Do an ctm br 2cap

TRƯỜNG CĐ KINH TẾ - CÔNG NGHỆ TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ – XÂY DỰNG thành phố HCM ngày tháng năm

ĐỒ ÁN CHI TIÊT MÁY

1

B/PHẦN THUYẾT MINH

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1/ Chọn động cơ.
1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
F.v 8500.0,3
Pct= = = 2,55( Kw)
1000 1000
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
Pyc=βPct/η.
Trong đó: η là hiệu suất truyền động. β :Hệ số thay đổi tải trọng
Hiệu suất truyền động:
η = ηxích..ηmổlăn.ηkbánhrăng .ηkhớp nối.
m: số cặp ổ lăn (m=4)
k: số cặp bánh răng (k=2);
tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có
hiệu suất của bộ truyền xích để hở: ηxích.=0,93
hiệu suất của các cặp ổ lăn: ηổlăn.=0,995
hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : ηbánhrăng =0,97
hiệu suất của nối trục đàn hồi: ηkhớp nối=0,99
vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là
η=0,93.0,9954.0,972.0,99=0,849
Hệ số thay đổi tải trọng:
2
T  t 4 4
β = ∑ i  . i = 12 + 0,8 2 = 0,906
T  t
 1  ck 8 8
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:
Pyc=βPct/η=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw).

1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:
Số vòng quay trên trục công tác:
60.1000.v 60.1000.0,3
nct= = = 26,044(vòng / phút )
π.D 3,14.220
trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang.
số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)
với .ux(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)
chọn ux(sb)=3 ( tra bảng 2.4 Tr21)
uh(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc.
uh(sb)=u1.u2=18 (tra bảng 2.4 Tr21)
vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:

2

nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút)
1.1.3. Chọn động cơ:
Tmm TK
động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc ≥ Pyc , nđc ≈ nsb và ≤
T1 Tdn
tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có:
công suất: Pđc=3Kw
vận tốc : nđc=1420vòng/phút
cosφ=0,83
hiệu suất: η%=82
tỷ số:Tmax/Tdn=2,2
và TK/Tdn=2,0>Tmm/T1=1,3
đường kính trục động cơ : dđc=28 mm
1.2. Phân phối tỷ số truyền.
Tỷ số truyền chung:uc=nđc/nct=1420/26,044=54,523.
Chọn ung=3 ⇒ uh=54,523/3=18,174.
Ta có: uh=u1.u2.
Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm
Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được:
u1=5,7 ⇒ u2=3,188
⇒ ux=3

1.3. Tính các thông số.
1.3.1.Số vòng quay:
nđc=1420(vòng/phút) ⇒ n1=1420(vòng/phut)
⇒ n2=n1/u1=1420/5,7=249,12 (v/p)
⇒ n3=n2/u2=249,12 /3,188=78,143(v/p)
⇒ n * =n3/ung=78,143/3=26,05(v/p)
ct

Sai số tốc độ quay của dộng cơ

3

nct − nct
*
26,05 − 26,044
δ%= .100% = .100% = 0,0002% < 4%
nct 26,044
Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3.
Fv
Pct = =2,55 kW ;
1000
Pct 2,55
P3 = = = 2,756 kW ;
η ol η xich 0,995.0,93
P3 2,756
P2 = = = 2,856 kW;
η ol η br 0,995.0,97
P2 2,856
P1 = = = 2,96 kW;
η ol η br 0,995.0,97
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
PI 2,96
Pdc =
*
= = 3,005
η ol η khop 0,995.0,99
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với
công suất định mức của động cơ.
1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
Pdc 3,005
Tđc = 9,55. 106. = 9,55.10 6. = 20210 N.mm.
ndc 1420
1 6 P 1 6 2,96
TI’ = .9,55.10 . = .9,55.10 . = 9953,5 N.mm.
1

2 n1 2 1420
6 P2 2,856
TII = 9,55. 10 . = 9,55.10 6. = 109484,6 N.mm.
n2 249,12
P3 2,756
TIII = 9,55. 106. = 9,55.10 6 . = 336815,8 N.mm.
n3 78,143
Pct 2,55
Tct = 9,55. 106. = 9,55.106. = 934836,9 N.mm.
n ct 26,05
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:

Trục Động cơ I II III Công tác
Th.số
1 U1 = 5,7 U2= 3,188 Ux=3
T.S truyền
P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55
n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05
T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9

PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
2.1.1. Chọn vật liệu:

4

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như
nhau
Với HB1 ≥ HB 2 + (10 ÷15)
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện

Bánh nhỏ : HB=241…285 có
σb1 = 850 MPa.
σch1 = 580MPa.
Chọn HB1=250
Bánh răng lớn :
σb = 750MPa.
σch = 450 MPa.
Chọn HB2=235

2.1.2.Ứng suất cho phép
2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:
[σ H ] = (σ 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL
[σ F ] = (σ 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FC K FL
Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ
Z R .Z V .K xH =1
YR .YS .K xF =1
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :
SH=1,1; SF=1,75.
σ 0 H lim ; σ 0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì
cơ sở
Ta có
σ 0 H1 lim = σ 0 H 3 lim = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570(MPa)
σ 0 F1 lim = σ 0 F3 lim = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450(MPa)
σ 0 H 2 lim = σ 0 H 4 lim = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540(MPa)

5

σ 0 F2 lim = σ 0 F4 lim = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423( MPa) .
KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

N HO
K HL = mH
N HE
N FO
K FL = mF
N FE

mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
N HO = 30.H HB4
2,

→ N HO = 30.2502, 4 = 1,71.107.
1

N HO2 = 30.245 2, 4 = 1,626.10 7 .
NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
NHE =60c Σ(Ti/Tmax)3niti
NHE =60cni/uj. Σti Σ(Ti/Tmax)3ti/tck

NFE =60c Σ(Ti/Tmax)6niti
NFE =60cnj/uj. Σti Σ(Ti/Tmax)6ti/tck

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i
ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ih= Σti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=11500h

Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng.
Ta có:
60.1.1420 4 4
N HE1 = .11500.(13. + 0,8 3. ) =1,3.10 8 >NHO1=1,71.107 do đó KHL1=1
5,7 8 8
ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
[σ H ] = σ o . KHL1/SH
H lim

Với SH= 1,1
[σH ] 1sb=570.1/1.1=518,2 MPa
[σH ] 2sb=540.1/1.1=490,9 MPa
Suy ra [σH ] m12=( [σH ] 1sb+ [σH ] 2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa
Ta thấy [σH ] m12<1,25 [σH ] 2 =613,625

6

60.1.1420 4 4
N FE1 = .11500(16 + 0,8 6 ) = 1,085.10 8 > N FO = 4.10 6 do đó KFL1=1
5,7 8 8
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép
[σ F ] = σ o . KFL/SF
F lim

[σF ] 1sb=450.1/1,75=257,14 MPa
[σF ] 2sb=423.1/1,75=241,7 MPa

Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:
249,12  4 4
N HE 2 = 60.1. .11500.13. + 0,8 3  = 4,08.10 7 > N HO1 = 1,626.10 7
3,188  8 8
do đó KHL2 =1;
ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :
[σ H ] = σ o . KHL2/SH
H lim

[σ H ] 3sb=570.1/1,1=518,2 MPa
[σ H ] 4sb=540.1/1,1=490,9 MPa
Suy ra [σH ] m34=( [σH ] 3sb+ [σH ] 4sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa
Ta thấy [σH ] m34<1,25 [σH ] 4 =613,625

60.1.249,12 4 4
N FE2 = .11500(16 + 0,86 ) = 1,085.10 8 > N FO = 4.10 6
5,7 8 8
do đó KFL2=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
[σ F ] = σ o . KFL2/SF
F lim

[σF ] 3sb=450.1/1,75=257,14 MPa
[σF ] 4sb=423.1/1,75=241,7 MPa

2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H ] max = 2,8.σ ch
[σ H ]1 max = [σ H ]3 max = 2,8.580 = 1624[ MPa ]
[σ H ] 2 max = [σ H ] 4 max = 2,8.450 = 1260[ MPa ]

2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[σF ] 1max= [σF ] 3max=0,8 σ ch1=0,8.580=464 MPa
[σF ] 2max= [σF ] 4max=0,8 σ ch2=0,8.450=360 MPa

2.1.3. Truyền động bánh răng trụ
2.1.3.1. Đối với cấp nhanh.
2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục aw1

7

Theo công thức (6.15a):
T1' .k Hβ
a w1 = k a .(u ± 1)3
[σ H ] 2 .u.ψ ba
T1' là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ
'
phân đôi. T =9953,5(Nmm)
1

[σH ] - ứng suất tiếp xúc cho phép.
Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5
ψba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ψ ba = 0,25 ÷ 0,4 .chọn ψba =0,3
k Hβ - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với ψ bd = 0,53.ψ ba .(u1 +1) =0,53.0,3.(5,7+1)=1.06
Chọn được K Hβ . =1,15
9953,5.1,15
⇒ a w = 43.(5,7 +1).3 = 84[ mm].
518,2 2.5,7.0,3
Chọn aw=100 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1:
dw1=2.aw/(u1+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm)

2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:

1÷2
m12 = (0,01 ÷ 0,02).a w =
Theo bảng 6.8: Chọn m12=1,25.

-Xác định số răng , góc nghiêng β
Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu.
Do đó, ta chọn góc nghiêng β=400.
Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
2.a w . cos β 2.100. cos 40 0
Z1 = = = 18,3
m12 .(u + 1) 1,25(5,7 + 1)
Chọn Z1=20 (răng)
Số răng bánh lớn
Z 2 = u.Z 1 =5,7.20=114(răng)
Chọn z2= 115 răng
Zt1=Z1+Z2=20+115=135
Tỷ số truyền thực:
Z 2 115
u m1 = = = 5,75
Z1 20

8

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
dw1=2aw/(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm;
Tính lại góc β:
m12 .Z t1 1,25.135
cos β = = = 0,84375 → β=32028’
2.a w1 2.100

2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:
2.T1 .K H .(u + 1)
σ H = Z M .Z H .Z ε . 2
≤ [σ H ].
b.u.d w1
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Zm = 274[MPa] 1/3 .
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = 2. cos βb / sin 2αtw
β - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
b

tgβb = cos αt .tgβ .
ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp.
đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có
 tgα   tg 20 
α tw = α t = arctg 
 cos β  = arctg  cos 32 o 28'  = 23 20'.

0

   
→ tgβb = cos( 23 20' ).tg (38 38' ) = 0,5842
0 0

→ βb = 30 018'.
2. cos 30 018'
→ZH = = 1,54.
sin ( 2.23 0 20')
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số
trùng khớp dọc εβ tính theo công thức:
bw1 . sin β
εβ = ; với bw là bề rộng vành răng.
m12 .π
bw1 =ψ ba .a w1 = 0,3.100 = 30.
30. sin 32 0 28'
εβ = = 2,05 > 1.
2,5.π
Khi đó theo công thức (6.36c):
1
Zε = .
εα
và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

 1   1 
ε α = 1,88 − 3,2 +
z
1  1
 cos β = 1,88 − 3,2
 + ( )
 cos 32 28' = 1,722.
0

  1 z2    20 115 

9

1
→Zε = = 0,762.
1,722
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
K H = K Hβ .K Hα .K Hv .
Với K Hβ =1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
K Hα =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các
đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
K Hv - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
υH .bw .d w
K Hv = 1 + 1
.
2.T1 .K Hβ .K Hα
υH = δH .g o .v. a w / u
.
v-vận tốc vòng, tính theo công thức:
v=πdw1n1/60000 (m/s)
v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s
δH -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15: δH =0,002.
go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác
theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: go = 73.(bảng 6.16)
→υH = 0,002.73.2,2. 100 / 5,75 =1,34.
1,34.30.29,63
→K Hv =1 + =1,046.
2.9953,5.1,15.1,13
→ K H = 1,15.1,13.1,046 = 1,36.
2.99563,5.1,36.(5,75 +1)
σ H = 274.1,54.0,762. = 353,2[ MPa]
30.5,75.29,63 2
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=2,2(m/s) <5 m/s ta có Zv=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25 µm , do đó :
ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1
[σ H ] = [σ H ] m12 .Z R .Z v .K xH
504,55.0,95.1.1=479,32
Ta thấy σ H< [σH ] do vậy bánh răng đủ bền.

2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
2.T1. .K F .Yε .Yβ .YF 1
σF1 = ≤ [σ F 1 ]
bw .d w1 .m

10

σ F1 YF2
σ F2 = ≤ [σ F2 ]
YF1
trong đó
1 1
Yε = = = 0,581 (hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng
εα 1,722
khớp ngang).
β0 32 0 28'
Yβ = 1 − =1 − = 0,768 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
140 140
YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương
đương
Z1 20
Z v1 = = = 33,3.
cos β cos 32 0 28'
3 3

Z2 115
Z v2 = = = 191,48 .
cos 3 β cos 3 32 0 28'
YF1 = 3,77.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: {
YF2 = 3,60.
K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F = K Fβ .K Fα .K Fv .
K Fβ - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính bảng 6.7: K Fβ =1,32.
K Fα - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc
êm là 9, ta có: K Fα =1,37.
K Fv - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
υF .bw .d w
K Fv = 1 + 1
.
2.T .K Fβ .K Fα
aw
υF = δ F .g 0 .v. .
u
δ F = 0,006 . (bảng 6.15).
g 0 = 73 . (bảng 6.16).
v=2,2 (m/s)
100
→υ F = 0,006.73.2,2. = 4,02.
5,75
4,02.30.29,63
→ K Fv =1 +
2.9953,5.1,32.1,37
=1,1

→ K F = K Fβ .K Fα .K Fv =1,32.1,37.1,1 =1,99.

Vậy:
2.9953,5.1,99.0,581.0,768.3,77
σF = = 60[ MPa ]
1
30.29,63.1,25

11

Và:
60.3,6
σF = = 67,3[ MPa]
2
3,77
Với m = 1,25, YS = 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1
Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó
[σ F 1 ] = [σ F ]1sb .YS .YR .K xF = 257,14.1,065.1.1 = 274MPa
[σ F 2 ] = [σ F ] 2 sb .YS .YR .K xF = 241,7.1,065.1.1 = 257,4MPa
⇒ σF1=60MPa < [σF1]1 = 274 Mpa; và
⇒ σF2=57,3MPa < [σF2]2 = 257,4 Mpa
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
σH max =σH . k qt ≤[σH ] max .
Tmax
k qt - hệ số quá tải : k qt = = 1,3.
Tdn
→ σ H 1 max = 353,2. 1,3 = 402,7 ≤ [σ H ] max = 1260[ MPa].
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
σ F max = σ F .k qt = 60.1,3 = 78[ MPa] ≤ [σ F ] max = 464[ MPa].
1 1 1

σ F2 max = σ F2 .k qt = 57,3.1,3 = 74,5[ MPa ] ≤ [σ F 2 ] max = 360[ MPa].

2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: aw1 =100[mm].
- Mô đun pháp: m12 = 1,25.
- chiều rộng vành răng: bw =30[mm].
- Tỉ số truyền : um12 = 5,75.
- Góc nghiêng của răng: β = 32028’.
- Số răng các bánh răng: z1 = 20 ; z2 = 115
- Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 ; x2 = 0.

Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
m12 .z1 1,25.20
d1 = = = 29,63[mm]
cos β cos 32 o 28'
m .z 1,25.115
d 2 = 12 2 = = 170,37[ mm]
cos β cos 32 o 28'
-Đường kính vòng lăn:
dw1=2aw1(um12+1)=2.100/(5,75+1)=29,63 mm

12

dw2=dw1.um12=170,37 mm
- Đường kính đỉnh răng :
d a1 = d1 + 2.(1 + x − ∆y ).m12 = 29,63 + 2.(1 + 0 − 0).1,25 = 32,13mm
d a2 = d 2 + 2.(1 + x − ∆y ).m12 = 170,37 + 2.(1 + 0 − 0).1,25 = 172,87 mm
- Đường kính đáy răng:
d f1 = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ).m12 = 29,63 − ( 2,5 − 0).1,25 = 26,505mm
d f 2 = d 2 − (2,5 − 2.x 2 ).m12 = 170,37 − (2,5 + 0).1,25 = 167,245mm
-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=29,63.cos200=27,843 mm
db2=d2cosα=170,37.cos200=160,095 mm
-Góc profil gôc: α= 200;
-Góc profil răng: αt= 23020’
-Góc ăn khớp: αtw= 23020’
-Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0

2.1.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)
2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục aw2

Theo công thức (6.15a):
T2 .k Hβ
a w 2 = K a .(u 2 + 1)3
[σ H ] 2 .u 2 . ba
2 ψ
T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5;
ψba -hệ số chọn theo bảng 6.6: ψ ba = 0,3 ÷ 0,5 .chọn ψba =0,5
k Hβ - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với ψbd = 0,53.ψba .(u1 +1) = 0,53.0,5.(3,188 +1) = 1,11
Chọn được K Hβ . =1,035
109484,6.1,035
⇒ a w 2 = 49,5.(3,188 +1).3 =138[ mm].
490,9 2.3,188.0,5
Chọn aw2=140 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw3:
dw3=2.aw2/(u2+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm)
Đường kính vòng lăn bánh răng lớn dw4:
dw4= dw21.u2=66,86.3,188=213,15

2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:

m34=(0,01 ÷ 0,02) aw2 =1,40 ÷ 2,80
Theo bảng 6.8: Chọn m34=2.

13

-Xác định số răng
Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
2.a w 2 2.140
Z3 = = = 33,4
m34 .(u 2 + 1) 2(3,188 + 1)
Chọn z3=33(răng)
Số răng bánh lớn
Z4=u2.Z3=3,188.33=105,2(răng)
Chọn z4=105 răng
Zt2=Z3+Z4=33+105=138
Tỷ số truyền thực:
Z 4 105
um2 = = = 3,182
Z3 33
u2 − um2 3,188 − 3,182
Sai lệch tỷ số truyền : ∆u = 100% = .100% = 0,2%
u2 3,188
Tính lại khoảng cách trục aw:
aw2 = m34.(Z3+Z4)/2 = 2.138/2 =138 mm
chọn aw2=140 mm
Để đảm bảo khoảng cách trục aw2=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh .
hệ số dịch tâm y:
y= aw2/m-0.5.Zt=140/2-0.5.138=1
hệ số ky: ky=1000y/Zt=1000.1/138=7,2.
Từ ky ta tra bảng 6.10a được kx=0,449
kx=1000Δy/Zt ⇒ Δy=0,449.138/1000=0,062
Tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1+0,062=1,062
Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:
x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27
x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792
góc ăn khớp:
cosαtw=ztm34cosα/(2aw)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263
⇒ αtw=2208'

2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Công thức 6.33:
2.T1 .K H .(u + 1)
σ H = Z M .Z H .Z ε . 2
≤ [σ H ].
b.u.d w1
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Zm = 274[MPa] 1/3 .
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H = 2. cos βb / sin 2αtw

14

β - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
b

tgβb = cos αt .tgβ .=0 ⇒ β =0
b

ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp.

2
→ZH = = 1,693
sin ( 2.22 0 8')
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số
trùng khớp dọc εβ .
bw . sin β
εβ = =0 ; với bw là bề rộng vành răng.
m.π
bw3=ψba .aw2=0,5.140=70
Khi đó theo công thức (6.36a):
Z ε = ( 4 − εα ) / 3 .
Với εα -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công
thức:

 1 1    1 1 
ε α = 1,88 − 3,2 +
z  cos β = 1,88 − 3,2 +
  cos 0 = 1,753.
  1 z2    33 105 
→ Z ε = ( 4 −1,753) / 3 = 0,865.
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
K H = K Hβ .K Hα .K Hv .
Với K Hβ =1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
K Hα =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các
đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo
công thức:
v=πdw3n1/60000 (m/s)
v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s
K Hv - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
υH .bw3 .d w3
K Hv = 1 + .
2.T2 .K Hβ .K Hα
T2-momen xoắn trên trục 2. T2=109484,6(Nmm)
υH = δH .g o .v. a w / u .
δH -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15: δH =0,002.
go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính
xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: go = 73.

15

→υH = 0,002.73.0,872. 140 / 3,182 = 0,844.
0,844.70.66,86
→ K Hv = 1 + =1,021.
2.109484,6.1,035.1,13
→ K H = 1,035.1,13.1,021 = 1,194.
2.109484,6.1,194.(3,182 +1)
σ H = 274.1,693.0,865. = 420,5[ MPa ]
70.3,182.66,86 2
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có Zv=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5..1,25 µm , do đó :
ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1
[σ H ]34 = [σ H ] m 34 Z R .Z v .K xH
504,55. 0,95.1.1=479,3MPa
Ta thấy σ H< [σH ] 34 do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.

2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
2.T1. .K F .Yε .Yβ .YF 3
σF 3 = ≤ [σF ]3
bw .d w 2 .m
σ F 3YF 4
σ F4 = ≤ [σ F ] 4
YF 3
trong đó
1 1
Yε = = = 0,7855 (hệ số kể đến sự trùng khớp, với εα là hệ số
εα 1,273
trùng khớp ngang).
Yβ =1 (hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
YF , YF - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z3, Z4
1 2

YF3 = 3,54.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x3=0,27;x4=0,79 ta có: {
YF2 = 3,47.
K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F = K Fβ .K Fα .K Fv .
K Fβ - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: K Fβ =1,065.
K Fα - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc
êm là 9, ta có: K Fα =1,37.
K Fv - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
υF .bw .d w
K Fv = 1 + 1
.
2.T .K Fβ .K Fα

16

aw
υF = δ F .g 0 .v. .
u
δ F = 0,006 . (bảng 6.15).
g 0 = 73 . (bảng 6.16).
v=0,872 (m/s)
140
→ υF = 0,006.73.0,872. = 2,533.
3,182
2,533.70.66,86
→ K Fv =1 +
2.109484,6.1,065.1,37
=1,037

→ K F = K Fβ .K Fα .K Fv =1,065.1,37.1,037 =1,513.

Vậy:
2.109484,6.1,513.0,7855.1.3,54
σF = 1
70.66,86.2
= 98,4[ MPa ]
Và:
98,4.3,47
σF = = 95,5[ MPa ]
4
3,54
Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1
Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó
[σ F ] 3 = [σ F ] 3sb .YS .YR .K xF = 257,14.1,032.1.1 = 265,4MPa
[σ F ] 4 = [σ F ] 4 sb .YS .YR .K xF = 241,7.1,032.1.1 = 249,4MPa
⇒ σF3=98,4MPa < [σF]3 = 265,4 Mpa; và
⇒ σF4=95,5MPa < [σF]4 = 249,4 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.

2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Công thức 6.48:
σH max =σH . k qt ≤[σH ] max .
σH ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng
σH = 479,3MPa;
Tmax
k qt - hệ số quá tải : k qt = = 1,3.
Tdn
→ σH 3 max = 479,3. 1,3 = 546,5 ≤ [σ H ] 4 max =1260[ MPa ].
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
σF 3 max
= σ F3 .k qt = 98,4.1,3 = 127,9[ MPa] ≤ [σ F1 ] max = 464[ MPa].
σF 4 max = σ F4 .k qt = 95,5.1,3 = 124,15[ MPa] ≤ [σ F 2 ] max = 360[ MPa ].
2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm:
- Khoảng cách trục: aw = 140[mm].

17

- Mô đun pháp: m =2.
- chiều rộng vành răng: bw =70[mm].
- Tỉ số truyền : um = 3,182.
- Góc nghiêng của răng: β = 00 .
- Số răng các bánh răng: Z3 = 33 ; Z4 = 105.
- Hệ số dịch chỉnh: x3 = 0,27 ; x4 = 0,79.

Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
d3=m34.Z3=2.33=66 mm
d4=m34.Z4=2.105=210 mm
-Đường kính vòng lăn:
dw3=2aw2(um34+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mm
dw4=dw3.um34=213,048 mm
- Đường kính đỉnh răng :
 d a3 = d 3 + 2.(1 + x3 − ∆ y).m = 66 + 2.(1 + 0,27 − 0,062).2 = 70,832mm
 d = d + 2.(1 + x − ∆ y).m = 210 + 2.(1 + 0,79 − 0,062).2 = 216,912mm
 a 4 4 4
- Đường kính đáy răng:
 d f 3 = d 3 − (2,5 − 2.x3 ).m34 = 66 − (2,5 − 2.0,27).2 = 62,08mm

 d f 4 = d 4 − (2,5 − 2.x4 ).m34 = 210 − (2,5 − 2.0,79).2 = 208,16mm
-Đường kính vòng cơ sở:
db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm
db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm
-Góc profil gôc: α= 200;
-Góc profil răng: αt= 200
-Góc ăn khớp: αtw= 2208’
-Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79.

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Các thông số cơ bản của Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
bộ truyền bánh răng Bánh chủ Bánh bị Bánh chủ Bánh bị
động động động động
Modul. m 1.25 1.25 2 2
Số răng z 20 115 33 105
Hệ số chiều rộng vành răng ψba 0,3 0,3 0,5 0,5
Chiều rộng vành răng bw 30 30 70 70
Đường kính vòng chia d 29,63 170,37 66 210
Đườn kính vòng lăn dw 29,63 170,37 66,954 213,048

18

Đường kính đỉnh răng da 32,13 172,87 70,832 216,912
Đường kính chân răng df 26,505 167,245 62,08 208,16
Đường kính vòng cơ sở db 27,843 160,095 62,02 197,335
Góc nghiêng của răng β 32028’ 32028’ 0 0
Hệ số dịch chỉnh xt 0 0 0,27 0,79

2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung:
Fr1 F'r1

Fa1
F'a1
Ft2 F't2 x
Ft1 F't1
Fa2 F'a2
z

O

Fr2 Ft3 F'r2
Fr3

y

F
Ft4
Fr4
v

Ft

Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có
Fa1+F’a1=0 và Fa2+F’a2=0
Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu.
2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH

Các thông số ban đầu:
P3=2,756; n3=78,143 vòng/phút; T3=336815,8
2.2.1. Chọn loại xích

19

Vì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống
con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng
rãi trong kỹ thuật.
2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích.
Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Zx1 = 25
Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 3. 25 = 75 < Zxmax =120(thỏa mãn
điều kiện xích ăn khớp đúng)
Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền
xích :
Pt=P.k.kn. .kz ≤ [P]
Trong đó :
P: công suất cần truyền qua bộ truyền xích .P=2,765 (kw)
Theo công thức (5.4) ta có
k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc :
trong đó
kđ: hệ số tải trọng động. Kđ = 1 (tải trọng êm )
k0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các
đĩa xích trùng với phương ngang)
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1;
(chọn a=40p)
kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc =1 ( điều chỉnh bằng
một trong các đĩa xích)
kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . kbt =1,3 (môi trường làm việc có
bụi, bôi trơn đạt yêu cầu)
kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625
kn : hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ.
Chọn :n03=50vg/ph
→ kn=n03/n3=50/78,143 = 0,64
kz : hệ số răng , với Zx1=25 → kz= 25/Zx1 = 1

Như vậy ta có : Pt = 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n01 =50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy
có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt dc=7,95mm chiều dài ống :B=22,61
mm
Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt ≤ [P]=3,20 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax

Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:

20

a ( Z1 + Z 2 ) ( Z 2 − Z1 ) 1016 ( 25 + 75) ( 75 − 25) .25,4
2 2

X= 2. + + . p = 2. + + = 131,6
p 2 4.π 2 .a 25,4 2 4.3,14 2.1016
Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
  2

a = 0,25. p  X c − 0,5( Z 2 + Z 1 ) +
* [ X c − 0,5( Z1 + Z 2 ) ] 2 − 2. Z 2 − Z1 
 
  π  
 
  75 − 25  
2

a = 0,25.25,4.132 − 0,5( 75 + 25) +
* [132 − 0,5( 75 + 25)] 2 − 2.   = 1021,4mm
  3,14  
 
để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = (0,002 ÷ 0,004)a = (0,002. 1021,4 ÷ 0,004.1021,4)=2,0 ÷ 4,1 mm
Chọn ∆a =3,4mm .
Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
Z 1 .n3 25.78,143
i= = = 0,99 < imax=30 (bảng 5.9)
15. X 15.132
2.2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu
va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) :
Q
S = k .F + F + F ≥ [S]
d t 0 v

Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ;
Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 do Tmm = 1,3.T1;
Ft –lực vòng ;
Z 1 pn3
v= = 0,827 m/s
60000
Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N
Fv :lực căng do lực li tamm gây ra: Fv = q.v2= 2,6. 0,8272 = 1,778N
F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N
(hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang)
Q 56700
Do đó: S = k .F + F + F = 1,2.3332,5 +156 +1,778 =13,64
d t 0 v

⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền

2.2.4. Đường kính đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:

21

p 25,4
d1 = sin (180 / Z ) = sin (180 / 25) = 202,66 mm
1
p 25,4
d2 = sin (180 / Z ) = sin (180 / 75) = 606,56 mm
2

đường kính vòng đỉnh đĩa xích
da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm
da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm
đường kính vòng chân đĩa xích
df1 = d1- 2r = 202,66 –2. 8,0297 = 184,6 mm
df2 = 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm
(với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl=15,88 mm
(bảng 5.2)
Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4)

-Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Theo công thức (5.18) :
K r .( Ft .K d + Fvd ).E
σ H1= 0,47 .
A.K d
Trong đó
[σH ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[σH]=600 Mpa
Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N
Hệ số tải trọng động : Kđ=1 (bảng 5.6)
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa
5
⇒ σ H 1 = 0,47 0,41(3332,5.1 +1,665). 2,1.10 =593,5
180.1
⇒ σH1 <[σH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của
số rang đến đĩa xích Kr=0,21 Ta có:
2,1.10 5
σ H 1 = 0,47 0,21(3332,5.1 +1,665). =425 MPa<[σH]
180.1
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.5. lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
Fr = kx.Ft =1,15.3332,5 = 3832,4 N
(kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );

2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích :
Khoảng cách trục : a=1018 mm ;

22

Bước xích : p = 25,4 mm
Số răng đĩa xích : Zx1=25 ; Zx2 = 75 ;
Số mắt xích : Xc=132

2.3.CHỌN KHỚP NỐI.
2.3.1.Mô men xoắn cần truyền:
T=Tđc=20210 Nmm=20,21Nm;
Mômen tính Tt=k.T=1,25.20,21=25,26Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)

2.3.2. Chọn nối trục.
Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối
thiểu bằng (0,8…1,2)dđc=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các
thông số kích thước chủ yếu sau :
Mômen d D d0 l C Chốt vòng đàn nmax
hồi
xoắn Không dc lc Ren Số Đk Chiều (v/ph)
quá chốt ngoài dài toàn
Z bộ lv
20,21 18 90 20 51 2 10 19 M8 6 19 15 5600

2.3.3. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2)

2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
2.K .Tx 2.25,26.10 3
σd = ≤ [σ ] d = = 1,87 < [σ ] d ; trong đó D0=D-d0-15
Z .D0 l v d c 4.45.15.10

2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
K .Tx l c 25,26.10 3.19
σu = ≤ [σ ] u = = 26,66 < [σ ] u
0,1.Zd c3 .D0 0,1.4.10 3.45

2.4 TÍNH TRỤC
2.4.1.Thiết kế trục
2.4.1.1. chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có σb= 850 MPa.
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15..30 Mpa

23

2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1..3;
Tk
d ksb = 3 (mm)
0,2[τ ]
T1 =19907 N .mm 19907
=> d 1sb = 3 =17 (mm)
[τ ] = 20MPa 0,2.20
Chọn d1sb=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm.

T ' 2 = 109484,6 N .mm 109484,6
=> d sb 2 = 3 = 30,1 (mm)
[τ ] = 20 MPa 0,2.20
Chọn d2 = 35, tra bảng (10.2) ta được chiều rộng ổ lăn: b20 = 21mm.
T3 = 336815,8 N .mm 336815,8
=> d 3 sb = 3 = 43,8 (mm)
[τ ] = 20MPa 0,2.20
Chọn b30=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b30 = 25 mm.

2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

24

21

l24

l23

l22
b23

lm23
lm22 lm24

lm33

l32
l31 lC33

l33
(Sơ đồ tính khoảng cách )

Trị số các khoảng cách:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm;
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm;
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15…20mm
Với các ký hiệu:
k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc.
i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải
trọng.
lki: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
lk1: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
lmki: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i

25

bki: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k;
lcki: khoảng côngxôn trên trục thứ k
lcki = 0,5.( lmki +b0) + k3 + hn
(Với chiều dài moay ơ đĩa xích: l m33=(1,2…1,5)d3=>lm33=60 mm; Chiều dài
moay ơ nửa khớp nối lm=(1,4…2,5)d1 =>lm14=50mm; (b0 là chiều rộng ổ tra theo
đường kính trục trung gian);
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: lm=(1,2…1,5)dk ⇒ lm12 = lm13 = 35 mm,
lm22 = lm24 = 45 mm, lm23 = 70mm; lm32 =70 mm
=> lc14 = -(0,5.( lm14 +b20) + k3 + hn )= -(0,5(50+21)+10+15)= -60,5mm
lc33 = -( 0,5.( lm33 +b20) + k3 + hn ) = -(0,5(60+21)+10+15)= -65,5mm

Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng 10.4
ta có:
- Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(45 +21)+10+15=58=>l22 =58mm
l23=l22+0,5.(lm22+lm23)+k1= 58+0,5.(45+70)+10 =125,5mm
l24 = 2l23 - l22 = 2.125,5-58=193mm; l21 = 2l23= 251mm
- Trục 3: l32 = l23 =125,5mm ;
l31 = l21 = 251mm ;
l33 = l31 + lc33 = 251+65,5=316,5mm;

2.4.1.4.Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục
Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ:
Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ. Theo các thông số tính toán , lực do bộ truyền xích tác
dụng lên trục 3 có chiều ngược với phương Oy, có giá trị:
Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N ≈ 3333N;
Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ:
Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : F x14=(0,2 ÷ 0,3)Fr ; Fr=2T1/D0, có
phương trùng với phương Ox .
D0 là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt. Tra bảng 16.10a ta có
D0=50mm ; => Fx14 = 80…119N=> Fx14=100 N

26

Fx14 Fx10 Fx11
Fy12 Fy13

Fz12 Fz13
Fy10 Fy11
Fx12 Fx24
Fx13
Fx22 x
Fz24
Fz22 z

O
Fy22 Fy23 Fy24

Fx23 Fx21
Fy20 Fx20 Fy21 y

F

Fx32
Fx30 Fx31 Fy31
Fy32
v

Fy30

Ft

Lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền được chia thành 3 thành phần :
Fx: Lực vòng
Fy: Lực hướng tâm.
Fz: Lực dọc trục
Trong đó
Với trục 1:
2T'1 2.9953,5
Fx12= Fx13= − =− = −672 N
d w1 29,63
Fx13 .tgα tω 672.tg23 0 20'
Fy12 = Fy13 = =− = −344 N
Cosβ 1 cos32 0 28'
Fz12 =- Fz13 = - Fx12 .tgβ = 672.tg32 0 28' = 428 N

27

Với trục 2:
Fx22 =Fx24 = - Fx12 = 672 N;
Fy22 =Fy24 = - Fy12 = 344N;
Fz22 = -Fz24 = - Fz12 = -428 N;

2.T2 2.109484,6
Fx23 =
d w3
=
66,954
= 3270,4 N ≈ 3270N;
Fy23 = Fx23 .tgα tw = 3270.tg22 0 8' =1330 N ;
Với trục 3:

Fx32 = - Fx23 = -3270 N;
Fy32 = - Fy13 = - 1330 N;
Ft=3333N

2.4.1.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.

Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ.

Với trục 1: do các bánh răng bố trí đối xứng trên trục, nên ta có:
(F
y12 + Fy13 )
Fy10 = Fy11 = = Fy12 = 344 N
2
Fx13 .l13 +Fx12 .l12 +Fx14 .l14 672.193+672.58+200.60,5
Fx11= l11
=
251 =720N
Fx10 = Fx12 +Fx13 −Fx11 −Fx14 =672+672-720-200=424N

Từ đó ta có biểu đồ mônem uốn và các kích thước sơ bộ của trục 1

28

l11
l14 l13
l12
Fx14 Fx10 Fx11
Fy12 Fy13

Fz12 Fz13
Fy10 Fy11
Fx12 Fx13 x

z
19950Nmm
13610Nmm O

Mx

y

My
12100Nmm 41810Nmm
48290Nmm

T

9953,5Nmm

19907Nmm

Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện.
M 10 = M x1 + M y1 =12100Nmm;
2 2

M td 10 = M 12 + 0,75.T 2 = 12100 2 + 0,75.19907 2 ≈ 21060 Nmm
Mtđ11=0;
M 12 = M x12 + M y12 = 19950 2 + 48190 2 ≈ 52250 Nmm
2 2

M td 12 = M 3 + 0,75.T 2 = 52250 2 + 0,75.19907 2 = 55020 Nmm
2

M 13 = M x13 + M y13 = 19950 2 + 41810 2 ≈ 46325 Nmm
2 2

M td 13 = M 3 + 0,75.T 2 = 46325 2 + 0,75.9953,5 2 = 47120 Nmm
2

Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với [σ] =67N/mm2

29

M td 10 21060
d 10 = 3 =3 = 14,6mm
0,1[σ ] 0,1.67
M td 12 55020
d12 = 3 =3 = 20,2mm
0,1[σ ] 0,1.67
M td 13 47120
d 13 = 3 =3 = 19,2mm
0,1[σ ] 0,1.67

Do trục 1 nối với động cơ thông qua nối trục vòng dàn hồi, trục động cơ có đường kính
28mm, nên ta phải chọn trục có đường kính d>0,8d đc ≈ 22mm. mặt khác, đường kính
vòng chân răng của các bánh răng chủ động cấp nhanh d f=26,505 mm.Vì vậy các bánh
răng này sẽ là các bánh răng liền trục.
Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng là: d10=d11=25 mm; d12=d13=26mm và
d14 =dkn 22mm

Khi lắp khớp lên trục ta sử dụng then bằng để truyền mômen xoắn
Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:

Tiết Đường Kích thước tiết Chiều sâu Bán kính góc lượn của
diện kính trục diện rãnh then rãnh

b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất

1-4 22 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25

Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=0,8lm14=40mm
2T 2.19907
Công thức (9.1) ta có: σ d = dl ( h − t ) = 22.40.2,5 = 18,1 < [σ ] d = 80 MPa
t 1
2T 2.19907
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τ c = dl b = 22.40.6 = 7,5 < [σ ] c = 80MPa
t

Với trục 2:
Fy 23 − Fy 22 − Fy 24 1330 − 344 − 344
Fy 20 = Fy 21 = = = 320 N
2 2
Fx 23 + Fx 22 + Fx 24 3270 + 672 + 672
Fx 20 = Fx 21 = = = 2307 N
2 2
Biểu đồ mônem và các giá trị tương ứng tại các vị trí:

30

l21
l24
l23
l22
Fx24 x
Fx22
Fz24
Fz22 z

O
Fy22 Fy23 Fy24

Fx21
Fx23
Fy20 Fx20 Fy21 y

18620Nmm 26980Nmm

Mx

17840Nmm
244170Nmm
133810Nmm
133810Nmm
My

54740Nmm

T
54740Nmm

Mtđ20=Mtđ21=0
M 22 = M 24 = M x 22 + M y 24 = 133810 2 +18620 2 ≈ 135100 Nmm
2 2

M td 22 = M td 24 = 135100 2 + 0,75.54740 2 ≈ 143180 Nmm
M 23 = 244170 2 + 26980 2 ≈ 245660 Nmm
M td 23 = 245660 2 + 0,75.54740 2 ≈ 250190 Nmm
Đường kính trục sơ bộ tại các tiết diện tương ứng:
d 20 = d 21 = 0mm
M td 22 M td 24 143180
d 22 = d 24 = 3 =3 =3 = 27,5mm
0,1[σ ] 0,1[σ ] 0,1.67
M td 23 250190
d 23 = 3 =3 = 33,4mm
0,1[σ ] 0,1.67
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các
đoạn như sau:d20 = d21 = 25 mm và d22 =d24=30 mm ; d23=35mm

31

Khi lắp các bánh răng lên trục ta sử dụng then bằng. kích thước của các then cho
trong bảng sau:
Tiết Đường Kích thươc Chiều sâu Bán kính góc lượn
diện kính trục tiết diện rãnh then
2-2,2-4 30 8 7 4 2,8 0,16 0,25
2-3 35 10 8 5 3,3 0,25 0,4

Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 2-2&2-4.
chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=40 mm
Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:
2T 2.54740
Công thức (9.1) ta có: σ d = dl (h − t ) = 30.40.3 = 30,4MPa < [σ ] d = 80MPa ;
t 1

Kiểm nghiệm độ bền cắt:
2T 2.54740
công thức (9.2): τ c = dl b = 30.40.10 = 9,1MPa < [σ ] c = 80MPa
t

tại tiết diện 2-3 , chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=56mm. khi kiểm nghiệm then đủ bền.

Với trục 3:
Fx 32 3270
Fx 30 = Fx 31 = = = 1635 N
2 2
F .l − Fx 32 .l32 3333.65,5 −1330.125,5
Fy 30 = t c 33 = = 203 N
l31 251
Fy31=Ft+ Fy32 +Fy30=3333+1330+203=4460N
Khi đó ta có các biểu đồ mômen , các giá trị tuơng ứng trên các vị trí và đường kính sơ
bộ tại các tiết diện trục:
Ta có:

M 31 = M x 31 + M y 31 = 218310 Nmm
2 2

M td 31 = M 12 + 0,75.T 2 = 218310 2 + 0,75.336820 2 ≈ 364340 Nmm
M 32 = M x 32 + M y 32 = 25480 2 + 205190 2 ≈ 206770 Nmm
2 2

M td 32 = M 32 + 0,75.T 2 = 206770 2 + 0,75.336820 2 ≈ 357550 Nmm
2

32

Fy31
Fx32
Fx30 Fx31
Fy32

Fy30

Ft
218310Nmm

25480Nmm

My

205190Nmm

T

336820Nmm

Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng:
M td 33 291700
d 33 = 3 =3 = 35,2mm
0,1[σ ] 0,1.67
M td 32 357550
d 32 = 3 =3 = 37,6mm
0,1[σ ] 0,1.63
M td 31 364340
d 31 = 3 =3 = 37,9mm
0,1[σ ] 0,1.67
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các
đoạn như sau: d30 =d31=40mm; d32 = 45 mm, d33 =38mm.

33

Sử dụng then bằng để lắp bánh răng và dĩa xích lên trục.

Theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số kích thước của các loại then như sau:
Tiết Đường Kích thước Chiều sau Bán kính góc lượn
diện kính tiết diện rãnh then
32 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4
33 38 12 8 5 3,3 0,25 0,4
Kiểm nghiệm độ bền của then:
Tại tiết diện 3-2.
Chọn lt=(0,8..0,9)lm32=>lt=56 mm
2T 2.336820
Công thức (9.1) ta có: σ d = dl (h − t ) = 45.56.3,5 = 76,4MPa < [σ ] d = 80MPa ;
t 1

Kiểm nghiệm độ bền cắt:
2T 2.336820
công thức (9.2): τ c = dl b = 45.56.14 = 19,1MPa < [σ ] c = 80MPa
t

Tại tiết diện 3-3.
Chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=56mm.
2T 2.336816
Công thức (9.1) ta có: σ d = dl (h − t ) = 38.56.3 = 106MPa > [σ ] d = 80 MPa ;
t 1

Do vậy ta chon cách sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 0. Khi đó mỗi then chịu
0,75T.
Kiểm nghiệm lại ta có:
2.0,75.T 2.0,75.336820
σd = = = 79,1MPa < [σ ] d = 80 MPa .
dl t ( h − t1 ) 38.56.3
2.0,75T 2.0,75.336816
τc = = = 19,8MPa < [σ ] c = 80 MPa =>Then đủ bền.
dl t b 38.56.12

2.4.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Trong phần này ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền mỏi cả trục thứ 3, là trục chịu
mômen xoắn lớn nhất.
Với thép 45 có: σb = 850 MPa , σ −1 = 0,436.σ b = 0,436.850 = 370 MPa
τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.370 = 215MPa và theo bảng 10.7 ta có:
ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta
có :

34

π .d 3 bt1 .( d j − t1 )
2
Mj
σ aj = σ max j = và σmj = 0 với W j =
j
− (trục có một
Wj 32 2.d j
π.d 3 bt1.( d j − t1 )
2
j
rãnh then) W j = − (trục có hai rãnh then)
32 dj
Mj Mj
σ aj = σ max j = =
π .d 3 b.t1 .( d j − t1 )
2
Nên: Wj j
−
32 2.d j
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta
có :
τ max j π .d 3 bt1 .( d j − t1 )
2
Tj
τ mj = τ aj = = với W0 j =
j
−
2 2.Woj 16 2.d j
τ max j Tj Tj
τ mj = τ aj = = =
2 2.Woj  π .d bt1 .( d j − t1 ) 
3 2
nên  j 
2. −
 16 2.d j 
 
Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có:

Tiết σaj τmj

diện
31 34, 13,4
8
32 27, 10,2
2
33 0 15,6

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.
Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 3 ta thấy các tiết diện nguy
hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1. ta kiểm nghiệm tại tiết diện lắp
ổ lăn 1, vì tại đây có mômen tương đương lớn hơn và đường kính trục nhỏ hơn.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy
hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:
s = sσ .sτ / s2 + s2 ≥ [s]
σ τ

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5
Khi cần tăng độ cứng thì: [s] = 2,5... 3.
sσ , sτ - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,
được tính theo công thức sau:
σ −1 τ −1
sσ = sσ =
kσ .σ a + ψ σ .σ m ; kτσ .σ τa +ψ σ .τ m

35

Trong đó : σ-1, τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng σa, τavà
σm, τm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét
.
Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục
theo k6 kết hợp lắp then.

+Tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1.
Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra
= 2,5 …0,63 µm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt:
Kx = 1,1
Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1
Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, với σb = 850MPa và đương kính tiết diện
nguy hiểm ta tra được tỷ số:
Kσ/εσ = 2,2
Kτ/ετ =1,72
Xác định các trị số Kσd và Kτd theo công thức( 10.25) và (10.26)
 Kσ   Kτ 

 ε + K x − 1
 
 ε + K x − 1

K σdj = σ  và K =  t 
τdj
Ky Ky
Khi đó tại tiết diện 3-1ta tinh được: Kadj=2,3; Kτd 1 =1,82
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sσ tính theo công thức(10.20)
σ −1 370
sσ = = = 4,6
K σd .σ a +ψ σ .σ m 2,3.34,8 + 0,1.0
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp sτ theo công thức (10.21)
τ −1 215
sτ = = = 8,6
K τd .τ a +ψ τ .τ m 1,82.13,4 + 0,05.13,4
Hệ số an toàn s
s = sσ .sτ / sσ + sτ2 = 4,6.8,6 / 4,6 2 + 8,6 2 = 4,1 > [σ ] = 1,5...2
2

Vậy trục tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1 đảm bảo diều kiện bền mỏi.

+Tại tiết diện lắp bánh răng 3-2.
Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón, hệ số tập chung ứng suất tại rãnh then ứng
với vật liệu có σb = 850 MPa là Kσ = 2,06 và Kτ = 1,96.
Theo bảng 10.10 với d = 40mm, εσ = 0,85; ετ= 0,78
Xác định được tỷ số: Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này:
Kσ/εσ= 2,06/0,85 = 2,424
Kτ/ετ= 1,96/0,78 = 2,51
Tiến hành tương tự như trên ta có:sσ =5,4; sτ =7,9 => S=4,46
Tại tiết diện lắp đĩa xích 3-3. ta có:
Kτ = 1,96; ετ= 0,79 => Kτ/ετ=2,48

36

=> sτ =5,2
Do vậy trục 3 đủ bền.

Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng thống kê sau:

Đường kính tiết diện trên trục (mm)
Trục 1 Trục 2 Trục 3
Tiết diện lắp
Khớp nối 22
Ổ lăn 25 25 40
Bánh răng chủ động 26,5 30
Bánh răng bị động 35 45
Xích 38

2.5. CHỌN Ổ LĂN.

2.5.1.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc:

Lực hướng tâm tại gối:
Fr 0 = Fx2 + Fy2 = 424 2 + 344 2 = 556 N
10 10

Fr1 = Fx2 + Fy2 = 720 2 + 344 2 = 798 N
11 11

Lực dọc trục: Fat = 0 N
Sơ đồ tải: F t1

Ft0
Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm. Ta
chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này.

Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ
X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1.
V: hệ số kể đến vòng nào quay, do ổ có vòng trong quay nên V=1.
kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn được
kt = 1 vì (nhiệt độ t ≤ 100oC )
kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, trị số tra được là kđ = 1;
Q0 = 1.1.556.1.1 = 556 N
Q1 = 1.1.798.1.1 = 798 N

37

Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn, ổ 1:
Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:
C d = Q.m L
M: bậc của đường cong mỏi, m=3;
L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh = 11500 giờ
Tuổi thọ của ổ lăn:
L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 1420. 60. 10-6 = 980 triệu vòng
Hệ số khả năng tải động: Cd = 0,798. 3 980 = 7,93 kN.
Khả năng tải tĩnh tính toán:
Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr
Với X0, Yo: hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra trong
bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 .
Qt = 0,6.0,798 = 0,48 kN
⇒ C0 =0,48 kN.
Với Cd =7,93 và đường kính ngõng trục d = 25mm,
Ta tiến hành chọn ổ có kí hiệu: 205.
Với các thông số:
- Loại ổ : Cỡ nhẹ.
- Đường kính trong: d =25 mm
- Đường kính ngoài: D =52 mm
- Chiều rộng ổ: B = 15 mm
- Đường kính bi: 7,94 mm
- Khả năng tải động: C = 11,0 kN
- Khả năng tải tĩnh: C0 = 7,09 kN.

2.5.2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian (trục số 2) của hộp giảm tốc.

Fr 20 = Fr 21 = Fx220 + F y220 = 2307 2 + 320 2 = 2329 N
Lực dọc trục: Fat3 = 0 N;
Để bù lại các sai số khi chế tạo, lắp ghép các bánh răng phân đôi, đảm bảo các cặp bánh
răng phân đôi ăn khớp chính xác ta chọn ổ tùy động cho các gối đỡ của trục 2.

Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1;
Q2 = 1.1.2329.1.1 = 2329 N

C d = Q.m L

38

Với: m=3; L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 249,12. 60. 10-6 = 172 triệu vòng

Hệ số khả năng tải động: Cd = 2,329. 3 172 = 12,95 kN.
Tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 .
Qt = 0,6.2,329 = 1,3974 kN
⇒ C0 =1,3974 kN.
Ta tiến hành chọn ổ cỡ nhẹ, kí hiệu: 2205.
- Loại ổ : Ổ đũa trụ ngán cỡ trung hẹp.
- Đường kính ngoài D =52 mm
- Đường kính con lăn: 6,5mm
- Chiều dài con lăn : 6,5mm
- Khả năng tải động: C =13,4 kN

2.5.3. Chọn ổ lăn cho trục ra (trục số 3) của hộp giảm tốc:

Fr 30 = Fx2 + Fy230 = 1635 2 + 203 2 = 1648 N
30

Fr 31 = Fx2 + Fy231 = 1635 2 + 4460 2 = 4750 N
31

Lực dọc trục: Fat3 = 0 N
Sơ đồ tải: F t31

Ft30
Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng không lớn và chỉ chịu lực hướng tâm.
Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này.
Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1;
Q30 = 1.1.1648.1.1 = 1648 N
Q31 = 1.1.4750.1.1 = 4750 N
Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn.
C d = Q.m L
Với: m=3; L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 78,143. 60. 10-6 = 53,92 triệu vòng

39

Hệ số khả năng tải động: Cd = 4,75. 3 53,92 = 17,945 kN.
Tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 .
Qt = 0,6.4,75 = 2,85 kN
⇒ C0 =2,85 kN.
Ta tiến hành chọn ổ co nhẹ có kí hiệu: 208.
- Loại ổ : Cỡ nhẹ.
- Đường kính ngoài D =80 mm
- Đường kính bi: 12,7 mm
- Khả năng tải động: C = 25,6 kN

Như vậy ta có các ổ lăn trong hộp giảm tốc và loại dầu bôi trơn:
Trục vào(trục 1): Loại ổ: ổ bi đỡ: 205, bôi trơn bằng mỡ T.
Trục trung gian(trục 2): Loại ổ: ổ đỡ trụ ngắn: 2305, bôi trơn bằng mỡ T.
Trục ra (trục 3): Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy: 208, bôi trơn bằng mỡ T

2.6.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
2.6.1.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.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .
Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau.
2.6.2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc:
Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm khoảng
30mm.
2.6.3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :
Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45.
2.6.4.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.
2.6.5.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.

40

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày: Thân hộp, δ δ = 0,03.a + 3 = 0,03.220 + 3 ≈ 10 mm > 6mm
Nắp hộp, δ1 δ1 = 0,9. δ = 0,9. 10=9 mm
Gân tăng cứng: Chiều dày, e e =(0,8 ÷ 1)δ = 7,2 ÷ 9, chọn e = 9 mm
Chiều cao, h h < 5.δ = 50 mm
Độ dốc Khoảng 2o
Đường kính:
Bulông nền, d1 d1 = 0,04.a+10 = 0,04.220+10 =19⇒ d1 =M20
Bulông cạnh ổ, d2 d2 = 0,8.d1 = 0,8. 20 = M16
Bulông ghép bích nắp và thân, d3 d3 = (0,8÷ 0,9).d2 ⇒ d3 = M14
Vít ghép nắp ổ, d4 M8 đối với ổ trục 3, và M6 đối với trục 1 và 2
số lượng bulông tương ứng là 6 và 4 (bảng 18-2)
Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d5 =( 0,5 ÷ 0,6).d2 ⇒ d5 = M8
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3 S3 =(1,4 ÷ 1,5) d3 , chọn S3 = 20 mm
Chiều dày bích nắp hộp, S4 S4 = ( 0,9 ÷ 1) S3 = 18 mm
Bề rộng bích nắp hộp, K3 K3 = K2 – ( 3÷5 ) mm = 50 – 5 = 45 mm
Kích thước gối trục:
Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3, D2Định theo kích thước nắp ổ
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 E2= 1,6.d2 = 1,6 . 16 = 25 mm.
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 K2 =E2 + R2 + (3÷5) mm = 25 + 20 + 5 = 50mm
(R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 16 = 20 mm)
k là khoảng cách từ tâm bulông đến k ≥ 1,2.d2 =19,2 ⇒ k = 20 mm
mép lỗ
Chiều cao h h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Mặt đế hộp: S1 = (1,3 ÷ 1,5) d1 ⇒ S1 = 28 mm
Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 K1 ≈ 3.d1 ≈ 3.20 = 60 mm
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q q = K1 + 2δ = 44 + 2.10 = 80 mm;
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp ∆ ≥ (1 ÷ 1,2) δ ⇒ ∆ = 10 mm
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp ∆1 ≥ (3 ÷ 5) δ ⇒ ∆1 = 40 mm
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. ∆2 ≥ δ = 10 mm
Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ÷ 300) ≈ 3÷4chọn Z = 4

41

Do an ctm br 2cap

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Do an ctm br 2cap

Similar to Do an ctm br 2cap (20)

Do an ctm br 2cap