Thuyết minh đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Bộ môn thiết kế máy
máy
thiết kế môn học chi tiết
1 51
Trường đại học giao thông vận tải hà nội
Khoa cơ khí
============== *** ==============
thuyết minh đồ án môn học
chi tiết máy
Sinh viên :
Lớp :
Giáo viên hướng dẫn :
Thiết kế môn học chi tiết máy

máy
2 51
Lời nói đầu
Đ
Thiết kế trạm dẫn động xích tải
ối với nhiều nghành trong các trờng đại học kỹ thuật ,sau khi
học xong phần lý thuyết về Chi tiết máy, học sinh buớc sang giai
đoạn thiết kế đồ án môn học.Vì là lần đầu tiên bắt tay vào một
công việc mới mẻ, vận dụng lí thuyết để giải quyết những vấn đề
có liên hệ mật thiết với thực tế sản xuất ,thiết kế ra những chi tiết và bộ phận
máy có hình dạng kích thớc cụ thể ,phải thoả mãn trong một chửng mực nhất
định các yêu cầu chủ yếu về kinh tế.
Thiết kế máy là một quá trình sáng tạo để thoả mãn một nhiệm vụ
thiết kế nào đó có thể đề ra nhiều phong án khác nhau .Người thiết kế vận
dụng những hiểu biết lý thuyết và những kinh nghiệm thực tế để chọn một
phong án thiết kế hợp lí nhất .Muốn làm được điều đó người thiết kế cần
phải đề cập và giải quyết hàng loạt yêu cầu khác nhau về công nghệ ,về sử
dụng có thể là trái ngựoc nhau.Vì vậy nên tiến hành tính toán kinh tế theo
những phương án cấu tạo đã đề ra ,cân nhắc lợi hại rồi chọn một phương án
tốt nhất.
Thông thường thì thiết kế máy cần giải quyết đồng thời hai yêu cầu
cơ bản:Máy được thiết kế cần giải quyết đồng thời thoả mãn những chi tiết
làm việc chủ yếu như sức bền ,độ bền mòn ,độ cứng,giá thành của máy rẻ
nhất .
Ngoài những yêu cầu về khả năng làm việc chủ yếu ,các tiết máy
(hoặc máy) được thiết kế cần phải thoả mãn những điều kỹ thuật cơ bảnsau:
Cơ sở hợp lí để chọn kết cấu chi tiết và bộ phận máy ,những yêu cầu
về công nghiệp tháo lắp ,hình dạng cấu tạo của chi tiết phù hợp với phơng
pháp chế tạo gia công cơ và sản lượng chi trớc ,tiết kiệm nguyên vật liệu
.dùng rộng rãi các chi tiết ,bộ phận máy đã tiêu chuẩn hoá .
Ngoài những điều trình bày ở trên khi thiết kế cần lưu ý đến vấn đề an
toàn lao động và hình thức sản phẩm .
Trong phần thiết kế nay có sử dụng tài liệu :
trương tất đích chi tiết máy t1,2 NXB Giao thông vận tải 2002
trịnh chất –lê văn uyển tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí t1,2 NXB
Giáo dục 2003

máy
3 51
(
pi
)2.t i
1
p
ti
phần I : chọn động cơ điện
1/ Các thông số cho trước :
Lực kéo trên xích tải P = 1000 (KG)
Vân tốc xích tải(m/s): V= 0.2 (m/s)
Bước xích tải (mm) : t=125 (mm)
Số răng đĩaxích tải z = 8
Tỉ số M1/M M1/M=0,5
Thời gian phục vụ (năm): 5
Sai số vận tốc cho phép(%): 5 %
Chiều cao tâm đĩaxích H : 600
2/ Xác định công xuất động cơ :
pt

Công xuất cần thiết trên trục động cơ: p ct =
Trong đó :
 Công suất tính toán :Pt = Ptđ ( công suất làm việc trên tải )
hệ thống dẫn động xích tải (biết trước lực kéo và vận tốc xích tải ).
F.v
1000
Công suất làm việc được tính : Plv =
Trong đó ;
1000.9,81.0.2
1000
= = 1,96 kW
F: lực kéo trên xích tải
V: vận tốc xích tải
Chú ý : ******************
Do tải trọng thay đổi(Tải trọng va đập trung bình) :
p1
Ptđ = =
********************
Hiệu suất truyền động :  = k.4
ol.2
bk
Ta chọn
k = 1 : hiệu suất khớp nối đàn hồi
ol = 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
bk = 0,97: hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc,và 1
cặp bánh răng ngoài hộp giảm tốc
  = 1 . 0,994 . 0,972 =0.9038

máy
4 51
 Công suất cần thiết của trục động cơ :
Pt

pct =
1, 96
0.9038
= = 2,71 ( kW)
3/ Xác định số vòng quay đồng bộ
Số vòng quay của trục máy công tác đĩa xích tải
v
nlv = 60000.
z.t
trong đó :
v: vận tốc xích tải (m/s)
z: số răng đĩa xích tải
t: bước xích của xích tải (mm)
0.2

nlv = 60000.
8.125
= 12
* Tỉ số truyền toàn bộ it của hệ thồng dẫn động : it = ih . i
n
Trongđó:
 ih = 14: tỉ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp
(tra theo bảng 2.4 tt hệ dẫn động cơ khí)
 in = 5 :tỉ số truyền của bộ bánh răng tru ngoài
it = 14. 5 = 70
_Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là :nsb = nlv. it = 12 .70 = 840 (vg/ ph)
_Theo bảng phụ lục P (1.3) và với pct =2,71 (KW) , nđb = 840 (vg/ ph)
Ta chọn kiểu động cơ : 4a71A6Y3
Các thông số của động cơ như sau :
*Công suất động cơ : Pđc = 3 (kW).
*Vận tốc quay : nđc = 920 (vg/ph).
TK
Tdn
= 2,2
Ta thấy rằng sai số vận tốc không đến 5%
_Kiểm tra :

pđc = 0.37 (KW)

pct = 0.2714 (KW)
nđc =920
Tmm
nsb = 1000,02 (v/ph)
Tk
T  Tdn
= =2

máy
5 51
*Kết luận : động cơ 4A71A6Y3 phù hợp với yêu cầu thiết kế.
4/ Phân phối tỉ số truyền.
ndc
nLV
_Tỉ số truyền chung là : it=
Hay là it = ih . ix
840
12
= = 70
Trongđó : * ix là tỉ số truyền của bộ truyền xích , chọn ix =5
* ih tỉ số truyền của hộp giảm tốc , ih = i1 .i2 = 14
Với : i1 là tỉ số truyền cấpnhanh
i2 là tỉ số truyền cấp chậm
_Ta phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc đảm bảo các nguyên tắc sau:
+ bảo đảm điều kiện bôi trơn tốt
+ bảo đảm khuôn khổ và trọng lượng hộp giảm tốc là nhỏ nhất
+ mô men quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tíchcác bánh lớn
nhúng trong
dầu là nhỏ nhất.
_Tra bảng 3.1 tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí ta phân phối tỉ số
truyền như sau:
i1 = 4,79 ; i 2 = 2,92
Tính lại giá trị ix theo i1 , i2 trong hộp giảm tốc
it
ih
ix =
70
4,79.2,92
= = 5
*Kết luận : ih = 14 , i1 = 4,79 , i2 = 2,92 , i x = 5
5/ Xác định công suất , mô men và số vòng quay trên các trục
_Xác định công suất trên các trục :
Trên trục I :N 1= pct . k . ol =0,2714 . 1 . 0,99 = 0,2687(KW)
Trên trục II : N2 =N1 . br . ol =0.2687 . 0,97. 0,99 = 0,258 (KW)
Trên trục III :N3 = N2 . br . ol = 0,258 . 0,97. 0,99 = 0,2478 (KW)
Trên trục IV: N4 = N3. br . ol = 0,2478.0,97.0,99 = 0,238 (KW)
_Xác định số vòng quay trên các trục :
Trên trục I : n1 = nđc = 920 (vg/ ph)
n1
i1
Trên trục II : n2=
920
4,79
= = 192,067 (vg/ph)
Trên trục III: n3 =
n2 192,067
i2 2.92
= = 65,7764 (vg/ph)

máy
6 51
n3
ix
Trên trục IV; n =
65,7764
5
= = 13.1553 (vg/ph)
_Xác định mômen xoắn trên các trục
N1 0,2687
n1
Trên trục I : M1 = 9,55. 106 .
N 2
= 9,55.106 .
920
0,258
= 2789,223 ( Nmm)
n2
Trên trục II: M2 =9,55. 106 .
N3
n3
Trên trục III: M3=9,55. 106 .
N4
4
6 n4
Trên trục IV: M = 9,55.10 .
192,067
= 9,55.106 = 12828,336 ( Nmm)
0,2478
65,7764
= 9,55.106 . = 35977,798( Nmm)
0,238
6 13,1553
= 9,55.10 . = 172774,471(Nmm)
Momen xoắn của động cơ :
Ndc
0,37
920
ndc
Mđc = 9,55. 106 . = 9,55. 106 =3840,761(Nmm)
*Ta lập được bảng kết quả sau:
Động Trục1 Trục2 Trục 3 Trục 4
Công suất (KW) 0,37 0,2687 0,258 0,2478 0,238
Vận tốc quay (vg/ph) 920 920 192,067 65,7764 13,1553
Momen xoắn (Nmm) 3840,76 2789,23 12828,33 35977,79 172774,47
Tỉ số truyền 1 4,79 2,29 5
*******************************************************
Vận tốc vòng quay trên trục xíchlà :
4 x
vx = n /i =13,1553/5 =2,631 (vg/ph)
Vận tốc mới tính được là :
2,631.z.t
60000
vm =
2,631.7.150
60000
= =0.046 (m/s)
4

máy
7 51
0,8012 - 0,8
0,8012
Sai số vận tốc là : =
 đạt yêu cầu
= 0,15% < 5%
phần ii: tính toán thiết kế chi tiết máy
A.TíNH TOáN Bộ TRUYềN BáNHRĂNG TRONG HộP giảm TốC
I ) Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
cấp nhanh ( bánh răng nghiêng )
1. Chọn vật liệu
Do giả thiết tải trọng tác dụng lên bộ truyền là trung bình nên ta chọn vật
liệu 2 cấp bánh răng là như nhau.
Để đảm bảo sức bền bề mặt, tránh tróc rỗ, mòn dính; sức bền uốn để tránh
gãy đồng thời dễ cắt răng; đảm bảo độ chính xác và độ nhẵn cần thiết .Vậy
nên vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng
Là thép nhiệt luyện.
_Vì tải trọng trung bình nên chọn vật liệu có HB < 350
Theo bảng 6.1 ( tkhdđ ck ) ta chọn các số liệu như sau :
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền
Bánh chủ động Thép 45 Tôicải thiện 850
Bánh bị động Thép 45 Tôi cải thiện 750
2 . Xác định ứng suất cho phép
 0
H lim
_ứng suất cho phép :[ H ] =
sH
. Z R . zV k XH .K HL (*)
Trong đó : chọnsơ bộ Z R . zV k XH =1
sH hệ sốan toàn , tra bảng (6.2) lấy sH =1,1
_Ta đã có độ rắn bánh nhỏ là :
độ rắn của bánh chủ động HB1 = 265
độ rắn của bánh bị động HB 2 = 230
_Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
0
Hlim 1 = 2 . HB1 + 70 = 2. 265 + 70 = 600 (Mpa)
0
Hlim 2 = 2 . HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 477 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ
Giới hạn chảy độ cứng HB
650 265
450 230

máy
8 51
KHL=
Với mH=6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
_Tính NHO = 30.Hb2,4
Với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
Suy ra : N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .265 2,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M max
Và N HE = 60 . c .  ( )3 . ni . ti
Trongđó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc ,
số vòng quay ở chế độ i
C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tổng số giờ làm việc : =200 . 3.8.5= 24000 (giờ)
bánh 1 : n1=1420(v/ph)
1 3
1 3
1.4
NHE 1 = 60 . 1 .1420 .24000 (
Bánh 2 : n2= n1/i1=331,78 (v/ph)
1.4
.4+ .4) = 2,89 . 109
1 3
1.4
NHE 2 = 60 . 1 .331,78 .24000 (
1 3
1.4
.4+ .4) = 13,93 . 108
Do bắt đầu từ NHO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
songvới trục hoành nên
NHE1= 2,89.109 > NHO1= 1,256.107 => NHE1= NHO1 => KHL1=1
NHE2= 13,39 . 108 > NHO2= 0,883.107 => NHE2= NHO2 => K
H
L
2
=
1
Từ (*) ta có :
1
1,1
[ H1 ] = 600 .
1
= 545,45 (Mpa)
[ H2 ] = 530.
1,1
= 481,82 (Mpa)
Với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghêng nên ta có
[ H1]  [ H 2 ]
2
[ H]= = 513,635 (Mpa)
Thấy [ H] < 1,25 . [ H] min =1,25.481,82 =602,275 (Mpa)
mH 𝑁𝐻𝑂
/ 𝑁𝐻𝐸

máy
9 51
F
Flim
Flim1
Flim2
ứng xuất uốn cho phép
 0
F lim
[ F] =
sF
. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (**)
Trong đó : 0
Flim là ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
0 = 1,8. HB
Chọn sơ bộ Y R.YS .kXF =1
S :hệ số an toàn về uốn tra bảng (6.2 sách TTTKHDĐCK)
F
S =1,75
_Vậy :
0 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
0 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
mF
NFO / NEF
KFL=
Với mF =6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc
NFO :số chu kỳ thay đổiứng suất cơ sở khi thử về uốn
Đối với tất cả các loại thép ta có : N FO = 4 . 106
Mi
M m
ax
Và : NFE = 60 . c .  ( )6 . ni . ti
Trongđó : C=1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
i
M :mômen xoắn ở chế độ i
i
n :số vòng quay ở chế độ i
i
t : tổng số giờ làm việc ở chế độ i
t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n1=1420(v/ph)
1 6
1.4
N FE1 = 60 . 1 .1420 .24000 (
Bánh 2 : n2= n1/i1=331,78 (v/ph)
1 6
1.4
.4+
9
.4)=2,17.10
1 6
1.4
N FE2 = 60 . 1 . 331,78 .24000 (
1 6
1.4
.4+ .4)= 5,07. 10 8

máy
10 51
Do bắt đầu từ NFO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song
song với trục hoành nên
NFE1= 2,17.109 > NFO= 4.106 => NFE1= NFO => K
F
L
1
=1
NFE2= 5,07.108 > NFO= 4.106 => NFE2= NFO => K
F
L
2
=1
_Xét bộ truyền quay theo một chiều do đó KFC =1
Từ (**) ta có :
1.1
1,75
[ F1 ] = 477 .
1.1
1,75
[ F2 ] = 414 .
= 272,57 (Mpa)
= 236,5 (Mpa)
ứng xuất quá tải cho phép
ứng xuất tiếp xúc khi quá tải
[ H ] max = 2,8 . ch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)
ứng xuất uốn khi quá tải
[ F1 ] max = 0,8 . ch1 = 0,8 . 650 = 520 (M
pa)
[ F2 ] max = 0,8 . ch2 = 0,8 . 450 = 360 (M
pa)
ứng xuất cho phép của cấp nhanh
ứng xuất tiếp xúc
cho phép (Mpa)
ứng xuất uốn cho
phép (Mpa)
ỉng xuất tiếp xúc
quá tải (Mpa)
ứng xuất uốn
quá tải (Mpa)
Bánh 1 600 477 1260 520
Bánh 2 477 414 1260 360
3/ tính sơ bộ khoảng cáchtrục
aw = ka ( i
Trongđó :
+1)
Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng nghiêng ) ;
tra bảng 6.5(tttkhddck-t1)
chọn Ka=43
i1 =4,28 tỉ số truyền cấp nhanh
M1 = 2789,233 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
[H] = 600(MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Chọn sơ bộ :  ba = 0,3 ( do vị trí bánh răng không đốixứng)
3
M1.KH
 [ ]2 .i
ba. H 1
1

máy
11 51
KH : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng
khi tính về tiếp xúc
Tính  bd = 0,53.  ba ( i1+ 1 ) = 0,53 . 0,3.( 4,79 + 1 ) = 0,84
Tra bảng 6.7 ( sách tttkhdđ ck ) ta chọn KH = 1,05
_Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :
aw = ka ( i +1)
aw = 76 (mm)
= 76
4/ Xác định một số thông số của bộ truyền
Xác định thông số ăn khớp
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (0,74-1,48)
m= 1,15-2,30
Theo bảng 6.8 ta chọn m = 2,25 ( do tải ở đây không lớn lắm )
_Chọn sơ bộ  = 12 , do đó : cos = 0,978
_Số răng bánh bé là :
2.a w .cos

m(i  1)
z1 = = = 12,18
Lấy tròn số : z1 = 12
_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 4,79 . 12 = 52,15
(chú ý không cần dịch chỉnh vi là bánh răng nghiêng)
m
_Vậy tỉ số truyền thực là : i = z2 / z1 = 52 / 12 = 4,333
m(z1  z2 )
2.aw
_Góc nghiêng của bánh răng là : cos =
cos = 0,973
Suy ra  = 13,34 o

( 80

200)
5/ Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ứng xuất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
zM .zH .z

H =
dw1
.  [H ]
Theo bảng 6.5 :Với bánh răng bằng thép ta chọn
zM = 274 MPa1/3 hệ số kể đến cơ tính của vật liệu
3
M1.KH
 [ ]2 .i
ba. H 1
2.M1.KH .KH .KHV .(i1  1)
bw .i1
1

máy
12 51
4   1    
3




2.cos b
sin(2. tw )
Và : zH = [ ]0,5 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
trong đó : b :góc nghiêng của răng trên hình trụ cơsở

tg b = cos t. tg 
tg
  cos 
mà : t= tw= arctg(

) mà = 200 (theo TCVN 1065-71)
 
t= tw = arctg(
tg 200
0,973  
)  t= tw =20,510
O
tgb = cos(20,51) . tg( 13,34) =0,222 b =12,52
2.cos(12,52)
sin(2.20,51)
Do đó : zH = [ ]0,5 = 1,725
bw .sin 
 .m
_Hệ số trùng khớp dọc :  =

Ze
= 0,725 <1,1
hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
z1
với  = [ 1,88 - 3,2 (
z2
+ ) ] . cos 
 = [ 1,88 - 3,2 (1/12 + 1/52 ) ] . 0,973 = 1,51.
Vậy z = 0,814
KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Trongđó
KH =
KH . KH .KHV
KHb , KHa: là hệ số phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng và cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
KHa : thuộc vận tốc vòng lăn bánh nhỏ
KHV : là hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
2.aw
_Đường kính vòng lăn bánh nhỏ là: dw1 =
it  1
= 28,03

máy
13 51
 .dw1.n1
60000
_Vận tốc vòng : v = = 2,084 (v/ph)
Theo bảng 6.14 (tttk hdđ ck ) ta chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 5 m/s  Lấy KH = 1,13
vH .bw .dw1
_TínhvH = H .go. v
.
kHV = 1 +
2.M 1.KH .KH
Với H : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( tra bảng 6.15)
go :hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1và 2
( tra bảng 6.16)
Tra bảng 6.15 ta lấy : H = 0,002 .Tra bảng 6.16 ta lấy g0 = 73
vH = H .go. v
. .= 1,265
vH .bw .dw1
_Do đó kHV = 1 +
2.M 1.KH .KH 
= 1,01
Với KH =1,05 đã trọn trước
_Thay tất cả vào trên ta tính được ứng xuất tiếp xúc :
zM .zH .z

H =
dw1
.
H = 648,69 Mpa
_ứng xuất cho phép tiếp xúc
[H ] = [H ],. zv.zR . kXH (Trong đó : zv = 1 do v = 3,24 < 5 m/s)
_Với cấp chính xác động học là 9 , ta chọn cấp chính xác tiếp xúc là 8 và
khi đó cần gia công độ nhám là Râ =2,5  1,25 m  zR = 0,95
_Với da < 700  KXH = 1 [H ] = 513,635 . 1.0,95 . 1 = 487,953 Mpa
Ta thấy
H =648,69(MPa) > [H ] =487,953 (MPa) không thoả mãn điều kiện
tiếp xúc . do vậy chọn lại lấy aw =55 mm
6 / Kiểm nghiệm độ bền uốn
aw
i
aw
i1
2.M 1.KH .KH .KHV .(i1  1)
bw .i1

máy
14 51
F1 F 2
_Tacó : F1 =
 F1.YF 2
2.M1 .kF .Y .Y .YF1
bw .dw1 .m
.  [F1 ]
F2 =
YF1
.  [F2 ]

+)Trong đó : Y :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y , Y : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
kF = kF .kF kFV : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
kF . :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
kF :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
kFV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
khi tính về uốn
Tra bảng 6.7 lấy: kF = 1,12 .Tra bảng 6.14 lấy: kF  = 1,40
vF .bw .dw1
* kFV : hệ số kể đến tải trọng động (kFV =1 +
2.M 1.KF .KF
)
Trongđó vF = F .go. v
.
Tra bảng 6.15 F =0,006
Tra bảng 6.16 go =73
Thay vào ta có :
= 0,006 . 73 . 2,084 . = 3,79
kFV =1+
vF .bw .dw1
2.M1.KF .KF

= 1,038
 kF =kF .kF kFV = 1,4.1,12.1,038 = 1,627
1


+)Với = 1,51  Y =
1
1,51
= = 0,662
+)Với  = 13,34 0  Y = 1 - / 140 = 1-13,34/140 = 0,9047
aw
i1
76
4,79

máy
15 51
_Số răng tương đương là : zv1 =
z2
z1


cos3 
13
zv2 =
cos3  
= 56,45 56
Theo bảng 6.18 ta lấy :
1 2
YF1 =3,39 ; YF2 = 3,51 ( với hệ số dich chỉnh x , x =0.3)
_Thay vào trên ta có F1 = 108,77 Mpa
 F1.YF 2
F2 =
YF1
= 112,62 Mpa
_Ta thấy : F1 = 108,77 < [F1 ] = 279 ; F2 = 112,62 < [F2 ] = 242,08
*Kêt luận : đảm bảo độ bền uốn
7/ Kiểm nghiệm về độ quá tải
M max·
M
_Tínhhệ số quá tải : k qt = = 2,2
_Tínhứng xuất tiếp xúc quá tải :
Hmax = H . = 304,217. = 451,226 Mpa
_Tínhứng xuất uốn quá tải : F1max = F1. kqt = 41,996 . 2,2 = 92,39 Mpa
F2max = F2 . kqt = 43,482 . 2,2= 95,66 Mpa
Ta thấy là : Hmax = 451,226 < [Hmax ] =1260 Mpa
F1max =92,39 < [F1max ] =520 ; F2max = 95,66 < [F2max ] =360
*Kết luận : đảm bảo điều kiện quá tải
8/ Các thông số của bộ truyền
Khoảng cáchtrục aw = 76 mm
Môđun pháp m=2,25
Chiều rộng răng bw = 22
Tỉ số truyền i=4,79
  13,34
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
atw
 20,51
Hệ số dịch chỉnh x1 =x2 = 0,3
Số răng bánh bé z1 =12
Kqt
2,2

máy
16 51
a
a
f
1
2
1
f 2
Số răng bánh lớn z2 = 52
m.Z1 2,25.12
Đường kính vòng chia d d1 =
d2 =
cos 

m.Z2
cos 
cos13,34
= = 34
2,25.52
cos13,34
= = 118
Đường kính vòng lăn dw 43,56 (còn thống số phần dưới )
Đường kính đỉnh răng da
d  d1  2.1  x1  y.m
d  d 2  2.1  x2  y.m
d  d1 2,52x1 .m 30
= 37
= 121
Đường kính đáy răng df
d  d2 2,52.x2 .m 114
Đường kính cơ sở db
db1  d1 .cos
db 2  d2 .cos
= 34.cos20=31,95
= 118.cos20 = 110,88
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,362
x2 = 1,889
Vận tốc vòng v 2,084
Cấp chinh xác động học 9
Hệ số trùng khớp ngang  1,51
II - Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấpchậm
( bánh răng thẳng )
1) Chọn vật liệu
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền [b ] Giới hạn chảy [ch] độ cứng [ HB]
Bánh chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 850 650 265
Bánh bị động thép 45 Tôi cải thiện 750 450 230

máy
17 51
Hlim 1 1
Hlim 2 2
ứng xuất tiếp xúc cho phép : [ H ]
=
 0
H lim
sH
. Z R . zV k XH K HL (1)
Trongđó : chọn sơ bộ Z R . zV k XH =1
sH hệ sốan toàn , tra bảng lấy sH = 1,1
Tađã có độ rắn bánh nhỏ là :
_Vậy ứng tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
0 = 2 . HB + 70 = 2. 265 + 70 = 600 (Mpa)
0 = 2 . HB + 70 = 2. 230 + 70 = 530 (Mpa)
mH
NHO / NHE
KHL=
_Tính NHO = 30.Hb2,4 với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
 N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .265 2,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M m
ax
_Và : N HE = 60 . c .  ( )3 . ni . ti
Trong đó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc , số
vòng quay ở chế độ i
Tổng số giờ làm việc : = 200 . 3.8.5= 24000 (giờ )
bánh 1 : n2=184(v/ph)
1 3
1.4
NHE 1 = 60 . 1 .331,78 .24000 (
1 3
1.4
.4+ .4) = 13,93 . 108
Bánh 2 : n3= n2/i2=331,78/4,28 =77,52 (v/ph)
1 3
1.4
NHE 2 = 60 . 1 .77,52 .24000 (
1 3
1.4
.4+ .4) = 3,255 . 108
NHE1= 13,93 . 108 > NHO1= 1,256.107 => NHE1= NHO1 => K
H
L
1
=
1
NHE2= 3,255 . 108 > NHO2= 0,999.107 => NHE2= NHO2 => K
H
L
2
=
1
_Tachọnsơ bộ : ZR . Zv = 1 , KXH =1 . Và đã lấy SH = 1,1

máy
18 51
Từ (1) ta có :

máy
19 51
F
F
Flim
Flim1
Flim2
1
1,1
[ H1 ] = 600 .
1
= 545,45 (Mpa)
[ H2 ] = 530 .
1,1
= 481,82 (Mpa)
_Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng nên ta có :
[ H]= [ H2 ] = 481,82(Mpa)
_Thấy : [ H] < 1,25 . [ H]min
_ứng xuất uốn cho phép : [ F] =
 0
F lim
sF
. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (2)
Trong đó :0
0 = 1,8(HB)
S =1,75
_Vậy :
0 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
0 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
mF
NFO / NEF
KFL=
Mi
M m
ax
Và : NFE = 60 . c .  ( )6 . ni . ti
M
i
:mômen xoắn ở chế đội
n
i
:số vòng quay ở chế độ i
t
i
: tổng số giờ làm việc ở chế độ i
t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n2=331,78(v/ph)

máy
20 51
1 6
1.4
N FE1 = 60 . 1 .331,78 .24000 (
Bánh 2 : n3= n2/i2=77,52 (v/ph)
1 6
1.4
.4+
8
.4)=5,076.10
1 6
1.4
N FE2 = 60 . 1 . 77,52 .24000 (
1 6
1.4
.4+ .4)= 1,185. 10 8
_Thấy là : NFE1 > N FO1 do đó K FL 1 = 1
NFE2 > N FO2 do đó K FL 2 = 1
1.1
. Vậy [ F1 ] = 477 .
1,75
= 272,57 (Mpa)
_ứng xuất quá tải cho phép
ứng xuất tiếp quá tải
1.1
1,75
[ F2 ] = 414 . = 236,57 (Mpa)
[ H ] max = 2,8 . ch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)
ứng xuất uốn quá tải
[ F1 ] max = 0,8 . ch1 = 0,8 . 650 = 520 (Mpa)
[ F2 ] max = 0,8 . ch2 = 0,8 . 450 = 360 (Mpa)
_ứng xuất cho phép của cấp chậm:
cho phép (Mpa)
phép (Mpa)
quá tải (Mpa)
ứng xuất uốn quá
tải (Mpa)
Bánh 1 600 477 1260 520
Bánh 2 530 414 1260 360
2
aw = ka ( i +1)
Trongđó :
Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng thẳng ) ;
chọn Ka=49,5
i2 = 2,29 tỉ số truyền cấp chậm.
M2 =12828,336 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
3
M 2 .KH
 [ ]2.i
ba. H 2

máy
21 51
[H] = 2789,233 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Tính  bd = 0,53.  ba ( i+ 1 ) = 0,5 . 0,4 .( 2,29 + 1 ) = 1,12
Do hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp nên khoảng cách trục của bánh răng cấp
nhanh và cấp châm bằng nhau

aw = 76 (mm)
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (1,59-3,18)
m= 1,59 -3,18
Theo bảng 6.8 ta chọn m =2,25 ( do tải ở đây không lớn lắm )
z1 =
2.a w
m(i 1)
2.76
2,25(2,291)
= = 26,77
_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 2,29*27 = 114,57
Do đó aw = m(Z1+Z2)/2=2,25.(27+115)/2=76,75 mm
Lấy aw=76 mm, nên không cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục
 tw  tw 
Góc ăn khớp cos = Zt .m.cos /2. a với =200
 tw 
=> cos = 142.2,25.cos20/2.76 =0,944 => tw =19,240
m
bw .sin 
 .m
0, 4.76.sin(0)
3,14.2, 25
= = 0 <1,1
zM .zH .z

H =
dw1
.  [H ]
2.M 2 .KH .KH .KHV .(i2  1)
bw .i2

máy
22 51
4  
3

2.cos b
sin(2. tw )

tg b = cos t. tg  (với  =0)
mà :
 
t = tw = 19,240 (lấy theo góc ăn khớp đã dịch chỉnh )
O
tgb = cos(19,24) . tg( 0) =0 b =0
2.cos(0)
sin(2.19,24)
Do đó : zH = [ ]0,5 = 1,793

bw .sin 
 .m
0,4.76.sin(0)
3,14.1,5
= = 0 <1,1
Ze hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
z1
với  = [ 1,88 - 3,2 (
1
1
z2
+ ) ] . cos 
1
Vậy z =
 = [ 1,88 - 3,2 (
27
= 0,869
115
+ ) ] . 1 = 1,734
Trongđó
KH =
KH . KH .KHV
2.aw
im  1
=
2.76
2,29 1
= 60,22
.dw1.n2
60000
_Vận tốc vòng : v =
 .60,22.331,78
60000
= = 1,046 (v/ph)
4 1,734
3

máy
23 51
Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 2,5 m/s  Lấy KH = 1 (răng thẳng )
vH .bw .dw1
.
kHV = 1 +
2.M 1.KH .KH
( tra bảng 6.16)
vH = H .go. v
. = 0,006 . 73 . 1,046 . = 2,79
_Do đó kHV = 1 +
vH .bw .dw1
2.M 2 .KH .KH


=1 +
2, 79.0, 4.76.60, 22
2.12828,336.1, 05.1
= 1,064
zM .z H .z

H =
dw1
.
H =
274.1,793.0,869
60,22
. = 416,52 (Mpa)
_Với da < 700 KXH = 1 [H ] = 481,8 . 1.0,95 . 1 = 457,71 Mpa
Ta thấy
H =416,52 (MPa) < [H ] =457,71 (MPa) thoả mãn điều kiện tiếp xúc
Như vậy H < [H ],nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó có thể giảm chiều rộng
răng : b
w
=  ba .a
w
.( H /[H ] )
2
= 0,4.159 .(52,67416,52/457,71)
2
=
( có thể không phảI thay dổib
w
)
aw
i
aw
i2
76
2,29
2.M 2 .KH .KH .KHV .(i2  1)
bw .i2
2.12828,336.1,05.1.1,064.(2,291)
0, 4.76.4, 28

máy
24 51
2.M 2 .kF .Y .Y .YF1
_Tacó : F1 =
 F1.YF 2
bw .dw1.m
.  [F1 ]
F2 =
YF1
.  [F2 ]


F1 F 2
vF .bw .dw1
2.M 2 .KF .KF
)
.
Tra bảng 6.15 F =0,016
Thay vào ta có :
= 0,016 . 73 . 1,046 . = 7,45
kFV =1+
vF .bw .dw1
2.M 2 .KF .KF

=1 +
7, 45.63, 6.60, 22
2.12828,336.1, 06.1, 37
= 1,123
 kF =kF .kF kFV = 1,37.1,06.1,123 = 1,63
1


+)Với = 1,7  Y =
1
1,734
= = 0,577
+)Với  = 0 0 Y = 1 - / 140 = 1- 0/140 = 1
aw
i1
76
2,29

máy
25 51
z2
cos3 
z1
cos3 

115
cos3
0
27
cos3 0
=



= 27 27
zv2 = =
= 115 115
1 2
YF1 =3,89 ; YF2 = 3,6 ( với hệ số dich chỉnh x , x =-0.3)
2.12828,336.1, 582.0, 577.1.3,89
_Thay vào trên ta có F1 =
 F1.YF2
63, 6.60, 22.2, 25
=65,64 Mpa
65,64.3,6
F2 =
YF1
=
3,89
=60,75 Mpa
_Tathấy : F1 = 65,64 < [F1 ] = 279,11 ; F2 = 60,75 < [F2 ] = 242,18
M max·
M
Hmax = H . = 416,52 . = 617,8 Mpa
F2max = F2 . kqt = 60,75 . 2,2 = 133,65 Mpa
Ta thấy là : Hmax = 617,8 < [Hmax ] =1260
Khoảng cáchtrục aw = 76mm
Môđun pháp m=2,25 mm
  00
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
a  20
Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = 0
Kqt
2,2

máy
26 51
a
a
f
f
1
2
1
2
m.Z1
m.Z 2
cos 
= 36,1164
d2 =
cos 
= 118,88
Đường kính vòng lăn dw 60,22
d  d1  2.1  x1  y.m
d  d 2  2.1  x2  y.m
= 39,1128
= 115,8836
d  d1 2,52x1 .m 32,37
d  d2 2,52.x2 .m 112
db1  d1 .cos
db 2  d2 .cos
= 36,1164.cos20=57,086
= 118,88.cos20= 243,15
III - Tính toán thiết kế bộ truyền bánh ngoài
( bánh răng thẳng )
2) Chọn vật liệu
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền [b ] Giới hạn chảy [ch] độ cứng [ HB]
Bánh chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 850 650 265
Bánh bị động thép 45 Tôi cải thiện 750 450 230

máy
27 51
Hlim 1 1
Hlim 2 2
ứng xuất tiếp xúc cho phép : [ H ]
=
 0
H lim
sH
. Z R . zV k XH K HL (1)
Trongđó : chọn sơ bộ Z R . zV k XH =1
sH hệ sốan toàn , tra bảng lấy sH = 1,1
Tađã có độ rắn bánh nhỏ là :
_Vậy ứng tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở của các bánh là
0 = 2 . HB + 70 = 2. 265 + 70 = 600 (Mpa)
0 = 2 . HB + 70 = 2. 230 + 70 = 530 (Mpa)
mH
NHO / NHE
KHL=
_Tính NHO = 30.Hb2,4 với NHO là số chu kỳ cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc
 N HO1 = 30 HB2,4 = 30 .2652,4 = 1,963 . 10 7
N HO2 = 30 HB2,4 = 30 .230 2,4 = 1,397 . 10 7
Mi
M m
ax
_Và : N HE = 60 . c .  ( )3 . ni . ti
Trong đó : Mi , ti , ni lần lượt là mômen xoắn ,tổng số giờ làm việc , số
vòng quay ở chế độ i
Tổng số giờ làm việc : = 200 . 3.8.5= 24000 (giờ )
bánh 1 : n3=77,52(v/ph)
1 3
1.4
NHE 1 = 60 . 1 .77,52 .24000 (
Bánh 2 : n4= n3/ix=77,52/4,3 (v/ph)
1 3
1.4
.4+ .4) = 3,255 . 108
1 3
1.4
NHE 2 = 60 . 1 .18,03 .24000 (
1 3
1.4
.4+ .4) = 0,757 . 108
NHE1= 3,255. 108 > NHO1= 1,963.107 => NHE1= NHO1 => K
H
L
1
=1
NHE2= 0,757 . 108 > NHO2= 1,397.107 => NHE2= NHO2 => K
H
L
2
=
1
_Tachọnsơ bộ : ZR . Zv = 1 , KXH =1 . Và đã lấy SH = 1,1

máy
28 51
Từ (1) ta có :

máy
29 51
F
F
Flim
Flim1
Flim2
1
1,1
[ H1 ] = 600 .
1
= 545,45 (Mpa)
[ H2 ] = 530 .
1,1
= 481,82 (Mpa)
_Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng nên ta có :
[ H]= [ H2 ] = 481,82(Mpa)
_Thấy : [ H] < 1,25 . [ H]min
_ứng xuất uốn cho phép : [ F] =
 0
F lim
sF
. Y R . YS . k XF . KFC .K FL (2)
Trong đó :0
0 = 1,8(HB)
S =1,75
_Vậy :
0 = 1,8 . 265 = 477 (Mpa)
0 = 1,8 . 230 = 414 (Mpa)
mF
NFO / NEF
KFL=
Mi
M m
ax
Và : NFE = 60 . c .  ( )6 . ni . ti
M
i
:mômen xoắn ở chế đội
n
i
:số vòng quay ở chế độ i
t
i
: tổng số giờ làm việc ở chế độ i
t=200.3.8.5 =24000 (giờ )
bánh 1 : n3=77,52 (v/ph)

máy
30 51
1 6
1.4
N FE1 = 60 . 1 .77,52 .24000 (
Bánh 2 : n4= n3/ix=18,03 (v/ph)
1 6
1.4
.4+
8
.4)=1,186.10
1 6
1.4
N FE2 = 60 . 1 . 18,03 .24000 (
1 6
1.4
.4+ .4)= 0,276. 10 8
_Thấy là : NFE1 > N FO1 do đó K FL 1 = 1
NFE2 > N FO2 do đó K FL 2 = 1
1.1
. Vậy [ F1 ] = 477 .
1,75
= 272,57 (Mpa)
_ứng xuất quá tải cho phép
ứng xuất tiếp quá tải
1.1
1,75
[ F2 ] = 414 . = 236,57 (Mpa)
[ H ] max = 2,8 . ch1 = 2,8 . 450 = 1260 (Mpa)
ứng xuất uốn quá tải
[ F1 ] max = 0,8 . ch1 = 0,8 . 650 = 520 (Mpa)
[ F2 ] max = 0,8 . ch2 = 0,8 . 450 = 360 (Mpa)
_ứng xuất cho phép của cấp chậm:
cho phép (Mpa)
phép (Mpa)
quá tải (Mpa)
ứng xuất uốn quá
tải (Mpa)
Bánh 1 600 477 1260 520
Bánh 2 530 414 1260 360
x
aw = ka ( i +1)
Trong đó :
Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng(do bánh răng thẳng ) ;
chọn Ka=49,5
i2 =4,3 tỉ số truyền xích.
3
M 3 .KH
 [ ] .i2
ba. H x

máy
31 51
M3 = 35977,798 (N.mm) momen xoắn trên trục bánh chủ động
[H] = 481,8 (MPa) ứng xuất tiếp xúc cho phép
Tính  bd = 0,53.  ba ( i+ 1 ) = 0,53 . 0,4 .( 5 + 1 ) = 1,1236
Tra bảng 6.7 ( sách tttkhdđ ck ) ta chọn KH = 1,12
_Thay vào công thức trên ta có khoảng cách trục sơ bộ là :
2
aw = ka ( i +1)
aw = 249,8 (mm)
=49,5 ( 4,3 +1)
Ta lấy tròn số aw = 250 mm
Theo (6.17) mođun ăn khớp : m = (0,01 - 0,02 ) aw = (2,5-5)
m= 2,5 -5
Theo bảng 6.8 ta chọn m = 3,5 ( do tải ở đây không lớn lắm )
z1 =
2.a w
m(i 1)
2.250
3,5(51)
= = 26,954
_Suy ra số răng bánh lớn là : z2 = i . z1 = 5.27 = 115,9
Do đó aw = m(Z1+Z2)/2=3,5.(27+116)/2=250,25 mm
Lấy aw=250 mm.
 tw  tw 
Góc ăn khớp cos = Zt .m.cos /2. a với =200
 tw 
=> cos = 143.3,5.cos20/2.250 =09406. => tw
=19,840
m
bw .sin 
 .m
0,4.250.sin(0)
3,14.3,5
= = 0 <1,1
3
M 3 .KH
 [ ]2.i
ba. H 2
3
35977,798 .1,12
0, 4.481,8 .4, 3
2

máy
32 51
4  
3

H =
zM .z H .z

dw1
.  [H ]
2.cos b
sin(2. tw )

tg b = cos t. tg  (với  =0)
mà :
 
t = tw = 19,84 0 (lấy theo góc ăn khớp đã dịch chỉnh )
O
tgb = cos(20) . tg( 0) =0 b =0
2.cos(0)
sin(2.19,84)
Do đó : zH = [ ]0,5 = 1,77

bw .sin 
 .m
0,4.250.sin(0)
3,14.3,5
= = 0
Ze hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
z1
với  = [ 1,88 - 3,2 (
1
1
z2
+ ) ] . cos 
1
Vậy z =
 = [ 1,88 - 3,2 (
27
= 0,869
116
+ ) ] . 1 = 1,734
Trongđó
KH =
KH . KH .KHV
2.M 3 .KH .KH .KHV .(ix  1)
bw .ix
4 1,7,34
3

máy
33 51
2.aw
im  1
=
2.250
4,31
= 94,34
.dw1.n3
60000
_Vận tốc vòng : v =
 .94,34.77,52
60000
= = 0,383 (v/ph)
Với cấp chính xác 9 và vận tốc v < 2,5 m/s  Lấy KH = 1 (răng thẳng )
vH .bw .dw1
.
kHV = 1 +
2.M 3 .KH .KH
( tra bảng 6.16)
vH = H .go. v
. = 0,006 . 73 . 0,383 . = 1,279
_Do đó kHV = 1 +
vH .bw .dw1
2.M 3 .KH .KH


=1 +
1, 279.0, 4.250.94, 34
2.35977,798 .1,12.1,13
= 1,016
zM .z H .z

H =
dw1
.
H =
(Mpa)
274.1,77.0,869
94,34
. = 441,217
_Với da < 700 KXH = 1 [H ] = 481,8 . 1.0,95 . 1 = 457,71 Mpa
aw
i
aw
i2
250
4,3
2.M 3 .KH .KH .KHV .(ix  1)
bw .ix
2.35977,798 .1,12.1,13.1,016.(4,31)
0, 4.250.4, 3

máy
34 51
F1 F 2
Ta thấy
H =441,217 (MPa) < [H ] =457,71 (MPa) thoả mãn điều kiện tiếp xúc
Như vậy H < [H ],nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó có thể giảm chiều rộng
w w
2 2
răng : b =  ba .a .( H /[H ] ) = 0,4.250 .(441,217/457,71) =92,923
w
( có thể không phảI thay dổi b )
2.M 3 .kF .Y .Y .YF1
_Tacó : F1 =
 F1.YF 2
bw .dw1.m
.  [F1 ]
F2 =
YF1
.  [F2 ]


vF .bw .dw1
2.M 3 .KF .KF
)
.
Tra bảng 6.15 F =0,016
Thay vào ta có :
= 0,016 . 73 . 0.383 . = 3,41
aw
i1
250
5

máy
35 51
kFV =1+
vF .bw .dw1
2.M 3 .KF .KF


=1 +
3, 41.0, 4.250.94, 34
2.35977,798 .1, 06.1, 37
= 1,036
 kF =kF .kF kFV = 1,37.1,106.1,036 = 1,505
1


+)Với = 1,734  Y =
1
1,734
= = 0,577
+)Với  = 0 0 Y = 1 - / 140 = 1- 0/140 = 1
z2
cos3 
z1
cos3 

116
cos3 0
27
cos3
0
=



= 27 27
zv2 = =
= 116 116
1 2
YF1 =3,89 ; YF2 = 3,6 ( với hệ số dich chỉnh x , x =-0.3)
2.35977,798 .1,197.0, 577.1.3,89
_Thay vào trên ta có F1 =
 F1.YF2
0, 4.250.94.34
=41,81 Mpa
41,81.3,6
F2 =
YF1
=
4,3
= 38,69 Mpa
_Tathấy : F1 = 41,81 < [F1 ] = 270,94 ; F2 = 38,89 < [F2 ] = 235,081
M max·
M
Hmax = H . = 403,485 . = 518,46 Mpa
F2max = F2 . kqt = 38,69 . 2,2 = 85,1 M
p
a
Tathấy là : Hmax = 518,46 < [Hmax ] = 1260
Kqt
2,2

máy
36 51
Khoảng cáchtrục aw = 250mm

máy
37 51
a
a
1
2
f
f
1
2
Môđun pháp m=3,5 mm
  00
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
a  19,84
Hệ số dịch chỉnh x1 =0 ; x2 = 0
m.Z1 2.27
m.Z 2
cos 
=
2.116
cos 0
= 54
d2 =
cos  cos 0
= = 232
Đường kính vòng lăn dw 94,34
d  d1  2.1  x1  y.m
d  d 2  2.1  x2  y.m
= 61
= 239
d  d1  2,5  2x1 .m  44,25
d  d2  2,5  2.x2 .m  223,25
db1  d1 .cos
db 2  d2 .cos
= 54.cos20=50,74
= 232.cos20 = 211,1
B:tính toánThiết kế trục
I /Chọn vật liệu
Trongtrường hợp này ta trọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 được thường hoá :
ứng suất xoắn cho phép [  ] = 20 Mpa
[ b ] = 600 Mpa
II/Xác định đường kính sơ bộ của các trục
_Xác đinh đường kính sơ bộ theo mômen xoắn ta được kết quả như sau:

máy
38 51
M 1
3
0,2.[ ]
M 2
3
0,2.[ ]
M 3
3
0,2.[ ]
M 4
3
0,2.[ ]
d1  = = 17 (mm)
d2  = = 26 (mm)
d3  = = 39 (mm)
d4  = =58(mm)
_Chọnsơ bộ đường kính các trục là : d1 = 17 mm , d2 = 26 mm , d3 = 39
mm
d4 = 58 mm
III / Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt các tiết máy trên trục
Chú ý : Khi xác định các kích thước thì ta gọi k là thứ tự trục ở hộp
giảm tốc , i là thứ tự chi tiết trên trục i = 0 ,1 tại các tiết diện lắp ổ và qui
ước tiết diện ổ bên trái là 0
_Dựa theo đường kính trục , tra bảng 10.2 để trọn ổ lăn các công thức để
xác định đường kính các mayơ của bánh răng và nối trục và bảng 10.3, 10.4
để xác định các khoảng cách ta có :
+> chiều rộng ổ lăn :
bo1 = 15 mm , bo2 = 17 mm , bo3 = 23 mm , bo4 = 30 mm
+> chiều dài mayơ bánh răng: lm1 = 1,4 . d1 = 1,4 . 17 = 23,8 (mm) (24mm)
lm2 = 1,4 . d2= 1,4 . 26 = 36,4 (mm) (36 mm)
lm3 = 1,4 . d3= 1,4 . 39 = 54,6 (mm) (55 mm)
lm4= 1,4 . d4= 1,4 . 58 = 81,2 (mm) (81 mm)
+> chiều dài mayơ nửa khớp nối :
lm1 = 1,6 . d1 = 1,6 . 17 = 27,2 (mm) (27mm)
lm3 = 1,6 . d3= 1,6 . 39 = 62,4 (mm) (62mm)
+> khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc
khoảng cách giữa 2 chi tiết quay : k1 = 12 mm
+> khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc : k2 = 10 mm
+> khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm
+ > chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 18 mm
+> khoảng cách từ gối đỡ o đến tiết diện thứ j lắp các tiết máy trên trục :
*Trục I
2789,233
3
0, 2.[20]
12828,336
3
0, 2.[20]
35977,798
3
0, 2.[20]
172774,471
3
0, 2.[20]

máy
39 51
l12 = - lc12 = 0,5 ( l kn1 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5 (27 +15 ) +15 +18 = 54 (
m
m
)
l13 = 0,5 ( lm13 +b01) + k 1 + k2 = 0,5 (24 +15 ) +12 +10 = 41,5 (mm)
l11 =2. l13 = 83 (mm) (chú ý lm13 = lm1 )
*Truc II
l22 = 0,5 ( l m22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5 ( 36 + 17 ) + 12 + 10 = 48.5 (mm)l
23 = l11 + l 32 + bo2 + k1 = 83 + 54,5 + 17 +12 = 166,5 (mm)
l21 = l23 + l32 = 166,5 +54,5 = 221( mm)
chú ý l m22 = l m2
*Trục III
l32 = 0,5(lm32 + b 03 ) + k1+ k2 = 0,5( 55+23) +12+10 =
6
1
l31 = 2. l32 = 2*61= 122(mm)
l c3 = 0,5 ( lkn3 + b03 ) +k3 + hn = 0,5 ( 62,4 +23 ) +15 + 18 = 75,7 (m
m
)
l33 = l31 + lc3 = 122 + 75,7 = 197,7 (mm )
chú y lm32 = lm3 = 62,4(mm)
IV / Tính các trục ( cần tính lại dưới đây)
Tính trục I
_Thông số về trục I :bw1 = 22,2 mm , dw1 = 28,03 mm , m = 2,25
0
d1 = 27,75 mm ,  = 13,34 và mômen xoắn là M1 = 19981(Nmm)
1 / Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :
_Chọnkhớp nối di động có đường kính Dt = 30mm
_Lực tác dụng lên trục do khớp nối bị lệch tâm gây ra :
Fx13 = 0,3 . 2. M1 / Dt = 0,3 . 2 .19981 / 30 = 399,62 ( N )
Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng là : Fx12 =
2.M1
dw1
2.19981
27,75
= = 1440,07 N

máy
40 51
FY12 =
Fx12 .tgtw
cos 


0
Trong đó : tw = 20,51
FY12 =
1440,07.tg20,51
cos13,34
= 553,645 (N)
Fz12 = Fx12 .tg = 553,645 . tg 13,34= 131,284 (N)
_Chọnchiều lực do nối trục gây ra sao cho bất lợi nhất ( như hình vẽ ):
Truc I:
z
x y
Fx13
l12 =46
Fx10 Fy10
l11 =69
l13 =34,5
Fy12 Fx12
Fx11
Fz12
Fy11
My
Mx
Ma
T 1370,247
Fy12 . 34,5.34,5 /69
=1004,8125
Fz12.(d1/2).34,5 /69 =144
Fz12.(d1/2).34,5 /69
_Xác định phản lực tại các gối đỡ :Viết phương trình mômen và phương
trình hình chiếu của các lực trong 2 mặt phẳng zox và zoy đốivới gối đỡ 0
và 1 ta có :
*m1 = -Fx13 . (l12 + l11 ) + F x12 .( l11 - l13 ) - Fx10 . l 11 = 0
F x1o = (1440,07*(83-41,5)-399,62*(54+83) ) / 83 = 60,43 N
Fx
11 . 31,5
=3274,05
1260,4

máy
41 51
M td
3
0,1.[ ]
19981
3
0,1.63
199812
 0,75.79645,72
y10
*X = Fx10 + Fx11 - Fx12 + F x13 = 0
Fx11 = 1440,07 – 60,42 -399,62 = 1040,03 N
_Tương tự ta xác định được : F y12 . ( l11 - l13 )= Fy10 .l11 + Fz12. d1 /2
131,284.27,75
F =(553,645*(83-41,5) -
2
*Y = FY10 + FY11 - FY12 = 0
)/ 83 = 254,876 (N) ;
Và Fy11 = 553,645-254,876 = 298,769 (N)
_Vẽ biểu đồ mô men uốn trong 2 mp zox , zoy và biểu đồ mômen xoắn :
( hình trên )
_Tínhgần đúng đường kính trục tại các tiết diện :
*Tại tiết diện j = 2 ( tiết diện lắp bánh răng )

M =
( N.mm)
Mô men uốn tương đương :


44663,971
Mtd = = 82173,28 ( N.mm)
đường khính trục tại tiết diện j
 d2 > = = 23,54 (mm)
ở đây : [] = 63 ứng suất cho phép của thép chếtạo trục ( tra bảng 10.5)
Chọn d2 = 28 mm
*Tính tại tiết diện 1 : d1 > = 14,69 (mm): Chọn d1 = 20 mm
*Tính tại tiết diện 0 : Mtđ = =71810,99 (N.mm)
 d0 >
2/ Tính toán trục về độ bềnmỏi
= 22,5 mm ;…Chọn d0 = 28 mm
_Chọn tiết diện nguy hiểm nhất để kiểm nghiệm hệ số an toàn , đó là tiết
diện có bánh răng vì ở đó momen tương đương lớn nhất ,có sự tập trung ưs
do dãnh then và sự chênh lệch giữa đường kính chọn và đường kính tính .
_Theo bảng 10.8 trục gia công trên máy tiện đạt độ nhám Ra = 2,5  0,63
_Có : b = 600 Mpa
M 2  0,75.M 2
2
M 2
x  M 2
y 11488,1342  43161,2452
44663,9712  0,75.79645,7 2
82173,28
3
0,1.63
71810,99
3
0,1.63

máy
42 51
12 2 12
12
12 2 12
_Hệ số tập trung ưs do trạng thái bề mặt là kx = 1,06 , ky =1 (do không dùng
các biện pháp tăng bền bề mặt)
_Trabảng 10.12 với b = 600 Mpa dùng dao phay ngón nên k=1,76 , k =
1,54
_Tra bảng 10.10 ta có = 0,95 , = 0,92
 k / = 1,76 / 0,95 = 1,853 và k / = 1,54 / 0,92 = 1,638
_Tra bảng 10.11 với b = 600 Mpa chọn kiểu lắp k6 tra được k / = 2,06
và k / = 1,64
_Tiết diện đang xét vừa lắp có độ dôivừa lắp then
Ta chọn k / = 1,64 , k / =2,06
2,06  1,06  1
1
Từ đó ta tính được hệ số : kd2 =(k / + kx -1)/ ky =
1,64  1,06 1
1
kd2 =(k / + kx -1)/ ky =(
=2,12
)=1,7
_Vì trục quay theo 1 chiều nên ứng suất uốn thay đôitheo chu kỳ đối xứng
và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
m2 = 0 , a2=M2/w2
Trongđó : w2 = .d2
3 / 32 -
=1825,99
b.t (d  t )2
2.d 2
= .283/ 32 -
8.4(28  4) 2
2.28
Trongđó b,t la chiều rộng , chiều sâu rãnh then tra trong bảng 10.16 theo d
a2=79645,7/1825,99 = 43,62 (Mpa)
_Có : a2 =m2 = 0,5 . M/ wo3 .trong đó w03 = d2
3 / 16 -
3981,122
 a2 =m2 = 0,5 . 79645,7 / 3981,122 = 10 (Mpa)
b.t (d  t )2
2.d 2
=
_Có : = 0,05 ,  = 0 ,..đó là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung
bình đến mỏi tra bảng 10.7
_Hệ số an toàn chỉ tính đến ưs pháp và tiếp : s2 , s2
s2 =
 1
kd 2 . a 2  .

; s2 =
 1
kd 2.a 2  .
Trong đó : -1 = 0,436 .b =0,436 . 600 = 261,6 MPa
m 2 m 2

máy
43 51
s 2 .st 2
s2
 2 t 2
 s2
2,83.8,925
2,832  8,9252
-1 = 0,58 . -1 = 0,58 . 261,6 = 151,728 Mpa
 s2 =
261,6
2,12.43,62 0,05.0
= 2,83 ; s2 =
151,728
1,7.10  0.0,48
m 2
=8,925
_Hệ số an toàn tại tiết diện đang xét :
s2 = = = 2,698
Thấy rằng s2 > [s] = 2,5 . Vậy trục đảm bảo
*Ta chấp nhận kết quả này và không phải kiểm tra độ cứng của trục nữa
3/ Kết cấu trục được hoàn chỉnh sau khi xác định ổ lăn
_Takhông cần tính dao động của trục vì trục quay với tốc độ không lớn lắm
tính trục II :
1 / Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :
_Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng là :
Fx23=Fx12 = 1440,07 N
y
F 23=FY12 =553,645 N
Fz12 = Fz23= 131,284 N
_Ta có mômen xoắn M2 = 79645,7 N.mm
Fx22 = F22 = 2.M2 / dw2 = 2 .79645,7 / 60,22 = 2645,16 N
y
F 22 = Fr22 = Fx22 . tg 20,51 = 989,51 N (không có lực dọc trục do
răng thẳng)
_Nó có phương chiều như hình vẽ :

máy
44 51
x y
Fx20
z
l22=39,5
Fz23
Fx23
Fy20
l21=183
l23=139,5
Fy23
Fx22 Fy22
Fx21
Fy21
My
Fx20 .l22=9874,21
Mx
Fx21.(l21-l23)
=19545,855
Fy20.l22=4188,58
F
Fy21.(l21-l23)=6806,446
z23.(d2 /2).(l21-l22)/l21
Ma
=1694,3
Fz23.(d2 /2).l22/l21
=466,37 M2
T =9861,413
_Xác định phản lực tại các gối đỡ :viết phương trình mômen và phương
và 1 ta có :
*m0 = Fx22 . l23 + F x23 . l22 - Fx21 . l 21 = 0
F x21 = (2645,16 . 166,5 + 1440,07. 48,5 ) / 221= 2308,88 N
*X = Fx20 + Fx21 - Fx22 - F x23 = 0
Fx20 = 1440,07+2645,16 – 2308,88 = 1776,35 N
_Tương tự ta xác định được : F
y
21 . l21 = Fy22 .l23 - Fz23. d2 /2+ Fy23 . l22

máy
45 51
M 2  0,75.M 2
2 134255,732
 0,75.79645,72
M td
3
0,1.[ ]
150937,67
3
0,1.63
M 2  0,75.M 2
3 92326,342  0,75.307738,652
282048,685
3
0,1.63
y21
131,284.27,75
 F =(989,51 .166,5 -
2
N
+ 553,645 .48,5)/ 221 = 858,75
y
& F 20 ,= Fy22 + Fy23 - F y21 =989,51 + 553,645 – 858,75=684,405 N
(hình trên )
*Tạitiết diện j = 2 ( tiết diện lắp bánh răng bé )

M =
Mtd = =

134255,73N.mm

150937,67 N.mm
 d2 > =
10.5)
=28,83 (mm) , với [] = 63 ( tra bảng
Chọn d2 =30 mm
*Tính tại tiết diện 3 : tương tự ta có

M3 =
Mtd = =

92326,34 (N.mm)

282048,685 (Nmm )
Đường kính trục là : d3 > = 35,51 (mm) , chọn d3 =45 mm
*Tính tại tiết diện 0 : M = 79645,7  d0
>Chọn d1 = 28 mm , lấy d0 = d1 = 28
mm
_Trục lắp then , chọn thên có các thông số như sau
Bề rộng then là : b= 8
Chiều sâu then : t = 4
Chọn kiểu lắp k6 cho cả 2 bề mặt lắp bánh răng
2/ Tính toán trục về độ bền mỏi.
= 23,29 (mm)
M 2
x  M 2
y 46801,8752  125833,962
M 2
x  M 2
y 86152,9752
 33193,6432
79645,7
3
0,1.63

máy
46 51
12 2 12
2
12 2 12
diện có bánh răng 2 vì ở đó momen tương đương lớn nhất ,có sự ttưs do
dãnh then và sự chênh lệch giữa đường kính chọn và đường kính tính.
_Theo bảng 10.8 trục gia công trên máy tiện đạt độ nhám Ra = 2,5  0,63
b = 600 Mpa
_Hệ số tập trung ưs do trạng thái bề mặt là :kx = 1,06
ky =1 do không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt.
_Trabảng 10.12 với b = 600 Mpa dùng dao phay ngón nên k=1,76 , k =
1,54
_Tra bảng 10.10 ta có = 0.95 , = 0,92.
 k / = 1,76 / 0,95 = 1,853 và k / = 1,54 / 0,92= 1,638
_Tra bảng 10.11 với b = 600 Mpa chọn kiểu lắp k6 tra được k / = 2,06
và k / = 1,64
_Tiết diện xét vừa lắp có độ dôivừa lắp then ,ta chọn: k / = 1,64 , k / =
2,06
2,06 1,06 1
1
_Từ đó ta tính được : kd2 =
1,64  1,06  1
=2,12
1
kd2 = =1,7
_Vì trục quay theo 1 chiều nên ứng suất uốn thay đôitheo chu kỳ đốixứng
và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:m2 = 0 , a2=M2/w2
trong đó : w2 = .d2
3/ 32 -
2290,187
b.t (d  t )2
2.d 2
= .303/ 32 -
8.4(30  4) 2
2.30
=
a2=79645,7/2290,187 = 34,76 (Mpa)
Với : b , t12 là bề rộng và chiều sâu rãnh then , được tra bảng
b.t (d  t )2
2.d 2
_Có :a3 =m3 = 0,5 . M/ wo3 trong đó : w03 = d 3 / 16 - =
4940,91
 a3 =m3 = 0,5 . 307738,65 / 4940,91 = 31,142 (Mpa)
_Có : = 0,05 ,  = 0 đó là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung
bình đến mỏi (tra bảng 10.7)
+> hệ số an toàn chỉ tính đến ưs pháp và tiếp : s2 , s2

máy
47 51
3,55.2,866
3,552  2,8662
s2 =
 1
kd 2 . a 2  .

; s2 =
 1
kd 2.a 2  .
Trong đó : -1 = 0,436 .b =0,436 . 600 = 261,6 (Mpa)
-1 = 0,58 . -1 = 0,58 . 261,6 = 151,728 Mpa
=2,866
 s2 =
261,6
2,12.34,76  0,05.0
= 3,55 ; s2 =
151,728
1,7.31,142  0.3,46
m 2
_Hệ số an toàn tại tiết diện đang xét : s2 = = 2,86
Thấy rằng s2 = 2,86 > [s] = 2,5 .Vậy trục đảm bảo , ta chấp nhận kết quả
này và không phải kiểm tra độ cứng của trục nữa
3/ Kết cấu trục được hoàn chỉnh saukhi xác định ổ lăn
Ta không cần tính dao động của trục vì trục quay với tốc độ không lớn lắm
Tính trục III Mômen xoắn là M3 = 307738,65
1/ Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục :
_Chọnkhớp nối di động có đường kính Dt = 68 mm
_Lực tác dụng lên trục do khớp nối bị lệch tâm gây ra :
Fx3 = 0,3 . 2. M1 / Dt = 0,3 . 2 .307738,65 / 68 = 2715,341 (N)
_Lực tác dụng lên bánh răng thẳng ( trong hộp giảm tốc ) là :
Fx32=Fx22 = 2645,16 N
y
F 32=FY22 =989,51 N
_Lực tác dụng lên bánh răng thẳng ( bánh răng ngoài hộp giảm tốc ) là :
Fx33 =
2.M3
dw3
2.307738,65
54
= = 11397,73 (N)
FY33 = 11397,73 .tg 20 =4148,433 N
_Crọnchiều lực do nối trục gây ra sao cho bất lợi nhất (như hình vẽ) :
Trục III
_Xác định phản lực tại các gối đỡ :viết phương trình mômen và phương
và 1 ta có
* m
1
= Fx33 .( l33 - l
31
) - F x32 . (l31 – l
32
) + Fx30 . l 31 = 0
m 2 m 2

máy
48 51
F x30 = (2645,16 .(122 – 61) - 11397,73.(197,7 - 122) / 122 = -5749,62
(N) có chiều ngược lại
*X = Fx33 + Fx31 - Fx32 + F x30 = 0
Fx31 = 2645,16 +5749,62 – 11397,73 = - 2984,95 (N)
Vậy Fx31 có chiều ngược lại
_Tương tự ta xác định được :
33 y32 31 32
* F y30 . l31 = Fy33 .(l - l31 ) + F .( l – l )
y 30
 F
3068,82 N
= ( 4148,433.(197,7 – 122 ) + 989,51.( 122 – 61 ) / 122 =
y y
*Y = F 33 + Fy31 - F 32 + F y30 = 0
y31
F = 989,51 – 3068,82 – 4148,433 = -6227,743 N
Vậy F
y 31
có chiều ngược lại
l3
1
=87
l32=43,5
l33=143,5
x y
Fx30
Fy30
Fy 32 Fx32
Fx31
Fy 31
Fy 33
Fx33
z

máy
49 51
Fx
10 .l32=43590,48 =63428,3125
M td
3
0,1.[ ]
M 2
x  M 2
y 350726,822
 187198,022
478622,72
3
0,1.63
Fx33 . (l33-l31)
My
Mx
30310,87
T

*Tại gối 1 : M =

Mtd =
(N.mm)
= 918181,23

956077,44
d31 > =
bảng 10.5)
=53,34 (mm ) với [] = 63 ( tra
Chọn d31 = 54 mm
_Tínhtại tiết diện gối 0 : d30 >
chọn d30 = 38 mm
_Tại tiết diện 2 ( tiết diên có bánh răng )
= 36,56 (mm)
M = = = 397558,047

 Mtd = 478622,72 (N.mm)
d32 > = 42,35 (mm) , chọn d32 = 45 mm
- Tại tiết diện 3 (tiết diện bánh răng ngoài )
Fy
30.l32=15985,815
Fy
33.(l33-l31)=23087,9
M 2
x  M 2
y 862808,1612  314036,3782
0,75M 2 3  M 2
0,75.307738,652  918181,232
956077,44
3
0,1.63
307738,65
3
0,1.63
397558,0472  0,75.307738,652

máy
50 51
307738,65
3
0,1.63
33 33
d > = 36,56 (mm), chọn d = 38 mm
2/ Tính trục về độ bền mỏi
diện có bánh răng 2 vì ở đó momen tương đương lớn nhất , có sự ttưs do
dãnh then và sự chênh lệch giữa đường kính chọn và đường kính tính
_Theo bảng 11 .6 trục gia công trên máy tiện đạt độ nhám Ra = 2,5  0,63
_Có : b = 600 Mpa
y
_Hệ số tập trung ưs do trạng thái bề mặt là kx = 1,06 , k
dùng các biện pháp tăng bền bề mặt)
=1 (do không
_Trabảng 10.12với b = 600 Mpa dùng dao phay ngón nên k=1,76 , k =
1,54
_Tra bảng 10.10 ta có = 0,88 , = 0,81
 k / = 1,76 / 0,88 = 2,0 và k / = 1,54 / 0,81= 1,9
_Trabảng 11.9 với b = 600 (Mpa) chọn kiểu lắp k6 tra được k / = 2,06
và k / = 1,64
_Tiết diện đang xét vừa lắp có độ dôivừa lắp then :ta chọn k / = 1,9,
k /= 2,06
2,06 1,06 1
1
Từ đó ta tính được kd2 =
1,9 1,06 1
1
=2,12 ; kd2 = =1,96
_Vì trục quay theo 1 chiều nên ứng suất uốn thay đôitheo chu kỳ đối xứng
và ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
_Do đường kính trục d = 38 mm nên chọn then như sau
Bề rộng then : b=10 mm
Chiều cao then : h= 8 mm
Chiều sâu rãnh then : t = 5 mm

máy
51 51
5,06.1,55
1,552  5,062
3
12 12
12 2 12
3
_Cóm2 = 0 , a2=M4/w2
với w2 = .d 3 / 32 -
b.t (d 3  t )2
2.d3
= .383/ 32 -
10.5(38 5)2
2.38
= 4670,6
a2=307738,65/4670,6= 65,89 (Mpa)
_Với b , t12 là bề rộng và chiều sâu rãnh then , được tra bảng
_Ta có : a3 =m3 = 0,5 . M/ wo3 ,
b.t (d  t )2
2.d 2
với w03 = d 3 / 16 - = 10057,65
 a3 =m3 = 0,5 . 307738,65/ 10057,65 = 15,3 (Mpa)
_Ta có :  = 0,05 ,  = 0 đó là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung
bình đến mỏi
+> hệ số an toàn chỉ tính đến us pháp và tiếp : s2 , s2
s2 =
 1
kd 2 . a 2  .

; s2 =
 1
kd 2. a 2  .
Trong đó : -1 = 0,43 .b =0,436 . 600 = 261,6 MPa
-1 = 0,58 . -1 = 0,58 . 261,6 = 151,728 Mpa
 s2 =
261,6
2,12.65,89  0,05.0
= 1,55 , s2 =
151,728
1,96.15,3  0.3,8
m 2
=5,06
_Hệ số an toàn tại tiết diện đang xét : s2 = = 1,48
_Thấy rằng s2 = 6,98 > [s] = 2,5 ……vậy trục không đảm bảo
_Ta chấp nhận kết quả này và không phải kiểm tra độ cứng của trục nữa
3/ Kết cấu trục được hoàn chỉnh saukhi xác định ổ lăn
_Ta không cần tính dao động của trục vì trục quay với tốc độ không lớn lắm
C:tính then
_Ta thấy rằng để cố định bắnh răng theo phương tiếp tuyến , tức là để truyền
mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng và ngược lại thì ta dùng then
+)Trục I
_Theo đã chọn ở trên ta chọn then có các thông số như sau
bề rộng then b= 8 mm
chiều cao then h= 7 mm
m 2 m 2

máy
52 51
1
chiều cao rãnh then trên trục t = 4 mm
chiều dài then trên trục l =0,8 . lm
lm : chiều dài mayơ
t  t
hoặc l 1.35 d ( tra bảng 10.16) ta được l = 38
(  ltbr =16 mm , ltnt =18 mm )
_Kiểm ngiệm về sức bền dập : chọn [ d] = 150
2.M
d.lt .( h  t1 )
d = =
2.19981
38.28.(7  4)
= 12,52
Thấy rằng : d <[ d] = 150 vậy đảm bảo độ bền đập.
_Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt : chọn [] = 60 Mpsa
Tacó : c =
2.M
b.lt .d
2.19981
7.38.28
= =5,37
Thấy c <[] = 60 (Mpa) vậy đảm bảo độ bền cắt.
_+)Trục II
_Theo đã trọn ở trên ta chọn then có các thông số như sau
t  t
(  ltbr =0,8 .33=26 mm )
2.M
d.l.0,4.t
**chú ý ( Ta có d =
2.79645,7
30.40.0,4.4
= =82,964)
d =
2.M
d.lt .h  t1 
=
2.79645,7
30.40.7  4

= 44,248
Thấy rằng : d <[ d] = 150 .Vậy đảm bảo độ bền đập.
_Kiểm ngiêm điều kiên bền cắt:
Chọn [] = 60 Mpa …ta có : c =
2.M
b.lt .d
2.79645,7
7.40.30
= =18,963

máy
53 51
60,432  254,8762
298,7962
 1040,032
1
Thấy c <[] = 60 Mpa
+)Trục III
_Theo đã trọn ở trên ta chọn then có các thông số như sau
t  t
( ltbr =0,8 .47,5=38 mm , l tnt =0,8 .39 =32mm)
Tacó d =
2.M
d.lt .h  t1 
2.307738,65
52.38.8 5
= =103,825 (Mpa)
Ta thấy rằng : d <[ d] = 150
Vậy đảm bảo độ bền đập.
_Kiểm ngiêm điều kiên bền cắt : ..chọn [] = 60 Mpa
Tacó : c =
2.M
b.lt .d
2.307738,65
10.38.52
= =31,15 (Mpa) ….thấy c <[] = 60 Mpa
_Kết luận then đảm bảo điều kiện làm việc
D:Chọn ổ lăn
+)Trục I
1/ Chọn loại ổ :
_Tínhphản lực tổng tại ổ 0 và ổ 1 :Theo những tính toán ở phần trước ta
có :
Fro = = 261,942 N
F r1 = = 1082,1 N
Có lực dọc trục tác dụng lên ổ 1 , ổ 0 không có ..và ta có d1= d0 .Lực lên
ổ 1 lớn hơn ở ổ 0
_Vây chọn ổ 0 là ổ bi đỡ 1 dãy , ổ 1 là ổ bi đỡ - chặn 1 dãy

máy
54 51
3 
 1 
3
1
1,4 2 1,4 2
 .    .
 1 
3
1
2/ chọn cấp chính xác cho ổ:
_Do không có yêu cầu gì đặc biêt ta chọn cấp chính xác của ổ là 0
3/ Chọn kích thước ổ :
a/ Chọn sơ bộ ổ bi đỡ - chặn 1 dãy là :
với d =20mm ( tra bảng phụ lục P2.12) ta có :
c = 12,3 KN c0 = 8,47 KN
1
( và D = 47 mm; b=T= 14mm; r = 1,5 mm; r = 0,5 mm)
ổ bi đỡ 1 dãy là : với d =20 mm ( tra bảng phụ lục P2.7) ta có :
c= 5,14 KN , c0 = 3,12 KN
( và D = 37 mm; B = 9 mm; r = 0,5 mm )
b/ Lực tac dụng lên ổ :
_Lực dọc trục do lực hướng tâm tại gối 1 gây ra
Fs1 = e . Fr1 = 0,45 . 1082,1 = 486,945 N
(vơí e =0,45 tra bảng 11.4)
_Tổnglực dọc trục tác dụng vào gối 1 là :
Fa1 = 131,284 + 486,945 = 618,229 N
c/ Xác định x ,y ( hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục):
_Ta có:i . Fa0 / co= 0 , i . Fa1 / c0 = 618,229 / 4060 = 0,152
Hệ số e = 0 , 45 ( tra bảng ) và Fa/ v.Fr = 618,229 / 1 . 1082,1 = 0,571 >
0,45
Vậy chọn x= 1 , y= 0
d/ Tính tải trọng qui ước :
Q = ( x.v.Fr + y.Fa).kt kđ
X,y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
V : hệ só kể đến vòng nào quay v =1 (vòng trong quay )
Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt = 1
Kđ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ =1 (tra bảng 11.3)
+> với ổ 0 là : Q = ( 1.1.261,942 + 0.0) .1.1=261,942 N
+> với ổ 1 là : Q = ( 1.1.1082,1 + 0.618,229) .1.1 = 1082,1 N
Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn
Q11
E E1
Q = Q = =
Với ổ bi ta chon m = 3
 E
Q = 1082,1. = 772,928
e/ Xác định khả năng tải động tính toán:
m
 Qm L /  L
i i i
m  12
 . h 2
  13
 . h3
 Q 
m
L  Q 
m
L
 Q11  Lh  Q11  Lh

máy
55 51
_Tổngsố giờ làm việc là :Lh = 24000 giờ
 L = 6.10 -5.1420.24000= 2044,8 (triệu vòng )
Khả năng tải động của ổ ( trường hợp tải trọng thay đổi)
 d E
3
L
C =Q . =
772,928.3
2044,8
= 9810,46 N
d
_Tathấy rằng : c = 9810,46 N < c = 12,3kN
f/ Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:
+> ổ 0 ; Fa = 0 , Fr = 261,942 N  Qt = x0 . Fr =
X0 : hệ số tải trọng hướng tâm tĩnh x0 = 0,6 (tra bảng 11.6)
_Vậy : Qt = 0,6 . 261,942 = 157,1652 N < c0 = 1680 N
+> ổ 1 ; Fa = 618,229 N , Fr = 1082,1 N  Qt = x0 . Fr + y0. Fa
_Trabảng x0 = 0,5 , y0 = 0,37 ( tra bảng 11.6 )
Vậy : Qt = 0,5 . 1082,1 + 0,37 . 618,229 = 769,794 N
_Thấy rằng : Qt = 769,794 N < c0 = 8,47 kN
*Kết luân : đảm bảo điều kiện tải tĩnh của các ổ
*Vậy chọn các ổ như sau:
+Chọn ổ 0 ( ổ trái ) là ổ bi đỡ 1 dãy : Các thông số : d= 20mm , D= 37 mm
B= 9 mm r = 0,5 mm , c= 5 ,14 KN,c 0 = 3,12KN
+Chọn ổ gối 1 ( ổ phải ) là ổ bi đỡ chặn 1 dãy : Có các thông số là : d= 20
mm
D= 47 mm …b = t = 14 mm , r = 1,5 mm , c= 12,3 KN ,c0 = 8,47
+Trục II
1/ Chọn loại ổ
a
Cả hai ổ điều chịu lực dọc trục F = 131,284
_Tínhphản lực tổng tại ổ 2.0 và ổ 2.1
Theo những tính toán ở phần trước ta có :
Fr21 = = 2463,33 N
F r20 =
Tính Fa / Fr20 = 131,284 / 1903,636 = 0,069 < 0,3
a r 21
Tính F /F = 131,284/2463,33 = 0,0533 <0,3
Có lực dọc trục tác dụng lên ổ 2.0 và 2.1
_Vây chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho cả 2 gối
= 1903,636 N
Ta có d1= d0 = 25 mm , và ổ 2.1 chịu lực lớn hơn  tính theo ổ 2.1 v
à
chon ổ 2.0 theo ổ 2.1
2308,82  858,752
1776,352
 684,4052

máy
56 51
m
 Qm L /  L
i i i
3 
 1 3 1
1,4 2 1,4 2
 .    .
 1 3 1
E E1
2/ Chọn cấp chính xác cho ổ : do không có yêu cầu gì đặc biêt ta chọncấp
chính xác của ổ là 0
3/ Chọn kích thước ổ
a/ Chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy là :
với d =25 mm ( tra bảng phụ lục P2.12 cỡ trung ) ta có :
c= 17,6 KN , c0 = 11,6 KN
( và D = 62 mm; B = 17 mm; r = 2 mm )
b/ Lực tac dụng lên ổ : lực dọc trục tác dụng vào ổ 2.1 là Fa21 = 131,284 N
c / Xác định x ,y ( hệ số tập trung hướng tâm và dọc trục)
_Tacó: i.Fa21 / co= 1 .131,284 / 3120 = 0,042
_Hệ số e = 0 , 2 ( tr a bảng ) và Fa/ v.Fr21 = 131,284 / 1 . 2463,33 = 0,0533 <
0,2
Vậy chọn x= 1 , y= 0
d/ Tính tải trọng qui ước Q = ( x.v.Fr + y.Fa) .kt kđ
X,y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
V : hệ só kể đến vòng nào quay v =1
Kđ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ =1 (tra bảng)
*Tải trọng quy ước trên ổ 2.1 :
Q = ( 1.1.2463,33 + 0.131,284) .1.1= 2463,33 N

Tải trọng động tương đương
Q = Q = =
 E
Q = 2463,33. = 1759,52
e/ Xác định khả năng tải động tính toán
_Tổngsố giờ làm việc là : Lh = 24000 giờ
 L = 6.10 -5 . 331,78.24000= 477,763 (triệu vòng ) ( với n
2
=331,78
(vg/phút) Khả năng tải động của ổ ( trường hợp tải trọng thay đổi )
 d E
3
L 1759,52.3
477,763
C =Q . = = 13755,141 N
_Tathấy rằng : cđ1 = 13755,41 N < c = 17,6 KN  ổ đảm bảo yêu c
ầ
u
f/ Kiểm tra khả năng tải tĩnh củaổ
Qt = x0 . Fr + y0. Fa
Q21
m 
 Q 
m
22
 . h 2 23 h3
L
 Q21  Lh
   .
 Q  L
m
 Q21  Lh

máy
57 51
X0 , Y0 là hệ số tải trọng tĩnh của ổ
Tra bảng 11.6: x0 = 0,6 , y0 = 0,5
Vậy : Qt = 0,6 .2463,33 + 0,5.131,284 = 2543,14 N
Thấy rằng : Qt = 2543,14 N < c0 = 11,6 KN
_Kết luận : đảm bảo điều kiện tải tĩnh của các ổ
Chọn cả 2 ổ là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ siêu nhẹ , vừa
Các thông số : d= 25 mm , D= 62 mm , B= 17mm
r = 2 mm , c= 17,6 KN, c 0 = 11,6 KN
+Trục III
_Không có lực dọc trục
1/ Chọn loại ổ
_Tínhphản lực tổng tại ổ 3.0 và ổ 3.1
Theo những tính toán ở phần trước ta có :
Fr30 = = 6517,345 N
F r31=
Cả 2 ổ đều không chịu lực dọc trục (hoặc chịu rất ít )
và d31 = d30 =35 mm
Lực vào ổ 3.1 lớn hơn
Vây chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho cả 2 gối
(tính theo ổ 3.1 và chon ổ 3.0 theo ổ 3.1)
= 6906,136 N
2/ Chọn cấp chính xác cho ổ : do không có yêu cầu gì đặc biêt ta chọncấp
chính xác của ổ là 0
3/ Chọn kích thước ổ
a/ Chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung là :tra bảng P2.7
d =35 mm , c = 26,2 KN, c0 = 17,9 KN
( D = 80mm; B = 21 mm; r = 2,5 mm; đường kính trục = 14,29 mm )
b/ Lực tac dụng lên ổ 1 : Fr31 = 6906,136 N
c / Xác định x ,y ( hệ số tập trung hướng tâm và dọc trục)
_Do không có lực dọc trục ( hoặc nếu có thì rất bé) , vậy chọn x= 1 , y= 0
d/ Tính tải trọng qui ước
Q = ( x.v.Fr + y.Fa) .kt kđ
X,Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
V : hệ só kể đến vòng nào quay v =1
Kđ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ =1 (tra bảng)
Q = ( 1.1.6906,136 + 0.0).1.1 = 6906,136 N
(5749,62)2  3068,822
 2984,952
 6227,7432

máy
58 51
m
 Qm L /  L
i i i
3 
 1 3 1
1,4 2 1,4 2
 .    .
 1 3 1
-5
E E1

Tải trọng động tương đương
Q31
Q = Q = =
 E
Q = 6906,136. = 4935,09
e/ Xác định khả năng tải động tính toán
_Tổngsố giờ làm việc là : Lh = 24000 giờ
3
L = 6.10 . 77,52. 24000 = 111,63 (triệu vòng ) ( với n = 77,52 )
Khả năng tải động của ổ ( trường hợp tải trọng thay đổi)
 d E
3
L
C =Q . =
4935,09.3
111,63
= 23762,313 N ( m =3 với ổ bi )
_Tathấy rằng : cđ31 = 23762,313 N < c = 26,2 (KN ) :
ổ đảm bảo yêu cầu
f/ Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Qt = x0 . Fr +y0. Fa
Có Fa = 0
X0 , Y0 là hệ số tải trọng tĩnh của ổ
0
Tra bảng 11.6 : x0 = 0,6 ; y = 0,5
Vậy : Qt = 0,6 . 6906,136 + 0,5.0 = 4143,68 N
_Thấy rằng : Qt = 4143,68 N < c0 =17,9 KN
*Kết luận : đảm bảo điều kiện tải tĩnh của các ổ
Chọn cả 2 ổ là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ đặc biệt nhẹ, hẹp
Các thông số : d= 35 mm , D= 80 mm , B= 21 mm
r = 2,5 mm , c= 26,2 KN, c 0 = 17,9 KN
e:Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn
và đIều chỉnh ăn khớp.
1.Tính kết cấu của 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.
m  32
 . h 2
  33
 . h3
 Q 
m
L  Q 
m
L
 Q31  Lh  Q31  Lh

máy
59 51
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .
Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau.
2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc:
Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính của bánh răng
cấp chậm .
3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :
Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45.
4.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 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ
5. Điều chỉnh sự ăn khớp:
Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta
chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng
lớn.
I- tính kết cấuvỏ hộp.
1- Vỏ hộp .
Chọn vỏ hộp đúc, mặt lắp ghép giữa thân và lắp là mặt phẳng đi qua các trục
để việc lắp ghép được dễ dàng.
Theo bảng 18.1cho phép ta tính được các kích thước các phần tử cấu tạo nên
vỏ hộp.
1- Chiều dày thân và lắp.
+ Chiều dầy thân hộp  : Xác định theo công thức sau.
 = 0,03.aw +3 = 7,77 (mm).
Lấy  = 8 mm.
+ Chiều dầy lắp hộp 1: 1 = 0,9.  = 0,9. = 7,2 (mm).
Lấy 1=7,2mm
2- Gân tăng cứng .
+ Chiều dầy gân e : e= (0,8...1). = (0,8...1).8 = 6,4...8 (mm).
Lấy e = 7 mm.
+ Chiều cao h : lấy h = 50 (mm).
+ Độ dốc lấy = 20.
3- Các đường kính bulong và vít.
+ Đường kính bulông nền d1 :
d1 > 0,04.aw + 10 = 16,36 (mm).

máy
60 51
R3
Lấy d1 = 17 mm, chọn bulông M17 ( theo TCVN).
+ Đường kính bulông cạnh ổ d2 :
d2 = (0,7...0,8).d1 == 11,9...13,6 (mm).
Lấy d2 = 12 mm, chọn bulông M12 ( theo TCVN).
+ Đường kính bulông ghép bíchnắp và thân .
d3 = (0,8...0,9).d2= (0,8...0,9).10 = 9,6...10,8 (mm).
Lấy d3= 10 mm, chọn bulông theo TCVN : M10.
+ Đường kính vít ghép nắp ổ d4:
d4 = (0,6...0,7).d2 = (0,6...0,7).12 = 7,2...8,4(mm).
Lấy d4=8 mm, chọn vít M8.( theo TCVN)
+ Đường kính vít nắp cửa thăm d5 :
d5 = (0,5...0,6).d2 = (0,5...0,6).12 = 6...7,2 (mm).
Lấy d5= 6 mm, chọn vít M6.(theo TCVN)
4-Mặt bích ghép nắp và thân.
+ Chiều dầy bíchthân hộp s3:
s3= (1,4...1,8).d3= (1,4...1,8).10 = 14...18 k3
(mm).
Lấy s3 = 16 mm.
+ Chiều dầy bíchnắp hộp S4:
s4= (0,9...1).s3 = s3= 16 (mm)
+ Bề rộng bíchnắp và thân :
K3 = k2- (3 5)mm.
K2 = E2 + R2+(3 5)mm.
E2= 1,6.d2 = 19,2 (mm)
lấy E2 = 19,2.
R2 = 1,3.d2= 1,3.12 = 15,6(mm), lấy
R2= 13 mm.
 K2 = E2 + R2+(3 5)mm. =
39(mm).
K3 = k2 - (3 5)mm = 35 (mm).
4/Gối trên vỏ hộp .
Gối trục cần phải đủ độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc
của ổ , để dễ gia công mặt ngoài của tất cả các gối đỡ nằm trong cùng một
mặt phẳng . Đường kính ngoài của gối trục được chọn theo đường kính nắp
ổ, theo bảng 18.2 ta tra được các kích thước của các gối như sau:
s
3
s
4

máy
61 51
Kích thước (mm) Trục I Trục II Trục III
D 40 65 100
D2 54 84 120
D3 68 110 150
d4 M6 M8 M10
Z 4 4 6
h
+ Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ : K2= 39 (mm) (tính ở trên)
k2
+Tâm lỗ bu lông với cạnh ổ: E2 = 19,2 (mm)
+ h xác định theo kết cấu,
k  1,2.d2 = 1,2.12 = 14,4(mm) , Lấy k= 15mm.
4- Đế hộp .
1
D
D2D3
K1
E
2
k

máy
62 51
4
+ Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s1.
S1 = (1,3..1,5).d1 = 22,1..25,5 (mm).
Chọn S1 = 23(mm).
+ Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3.d1 = 3.17 = 51 (mm).
q k1 + 2. = 51 +23 = 74 (mm).
5- Khe hở giữa các chi tiết .
+ Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp.
  ( 1..1,2). = (1..1,2)8 = 8..9,6 (mm).
Chọn  = 9 (mm)
+ Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp.
1 = (3..5).  = (3..5).8 = 24..40 (mm), Chọn 1 = 30 (mm).
+ Khe hở giữa các bánh răng với nhau >  = 6, lấy  = 8 mm.
6- Số lượng bulông nền.
L  B
200 300
Z=

260  450
250
=2,84 Lấy Z= 3
Sơ bộ chọn L = 260mm, B
= 450mm.
7- Cửa thăm.
Để kiểm tra quan sát chi tiết
máy trong hộp khi lắp ghép
và để đổ dầu vào hộp, trên
đỉnh hộp có lắp cửa thăm,
cửa thăm được đậy bằng nắp,
cửa thăm có kết cấu và kích
thước như hình vẽ , theo
bảng 18.5 trađược các kích
thước của cửa thăm.
9-Nút thông hơi.
125
8
7
10
0
7
5
15
0
100

máy
63 51
17
Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không
khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng 18.6 tra
được các kích thước như hình vẽ.
8 12
10-Nút tháodầu.
23
Sau một thời gian làm việc , dầu bôitrơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến
chất , do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu,
lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu, kết cấu và kích
thước như hình vẽ (các kích thước tra bảng 18.7).
12- Kiểm tra mức dầu.
Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có
kích thước và kết cấu như hình vẽ.
30
6 12
6
2
6
M16
19,
6
12
18

máy
64 51
13- Chốt định vị .
8
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm
các trục .Lỗ trụ lắp ren nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để
đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng
như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi
xiết bulôngkhông bị
biến dạng vòng ngoài ổ .
f:chọn cấpchính xác,Lắp ghép
1 . Chọn cấp chính xác
Chọn cấp chính xác : 9
2 . Chọn kiểu lắp
Ưu tiên sử dụng hệ thống lỗ vì khi đó có thể tiết kiệm được
chi phí gia côngnhờ giảm bớt được số lượng dụng cụ cắt và dụng cụ
kiểm tra khi gia lỗ .
Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d11 ;lắp
bạc chặn giữa báng răng và ổ lăn F8/k6 ; lắp báng răng lên trục
H7/k6
Để thuận tiện khi lắp ổ lăn ta chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục k6 ;
kiểu lắp ổ lăn lên vỏ hộp H7, cho cả ba cặp ổ .
Sai lệch giới hạn của kích thước then theo chiều rộng b - h9
Sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục , ghép có độ hở - H9
3 . Dung sai
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 phốihợp với các miền dung sai của các vòng ổ

máy
65 51
Kích thước
mm
Miền dung sai
H7 F8
Sai lệch giới hạn m
Trên 30
đến 50
+25
0
+64
+25
Trên 50
đến 90
+30
0
+76
+30
Trên 90
đến 120
+35
0
Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu tiên :
Kích thước
mm
Miền dung sai
k6 d11
Sai lệch giới hạn m
Trên 30
đến 50
+18
+2
Trên 50
đến 80
+21
+2
-100
-290
Trên 80
đến 120
+25
+3
-120
-340
Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu tiên :
Phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc:
1. Phương pháp lắp ráp các tiết máy trêntrục:
ổ lăn được lắp trên trục bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc
phương pháp nung nóng, để tránh biến dạng đường lăn và không cho
các lực khi lắp tác dụng trực tiếp qau các con lăn, cần tác dụng lực
đồngđều trên vòng trong khi lắp ổ trên trục hoặc vòng ngoài trên vỏ ,
mặt khác để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ , trước khi lắp cần bôi một
lớp dầu mỏng nên trục hoặc lỗ hộp. Khi lắp ổ lăn không được dùngbúa
đóngtrực tiếp lên ổ. Dùng một ống tuýp dài hoặc dụng cụ tương tự để
lắp ổ.
Lắp bánh răng, khớp nối , đĩa bánh xich ta dùng phương pháp ép
trực tiếp hoặc nung nóng với phần dẫn hướng như trên ta đã nêu, bánh
răng và bánh vít cần được lắp đúng vị trí đã định , nếu chiều dài mayơ
lớn hơn nhiều so với đường kính trục tại chỗ lắp ghép thì cần có biện
pháp đơn giản để khống chế theo phương dọctrục.
ở đây dùng bạc cách và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng

máy
66 51
trên trục. Khi sử dụng cần đảm bảo sự tiếp xúc chính xác giữa các
mặt mút bánh răng, bạc chặn. Muốn vậy chiều dài bạc cần phải đảm
bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc.
2. Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền:
Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số
lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác. Đối với
bộ truyềnbánhrăng trụ đểbù vào nhữngsaisố đó thườnglấychiều rộng
bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.
Tài liệu tham khảo
1. trương tất đích: chi tiết máy t1,2 NXB Giao thông vận tải 2001
2. trịnh chất –lê văn uyển ---tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí
t1,2 NXB Giáo dục 2003
3. nguyên trọng hiệp –chitiét máy t1,2 NXB Giáo duc 2003
Muc lục
Trang
Lời nói đầu 2
Phần I : chọn động cơ điện 3
Phần II: Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng
trong hộp giảm tốc
A: tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giam tốc
I: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh 6
II: Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm 15
III : Tính toán bộ truyền ngoài 23
B: tính toán trục 30
Trục I 32
Trục II 35
Trục III 38

máy
67 51
C: tính then 42
D: chọn ổ lăn 44
E: thiết kế vỏ hộp, bôI trơn và điều chỉnh sự ăn khớp 48
F:chọn cấp chính xác 53
G: phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc 54

Thuyết minh đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Thuyết minh đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Similar to Thuyết minh đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải (20)

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

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

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Thuyết minh đồ án môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải