,25 mm, max
r =0,4 mm
b = 18 mm; h =11 mm ; tl =7 mm; t2 =4,4 mm; min
r =0,25 mm, max
r =0,4 mm
ADCT lt1 = 0,8.lm32 = 0,8.60 = 48 (mm)
Chiều dài then lắp khớp nối đàn hồi:
ADCT lkn = 0,8.lmkn = 0,8.90 = 72 (mm)
/
100 mm
N
d 

  2
/
)
30
20
( mm
N
c 


Đối với bánh răng :
Kiểm nghiệm về sức bền dập : Theo CT 9.1 TL1
 

 


)
(
2
1
t
h
dl
T
t
d

Với:














7
11
48
63
498319
1
1
t
h
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
100 mm
N
d 

 

 



 82
)
7
11
(
48
.
63
498319
.
2
Kiểm nghiệm về sức bền cắt : Theo công thức 9.2 TL1
 c
t
c
dbl
T

 

2
Với:











18
48
63
498319
1
b
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
)
30
20
( mm
N
d 


 

 


 18
18
.
48
.
63
498319
.
2
Đối với khớp nối trục đàn hồi :
Kiểm nghiệm về sức bền dập : Theo CT 9.1 TL1
 

 


)
(
2
1
t
h
dl
T
t
d
Với:














5
,
5
9
72
50
498319
1
1
t
h
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
100 mm
N
d 

 

 



 79
)
5
,
5
9
(
72
.
50
498319
.
2

Kiểm nghiệm về sức bền cắt : Theo công thức 9.2 TL1
 c
t
c
dbl
T

 

2
Với:











14
72
50
498319
1
b
l
mm
d
Nmm
T
t
  2
/
)
30
20
( mm
N
d 


 

 


 8
,
19
14
.
72
.
50
498319
.
2
Bảng thông số trục I
Thông số Trị số (mm)
Đƣờng kính trục dI 20
Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm
a-a : 30
b-b : 32
Chiều dài mayơ bánh trên trục 25
Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l12 56
Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l13 40
Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l11 80
Chiều dày ổ lăn trên trục B01 15
Bảng thông số trục II

Đƣờng kính trục dII 35
e-e : 36
f-f : 36
Chiều dài mayơ bánh răng trên trục
Bánh lớn: 45
Bánh nhỏ: 45
Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng II: l22 40
Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l23 135,5
Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l32 62,5
Bảng thông số trục III
Đƣờng kính trục dIII 45
k-k : 63
i-i : 60
Chiều dài mayơ bánh răng trên trục 60
Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l31 125
Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải l33 215,5
Bảng thông số then trên các trục

Trục I TrụcII Trục III
Bánh đai Bánh răng Bánh
răng
Bánh
răng
Bánh
răng
Khớp nối
b 6 10 10 10 18 14
h 6 8 8 8 11 9
t1 3,5 5 5 5 7 5,5
t2 2,8 3,3 3,3 3,3 4,4 3,8
r(min) 0,16 0,25 0,25 0,25 0,25 0,25
r(max) 0,25 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4
b
h
t t1
r

Phần VI: Chọn ổ lăn và khớp nối trục
I , Chọn ổ Lăn:
Trên trục I
1. Chọn ổ lăn:
Ta có 3
,
0
/ 
r
a F
F và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn
Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất;
Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:















N
F
F
F
N
F
F
F
Bx
By
r
Ax
Ay
r
7
,
185
181
8
,
41
7
,
2124
425
8
,
2081
2
2
2
2
1
2
2
2
2
0
Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 30mm
Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ trung hẹp, kí hiệu 46306 với d = 30mm;
B = 19mm đƣờng kính ngoài D = 72 mm chỗ vát ra = 2,0 mm, C = 25,60 kN , 0
C = 18,17
2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn , =12 độ; o
a C
iF / = 0,056; e = 0,37 ; 5
,
336

at
F
Vậy theo CT 11.8









7
,
68
7
,
185
.
37
,
0
.
786
7
,
2124
.
37
,
0
.
1
1
0
0
r
s
r
s
F
e
F
F
e
F
Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a
at
s
a F
F
F 

 1
0 = 77,8 - 336,5 < 0
s
F => 0
a
F = 786
at
s
a F
F
F 

 0
1 = 786+336,5 = 1122.5 > 1
s
F => 1
a
F = 1122,5
ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1
( X = 0,45 ; Y = 1,46 ; V = 1; t
K = 1 ; d
K = 1,1 )
A B
0
r
F 1
r
F

0
Q = (XV 0
r
F + Y 0
a
F ). d
t K
K . = 2314
1
Q = (XV 1
r
F + Y 1
a
F ). d
t K
K . = 1894
Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ O là ổ chịu lực lớn.
Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 )
m
i
i
m
i
E L
L
Q
Q 

 / = m
O
O
m
O
O
EO L
L
Q
Q
Q 1
1
1 /


=> 3 3
3
3
75
,
0
.
75
12
9
,
0
.
75
48
1
.
75
15
2314 


E
Q = 2082,6
Theo CT 11.1
Khả năng tải động :
d
C = Q. m
L (kN)
L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3
Theo CT 10.12 TL1 h
L = )
60
/(
106
n
L
h
L = 24000 (h)
 L = 24000.60.709,5/106
= 1021,68
 d
C = 2.3
68
,
1021 = 20,1
 Vậy C > d
C thỏa mãn 11.16
3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Bảng 11.6 0
X = 0,5 ; 0
Y = 0,47
a
r
t F
Y
F
X
Q .
. 0
0 
 = (0,5.2124,7 + 0,45.786) = 1416 < 0
r
F
=> N
C
Qt 25200
0 

Vậy thỏa mãn 11.18

Trên trục II
1. Chọn ổ lăn:
Ta có 3
,
0
/ 
r
a F















N
F
F
F
N
F
F
F
Dx
Dy
r
Cx
Cy
r
3
,
3463
8
,
1654
4
,
3042
1057
2
,
1052
2
,
100
2
2
2
2
1
2
2
2
2
0
Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 35mm
Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ nặng hẹp, kí hiệu 66407 với d = 35mm;
B = 25mm đƣờng kính ngoài D = 100 mm chỗ vát ra = 2,5 mm, C =45,4 kN , 0
C = 33,7
2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn , =12 độ; o
a C
iF / = 0,075; e = 0,41 ; 3
,
830
5
,
336
8
,
1166 


at
F
Vậy theo CT 11.8









1419
3286
.
41
,
0
.
4
,
433
1057
.
41
,
0
.
1
1
0
0
r
s
r
s
F
e
F
F
e
F
at
s
a F
F
F 

 1
0 = 589 > 0
S
F => 0
a
F = 589
at
s
a F
F
F 

 0
1 = 1263,7 < 1
s
F => 1
a
F = 1419
( X = 0,45 ; Y = 1,34 ; V = 1; t
K = 1 ; d
K = 1,1 )
0
Q = (XV 0
r
F + Y 0
a
F ). d
t K
K . = 1391
1
Q = (XV 1
r
F + Y 1
a
F ). d
t K
K . = 3718
Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn.
C
D
0
r
F 1
r
F

m
i
i
m
i
E L
L
Q
Q 

 / = m m
E L
L
Q
Q
Q 11
11
11
1
1 /


=> 3 3
3
3
75
,
0
.
75
12
9
,
0
.
75
48
1
.
75
15
3718 


E
Q = 3346
Theo CT 11.1
d
C = Q. m
L (kN)
Theo CT 10.12 TL1 h
L = )
60
/(
106
n
L
h
L = 24000 (h)
 L = 24000.60.709,5/10 6
= 1021,68
 d
C = 3,346.3
68
,
1021 = 33,7
 Vậy C > d
C thỏa mãn 11.16
3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Bảng 11.6 0
X = 0,5 ; 0
Y = 0,47
a
r
t F
Y
F
X
Q .
. 0
0 
 = (0,5.3463,3 + 0,45.1419) = 2370 < 0
r
F
=> N
C
Qt 33700
0 

Trên trục III:
1. Chọn ổ lăn:
Ta có 3
,
0
/ 
r
a F
G
H
0
r
F 1
r
F
















N
F
F
F
N
F
F
F
Hx
Hy
r
Gx
Gy
r
11212
8
,
11008
9
,
2131
7758
6
,
7758
31
2
2
2
2
1
2
2
2
2
0
Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 60 mm
Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ nặng hẹp, kí hiệu 66412 với d = 60mm;
B = 35mm đƣờng kính ngoài D = 150 mm chỗ vát ra = 3,5 mm, C =98 kN , 0
C = 81
2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn , =12 độ; lge = [lg(Fr/C0) – 1,144 ]/4,73; e = 0,26 ; 8
,
1166

at
F
Vậy theo CT 11.8









2915
11212
.
26
,
0
.
2017
7758
.
26
,
0
.
1
1
0
0
r
s
r
s
F
e
F
F
e
F
at
s
a F
F
F 

 1
0 = 4083,8 > 0
S
F => 0
a
F = 4083,8
at
s
a F
F
F 

 0
1 = 851 < 1
s
F => 1
a
F = 2915
( X = 0,45 ; Y = 1,46 ; V = 1; t
K = 1 ; d
K = 1,1 )
0
Q = (XV 0
r
F + Y 0
a
F ). d
t K
K . = 10395,5
1
Q = (XV 1
r
F + Y 1
a
F ). d
t K
K . = 10231
Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ O là ổ chịu lực lớn.
m
i
i
m
i
E L
L
Q
Q 

 / = m
O
O
m
O
O
EO L
L
Q
Q
Q 1
1
1 /


=> 3 3
3
3
75
,
0
.
75
12
9
,
0
.
75
48
1
.
75
15
10395 


E
Q = 9355.5
Theo CT 11.1
d
C = Q. m
L (kN)

Theo CT 10.12 TL1 h
L = )
60
/(
106
n
L
h
L = 24000 (h)
 L = 24000.60.709,5/10 6
= 1021,68
 d
C = 9,3.3
68
,
1021 = 94
 Vậy C > d
C thỏa mãn 11.16
3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Bảng 11.6 0
X = 0,5 ; 0
Y = 0,47
a
r
t F
Y
F
X
Q .
. 0
0 
 = (0,5.7758 + 0,45.4083) = 5716 < 0
r
F
=> N
C
Qt 81000
0 

*. Chọn kiểu lắp ổ lăn:
Để ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trƣợt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ
hộp theo hệ trục.
*. Bôi trơn ổ lăn:
Bộ phận ổ đƣợc bôi trơn bằng dầu. Có thể dùng mỡ ứng với nhiệt độ làm việc từ 50 ÷ 1000
C và vận
tốc dƣới 1500 vòng/phút (bảng 18.13TL1) chọn loại dầu Công nghiệp 20
Lƣợng dầu chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Để dầu không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi
vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu.
*. Vòng chắn dầu:
Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng nhƣ ngăn mỡ chảy
ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất :
Dựa vào bảng 8.29[TL2] ta chọn đƣợc các thông số sau:
Vòng phớt ở trục d d1 d2 D a b S0
I 35 36 72 48 9 6,5 12
II 35 36 100 48 9 6,5 12

III 60 61,5 150 79 9 6,5 12
II ,Chọn Khớp Nối Đàn Hồi.
Nối trục đàn hồi dùng để nối hai trục III và trục IV để truyền chuyển động mà giảm đƣợc rung động
Công suất truyền: P= 2,609 (KW)

Số vòng quay: n= 50 vg/ph
Đƣờng kính ra của hộp giảm tốc d= 50 mm
Mômen xoắn truyền qua trục nối:
T = 498319 Nmm = 498,319 Nm
Chọn hệ số tải động k=1,6 Theo bảng 16.1 TL1
Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ:
Theo trị số momen và đƣờng kính trục ta chọn kích thƣớc trục nối (bảng16.10a TL1)
M = 498,319 (Nm)
d = 50 mm; D = 170 mm; dm = 95 mm ; L = 175 mm;l = 110mm ;d1 = 90mm
D0 = 130 mm ; Z = 8 mm;
Chọn vật liệu
Nối trục : gang
Chốt : thép CT45 thƣờng hóa
Vòng đàn hồi bằng cao su
Ứng suất dập cho phép của vòng cao su:
MPa
d )
4
...
2
(
]
[ 

Ứng suất uốn của chốt
  2
70 /
u
N mm
  …80 N/mm2
Đều kiện về sức bền dập của vòng cao su
3
0 .
.
.
2
l
d
D
Z
kT
C
d 
 = 9
,
3
14
.
28
.
130
.
8
498319
.
6
,
1
.
2
 thỏa mãn
Đều kiện kiểm nghiệm về sức bền uốn của chốt
8
.
14
.
130
.
1
,
0
41
.
498319
.
6
,
1
.
.
.
1
,
0 3
3
0
0


Z
d
D
kTl
C
u
 u
]
[
 vậy Thỏa mãn.

PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP.
1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dầy
- Thân hộp 
-Nắp hộp 1
=0,025aw +3=6,75 chọn 7.5mm
1=0,9  = 6,3 chọn 6.5mm
Gân tăng cứng
-Chiều dầy e
-Chiều cao h
-Độ dốc
e=(0,8-1)  = 5,6 – 7mm chọn e = 7
h<58 chọn 40 mm
Khoảng 20
- Đường kính
- bu lông nền d1
- bu lông cạnh ổ d2
- bu lông nắp bích và thân d3
- Vít nắp ghép ổ d4
- Bu lông ghép nắp cửa thăm d5
Tra bảng 18.1 TL1 ta được d1 = 16mm
d2=(0,7-0,8 )d1 , chọn d2 = 10mm
d3=(0,8-0,9)d2 = 8 – 9 mm , chọn d3 = 8mm
d4=(0,6 – 0,7)d2 chọn d4 = 8 mm
d5=(0,5 – 0,6)d 2 , chọn d5 = 6 mm
Mặt bích ghép nắp và thân
-chiều dày bích thân hộp s3
-chiều dầy bích nắp hộp s4
-bề rông nắp bích và thân k3
s3=(1,4-1,8)d3 chọn s3 = 15 mm
s4=(0,9-1)S3 chọn s4 = 15mm
k3=k2-(3-5)mm
Chốt định vị hình côn
Tra bảng 18-4b[4]
L = 30 mm , d = 8 mm
Kích thước gối trục
đường kính ngoài và tâm lỗ vít
tra bảng 18.2[4]
trục 1
trục 2
D= 30 mm; D3= 99 mm; D2= 77 mm
D= 35 mm;D3= 127 mm;D2= 94 mm

trục 3 D= 55 mm;D3= 176 mm;D2= 131 mm
Mặt đế hộp
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi : Dd, S1, S2
Bề rộng mặt đế hộp K1 và q
Khoảng cách từ tâm bu lông cạnh ổ
đến mép lổ
S1 = (1,3 – 1,5)d1 = 20 – 24 mm, chọn S1 = 20 mm
Dd được xác định theo đường kính dao khoét
S1 = (1,4 – 1,7)d1 = 22,4 – 27,2 mm chọn S1 = 22 mm
S2 = (1 – 1.1 )d1 = 16 – 17,6 mm chọn S2 = 16 mm
K1 = 3d1 = 48mm ; q  K1 + 2. = 76
K  1,2d2 = 12 mm , chọn K = 12
Khe hở giữa các chi tiết:
Bánh răng với thành trong hộp
Bánh răng lớn với đáy hộp
=(1- 1,2)= 6,3mm
1=(3-5)= 23,5 mm
Số lượng bu lông nền
Z=
( ) 416 682
6
(200 300) (200 300)
B L
 
 
 
L ,B:là chiều dài và chiều rộng của hộp
2. Các chi tiết phụ
+ Bulông vòng (bảng 18-3a, [2]): dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng nhƣ khi di chuyển
hộp từ nơi này sang nơi khác. Chọn bulông M10
+ Cửa thăm (bảng A1 = 150, vít : M8x22
Để thuận tiện trong khi sử dụng quan sát các phần trong hộp giảm tốc cũng nhƣ khi lắp và để đổ dầu
vào hộp, ta làm cửa thăm trên đỉnh hộp, trên nắp có nút thông hơi
+ Nút thông hơi (bảng 18-6, [4]): M10x2
Khi máy làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, áp suất trong hộp cũng tăng theo. Để giảm áp suất và
không khí trong hộp ta dùng nút thông hơi, đồng thời cũng là điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp

+ Nút tháo dầu trụ (bảng : M16x2
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, làm ảnh hƣởng đến hiệu quả
bôi trơn, do đó cần thay dầu mới và xả hết dầu cũ, để làm việc này cần có nút tháo dầu.
+ Que thăm dầu: (bảng
Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi
tiết đƣợc bôi trơn tốt
3. Dung sai lắp ghép

Kiểu lắp
Trục I Trục II Trục III
Kiểu lắp
Dung sai
(m)
Kiểu lắp
Dung
sai
(m)
Kiểu lắp
Dung
sai
(m)
Bánh răng-trục
6
7
32
k
H

+25
0
6
7
36
k
H

+25
0
6
7
63
k
H

+30
0
+18
+2
+18
+2
+21
+2
6
7
36
k
H

+25
0
+18
+2
Nối trục – trục 6
41k
 6
55k

+21
+2
Chắn dầu – trục 6
30k

+64
+25
6
35k

+64
25
6
60k

+76
30
+18
+2
+18
+2
+21
+2
Bánh đai – trục
6
7
20
k
H

+18
+2 6
7
45
k
H

+21
+2
Ổ lăn – trục 6
30k

+18
+2
6
35k

+18
+2
60k6

+21
+2
Nắp ổ lăn – vỏ
hộp 6
7
99
k
H

+30
0
6
7
127
k
H

+30
0
6
7
3
,
173
k
H

+40
0
-60
-106
-72
-126
-85
-143

PHẦN VIII. XÍCH TẢI
Lực vòng trên xích tải:
F= 5000 N
Vận tốc xích tải:
v=0.7515 m/s
Số răng đĩa xích tải dẫn:
z1 = 27
Bƣớc xích tải dẫn :
p = 25,4
Đƣờng kính vòng chia đĩa xích dẫn (công thức 5.17 – [2])
)
/
sin(
/ 1
1 z
p
d 
 = 25,4/sin(180/27) = 218,8 mm
Khoảng cách trục:
a = (30÷50)p = 762÷1270 mm

Tài liệu tham khảo
[Tài liệu 1]. Tính toán thiết kế HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( T1)
[Tài liệu 1]. Tính toán thiết kế HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( T2)
[Tài liệu 2]. THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY (Nguyễn Tọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm)
NHÀ XUẤT BÃN GIÁO DỤC.
[Tài liệu 3]. Cơ Sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM

4.4.2. thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp động trục bánh răng nghiêng

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to 4.4.2. thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp động trục bánh răng nghiêng

Similar to 4.4.2. thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp động trục bánh răng nghiêng (20)

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

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

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

4.4.2. thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp động trục bánh răng nghiêng