Đề tài: Nghiên cứu thiết kế hộp giảm tốc, HAY, 9đ

GVHD: Phan Hoàng Phụng Đồ Án Chi Tiết Máy
SVTH: Nguyễn Minh Hùng
Page 1
CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
Cán bộ hướng dẫn 1 :……………………………………………………………………….
( Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký )
Cán bộ hướng dẫn 2 :……………………………………………………………………….
Cán bộ hướng dẫn 3 :……………………………………………………………………….
Cán bộ chấm nhận xét 1 :…………………………………………………………………...
Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại :
HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP TRƯỜNG ĐẠI HỌC
CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP. HỒ CHÍ MINH
Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . .

Page 2
LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi
và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với
các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không
thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học
trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta
hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ
bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể
bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ AutoCad, Inventor điều rất cần
thiết với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Phan Hoàng Phụng, các thầy cô các và các bạn
trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp ,do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Minh Hùng

Page 3
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………..

Page 4
MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN...................................................................................... 5
1.1.Chọn động cơ :..........................................................................................5
1.2.Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống :................................................8
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN....12
2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai :..............................................................12
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn :.............................................17
2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :..........................34
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC.................................................48
3.1. Chọn vật liệu :.........................................................................................48
3.2. Tính thiết kế trục I :.................................................................................49
3.3. Tính thiết kế trục II : ...............................................................................61
3.4. Tính thiết kế trục III :..............................................................................73
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN .........................83
4.1. Tính toán ổ lăn cho trục I.........................................................................83
4.2. Tính toán ổ lăn cho trục II........................................................................87
4.3. Tính toán ổ lăn cho trục III. .....................................................................91
4.4. Tính toán then :.......................................................................................95
4.5. Lắp ghép và dung sai :.............................................................................97
CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI
TIẾT KHÁC.............................................................................. 100
5.1. Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc............................................100
5.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :...........................................................106

Page 5
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ
Số liệu thiết kế
 Công suất trên trục công tác P = 23,5 kW
 Số vòng quay trên trục công tác n = 123 (vg/ph)
 Thời gian phục vụ L = 16000 giờ
 Chế độ làm việc 3 ca
Hình 1.1. Hệ dẫn động hộp giảm tốc Hình 1.2.Sơ đồ tải trọng
Chú thích
1. Bộ truyền đai.
2. Động cơ.
3. Trục I.
4. Trục II.
5. Trục III.
6. Khớp nối.

Page 6
1.1.1. Công suất trên trục động cơ
Công suất trên động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [1]:
𝑃𝑐𝑡 =
𝑃𝑡
ɳ
Trong đó:
+ 𝑃𝑐𝑡 là công suất cần thiết trên trục động cơ.
+ 𝑃𝑡 là công suất tính toán trên trục máy công tác.
+ ɳ là hiệu suất truyền động.
Vì tải trọng thay đổi theo bậc nên:
Theo như sơ đồ phân bố tải trong ta có (công thức 2.12 trang 20 [1]):
𝑃𝑡 = 𝑃𝑡𝑑 = √(𝑃1
2
. 𝑡1 + 𝑃2
2
. 𝑡2 + 𝑃3
2
. 𝑡3)/(𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3)
= 𝑃1. √∑(
𝑃𝑖
𝑃1
)2. 𝑡𝑖/∑ 𝑡𝑖 = 23,5.√
(1.0,1 + 0,82.0,4+ 0,62.0,5). 𝑡
(0,1 + 0,4+ 0,5). 𝑡
= 17,2 𝑘𝑊
1.1.2. Hiệu suất chung
Dựa vào công thức 2.9 trang 19 [1], ta có:
ɳ = ɳđ.ɳ 𝑏𝑟𝑐. ɳ 𝑏𝑟𝑡.ɳ 𝑜𝑙
3
.ɳ 𝑘
Với (bảng 2.3 trang 19 [1]):
+ ɳđ = 0,95 Hiệu suất bộ truyền đai.
+ ɳ 𝑏𝑟𝑐 = 0,95 Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn.
+ ɳ 𝑏𝑟𝑡 = 0,96 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
+ ɳ 𝑜𝑙 = 0,99 Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
+ ɳ 𝑘 ≈ 0,99 Hiệu suất khớp nối.

Page 7
 ɳ = 0,95.0,95.0,96.0,993
.0,99 = 0,83
𝑃𝑐𝑡 =
17,2
0,83
= 20,7 𝑘𝑊
Chọn tỉ số truyền sơ bộ (công thức 2.15,bảng 2.4 trang 21 [1]):
ut= uđ.uh =3.10 = 30
Trong đó: + uh: tỉ số truyền hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp.
+ uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai thang.
1.1.3. Số vòng quay của động cơ
nsb =nlv.ut =123.30 =3690 (vòng /phút)
Trong đó: + nsb: số vòng quay sơ bộ.
+ nlv: số vòng quay trên trục công tác.
+ ut: tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động.
Động cơ được chọn phải thõa mãn (công thức 2.19 trang 22 [1]):
Đồng thời có moment mở máy thỏa mãn điều kiện (công thức 2.19 trang 22 [1]):
𝑇 𝑚𝑚
𝑇
≤
𝑇𝑘
𝑇𝑑𝑛
↔ 1 < 2,2.
1.1.4. Chọn được động cơ (bảng P1.3 trang 236 [1])
4A180M2Y3.
Ta có Pđc = 30Kw, nđc = 2943 (vòng /phút), nđb = 3000 (vòng /phút).





sbđb
ctđc
nn
PP

Page 8
1.2. Xác định tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống
Theo công thức 3.23 trang 48, ta có công thức:
𝑢ℎ𝑡 =
𝑛 𝑑𝑐
𝑛𝑙𝑣
=
2943
123
= 23,9
Với : + nđc: Số vòng quay của động cơ đã chọn.
+ nđc: Số vòng quay của trục công tác.
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền
Theo công thức 3.24 trang 49:
𝑢ℎ𝑡 = 𝑢ℎ. 𝑢 𝑛𝑔
Với : + uh: Tỉ số truyền trong HGT.
+ ung: Tỉ số truyền ngoài HGT.
Theo tiêu chuẩn trang 49, ta có:
ung = uđai = 3,15
𝑢ℎ = 𝑢1. 𝑢2 =
𝑢ℎ𝑡
𝑢 𝑛𝑔
=
23,9
3,15
= 7,
Với: + u1: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.
+ u2: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.
Ta phân phối tỉ số truyền theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu:
 
   01
022
..1
..25,2
KKK
K
bebe
bd
k




Chọn Kbe =0,3;    01012 ;2,1 KKbd  và ck =de22/de21 =1,1

Page 9
 
687,151,1.786.11.
786.11
3,0.3.01
1,1.25,2
33




kk
k
c

Theo hình 3.21 trang 45:
Với: uh = 7,6 và 𝜆 𝑘 . 𝑐 𝑘
3
= 15,687 => chọn u1 = 2,5
Suy ra:
𝑢2 =
𝑢ℎ
𝑢1
=
7,6
2,5
= 3,04
1.2.3. Tính số vòng quay của các trục
Gọi nI, nII,nIII lần lượt là số vòng quay của các trục I, II, III.
Số vòng quay của trục động cơ:
nđc = 2940 vg/ph
Số vòng quay của trục I:
𝑛𝐼 =
𝑛 𝑑𝑐
𝑢 𝑑
=
2943
3,15
= 934,3 𝑣𝑜𝑔/𝑝ℎ
Số vòng quay của trục II:
𝑛𝐼𝐼 =
𝑛𝐼
𝑢1
=
934,3
2,5
= 373,7 𝑣𝑜𝑔/𝑝ℎ
Số vòng quay của trục III:
𝑛𝐼𝐼𝐼 =
𝑛𝐼𝐼
𝑢2
=
373,7
3,04
= 123 𝑣𝑜𝑔/𝑝ℎ
1.2.4. Tính toán công suất trên các trục
Gọi PI, PII, PIII lần lượt là công suất trên các trục I, II, III.
Ta có công suất làm việc:

Page 10
Plv = 23,5 kW
Công suất trên trục III:
𝑃𝐼𝐼𝐼 =
𝑃𝑡𝑑
ɳ 𝑜𝑙
=
23,5
0,99
= 23,7 𝑘𝑊
Công suất trên trục II:
𝑃𝐼𝐼 =
𝑃𝐼𝐼𝐼
ɳ 𝑜𝑙.ɳ 𝑏𝑟𝑡
=
23,7
0,99.0,95
= 25,2 𝑘𝑊
Công suất trên trục I:
𝑃𝐼 =
𝑃𝐼𝐼
ɳ 𝑜𝑙. ɳ 𝑏𝑟𝑐
=
25,2
0,99.0,96
= 26,5 𝑘𝑊
Công suất thực tế của động cơ:
𝑃𝑡𝑡 =
𝑃1
ɳđ.ɳ 𝑘
=
26,5
0,95.0,99
= 28,2 𝑘𝑊
1.2.5. Tính mômen xoắn của các trục
Gọi Tdc, TI, TII, TIII lần lượt là mômen xoắn trên các trục động cơ, I, II, III.
Mômen xoắn trên trục động cơ:
𝑇𝑑𝑐 =
9,55.106
. 𝑃𝑑𝑐
𝑛 𝑑𝑐
=
9,55.106
.28,2
2943
= 91508,7 𝑁𝑚𝑚
Mômen xoắn trên trục I:
𝑇𝐼 =
9,55.106
. 𝑃𝐼
𝑛𝐼
=
9,55.106
.26,5
934,3
= 270871,2 𝑁𝑚𝑚
Mômen xoắn trên trục II:

Page 11
𝑇𝐼𝐼 =
9,55.106
. 𝑃𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼
=
9,55.106
.25,2
373,7
= 643992,5𝑁𝑚𝑚
Mômen xoắn trên trục III:
𝑇𝐼𝐼𝐼 =
9,55.106
. 𝑃𝐼𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼𝐼
=
9,55.106
.23,7
123
= 1840122 𝑁𝑚𝑚
1.2.6. Lập bảng kết qủa
Bảng 1.1. Thông số của hộp giảm tốc
Trục
Thông số
Động cơ Trục I Trục II Trục III
Tỉ số truyền 3,15 2,5 3,04
Công suất (kW)
28,2 26,5 25,2 23,7
Số vòng quay (vg/ph)
2943 934,3 373,7 123
Mô men xoắn (Nmm)
915087 270871,2 643992,5 1840122

Page 12
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1. Tính toán thiết kế bộ truyền đai
2.1.1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Ta có các thông số:
+ P = 30 kW.
+ n = 2943 vòng/phút.
+ u = 3,15.
Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang
Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại
Ƃ với:
+ bt = 14 mm
+ b = 17 mm
+ h = 10,5 mm
+ y0 = 4 mm
+ A = 138mm2
+ d1= 140÷280mm
2.1.2.Xác định các thông số của bộ truyền
Đường kính bánh đai nhỏ

Page 13
Theo bảng 4.21 trang 63 [1] , ta chọn d1=180 mm.
Vận tốc đai nhỏ
𝑣1 =
𝜋. 𝑑1. 𝑛
60000
=
𝜋.180.2943
60000
= 27,7 𝑚/𝑠
Vì v1 = 27,7 m/s > 25 m/s nên ta thay đai thang thường thành đai thang hẹp.
Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại
YƂ với:
+ bt = 14 mm
+ b = 17 mm
+ h = 13 mm
+ y0 = 3,5 mm
+ A = 158mm2
+ d1= 140÷200mm
Đường kính bánh đai lớn
Giả sử ta chọn hệ số trược đai:  = 0,01
Theo công thức 4.2 trang 53 [1], ta có:
d2 = u.d1(1-  ) = 3,15.180.0,99 = 561,3mm
Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 trang 63 [1] ta chọn: d2 = 560 mm
Tỉ số truyền thực tế: 2
1
560
' 3,14
(1 ) 180(1 0,01)
d
u
d 
  
 
Sai lệch với giá trị ban đầu:
∆𝑢 = (𝑢′
− 𝑢)/𝑢 = ((3,14 − 3,15)/3,15.)100% = 0,3%.<4%
Khoảng cách trục sơ bộ
1 2 1 20,55( ) 2( )
0,55(180 560) 13 2(180 560)
420 1480
d d h a d d
a
a
    
     
  

Page 14
Khi u = 3,15 Theo bảng 4.14 trang 60 [1], ta có thể chọn sơ bộ a = 560.
Chiều dài tính toán của đai
1 2 2 1( ) ( )
2
2 4.
(180 560) (560 180)
2.560
2 4.560
2282
d d d d
L a
a
mm


 
  
 
  

Theo bảng 4.13 trang 59 [1] , ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm= 2,24 m.
max
27,7
12,4 10
2,24
v
i s s i
L
    
Tính chính xác khoảng cách trục
Theo công thức 4.6 trang 53 [1], ta có :
2 2
8
4
k k
a
  

Trong đó:
1 2( ) 180 560
2240 1078,2
2 2
d d
k L mm 
 
    
2 1 560 180
190
2 2
d d
mm
 
   
Do đó:
2 2
1078,2 1078,2 8(190)
402,6
4
a mm
 
 
Ta thấy giá trị a không thỏa mãn trong khoảng cho phép ( 420 1480a  ).
Vậy ta phải tăng chiều dài đai: L = 2500mm
Ta tính lại a theo công thức 4.6 trang 53 [1], khi đó ta được a = 641,05 mm
Theo bảng 4.13 trang 59 [1], ta lấy a = 630mm.
Góc ôm bánh đai nhỏ

Page 15
0 0 02 1
1
560 180
180 57 180 57 145
630
d d
a

 
    
Xác định số dây đai
d
0
.
[ ]. . . .l u z
P K
z
P C C C C

Trong đó:
+ Công suất trên bánh chủ động: P = 28,2kW
+ [Po]: công suất cho phép, tra bảng 4.20 trang 62 [1]:
ta chọn: [P0] = 11,03.
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm: Tra bảng 4.15 trang 61[1], ta lấy: Cα = 0,89
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền:Tra bảng 4.17 trang 61[1], ta
lấy: Cu=1,14.
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:Tra bảng 4.16 trang 61[1], ta
lấy: Cl = 1,04.
+ Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ: Cz = 1
+ Hệ số tải động Kđ, tra bảng trang 55[1], ta chọn Kđ = 1,7
Do đó:
𝑧 ≥
𝑃. Kđ
[P0]. 𝐶 𝛼. 𝐶𝑙. 𝐶 𝑢. 𝐶𝑧
=
28,2.1,7
11,03.0,89.1,04.1,14.1
= 4,1
Vậy ta chọn: z = 4.
Chiều rộng bánh đai B :
Tra bảng 4.21 trang 63 [1], ta có:
t = 19; e = 12,5; ho = 4;

Page 16
B = (z -1) t + 2e = (4 -1)19 + 2.12,5 = 82 mm
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ
da1 = d + 2h0 = 180 + 2.4 = 188mm
Đường kính ngoài của bánh đai lớn
da2 = d + 2h0 = 560 + 2.4 = 568mm
2.1.3. Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng đai ban đầu:
 
d
0
780. .
. . v
P K
F
v C z F


Tính lực li tâm
Theo công thức 4.20 trang 63 [1],ta có:
2
.v mF q v
Trong đó:
+ qm: khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 trang 63 [1],
ta có qm = 0,196.
+ v = 27,7 m/s.
Suy ra:
2
0,196.(27,7) 150,4vF N 
Vậy:
𝐹0 =
780.28,2.1,7
(27,7.0,89.4) + 150,4
= 150,2 𝑁
Lực tác dụng lên trục:
𝐹𝑟 = 2. 𝐹0 . 𝑍.sin (
𝛼1
2
) = 2.150,2.4 sin (
145
2
) = 1146 N

Page 17
2.1.4. Thông số của bộ truyền đai
Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai
STT Thông số Giá trị
1 Bánh đai nhỏ d1 = 180 mm
2 Bánh đai lớn d2 = 560 mm
3 Vận tốc v = 27,7m/s < 40m/s
4 Khoảng cách trục a = 630 mm
5 Chiều dài đai L = 2500mm
6 Góc ôm α1 = 1450
7 Số dây đai z = 4
8 Chiều rộng bánh đai B = 82mm
9 Đường kính ngoài
của bánh đai
da1 = 188mm
da2 = 568mm
10 Lực căng đai ban đầu F0=150,2N
11 Lực li tâm Fv = 150,4N
12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1146N

Page 18
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn
Các thông số của bộ truyền:
+ PI = 26,5 kW
+ nI = 934,3 vòng/phút
+ TI = 270871,2 Nmm
+ u1 = 2,5
2.2.1. Chọn vật liệu
Tra bảng 6.1 [1] trang 92, ta có:
2.1.1.1. Bánh răng nhỏ
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Độ cứng HB = (241…285)
+ Giới hạn bền σb1 = 850MPa
+ Giới hạn chảy σch1 = 580MPa
Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB1 = 280.
2.1.1.2. Bánh răng lớn
+ Độ cứng HB = (192…240)
Chọn độ cứng bánh răng lớn HB2 = 240.

Page 19
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc
Theo công thức 6.1[1] trang 91, ta có:
 
0
lim. . . .H R v xH HL
H
H
Z Z K K
S

 
Trong đó:
+ ZR : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm
+ Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc.
+
0
limH : Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở.
+ KHL: Hệ số tuổi thọ.
Tính 0
limH :
Theo bảng 6.2[1] trang 94, ta chọn :
0
lim 2 70
1,1
H
H
HB
S
  

Ta có:
0
lim1 1
0
lim2 2
2 70 2.280 70 630
2 70 2.240 70 550
H
H
HB MPa
HB MPa


    
    
Tính KHL:
H
HOm
HL
HE
N
K
N

Trong đó:
+ mH = 6: Bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc (vì HB < 350)
+ NHO (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
+ NHE( chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Page 20
Tính NHO:
1 1
2 2
2,4
2,4 2,4
2,4 2,4
30
30 30.280 22402708,6
30 30.240 15474913,67
HO HB
HO HB
HO HB
N H
N H
N H

   
   
( HHB: độ rắn Brinen )
Tính NHE:
𝑁 𝐻𝐸 = 60. 𝑐.∑ (
𝑇𝑖
𝑇 𝑚𝑎𝑥
)
3
. 𝑛 𝑖. 𝑡𝑖
→ 𝑁 𝐻𝐸1 = 60.1.[(
𝑇
𝑇
)
3
. 0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
3
. 0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
3
. 0,5] .934,3.16000
= 60.1. (13
. 0,1 + 0,83
. 0,4 + 0,63
.0,5). 934,3.16000
= 370251878,4 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
→ 𝑁 𝐻𝐸2 = 60.1.[(
𝑇
𝑇
)
3
. 0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
3
. 0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
3
. 0,5] .373,7.16000
= 60.1. (13
. 0,1 + 0,83
. 0,4 + 0,63
.0,5). 373,7.16000
= 148092825,6 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
Ta thấy: NHE1 > NHO1 và NHE2 > NHO2
Ta thấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1.
Thiết kế sơ bộ lấy: ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92.
Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:
 
 
0
lim1
1
0
lim2
2
630
572,7
1,1
550
500
1,1
H
H
H
H
H
H
MPa
S
MPa
S




  
  

Page 21
Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 500MPa.
Ứng suất tiếpxúc khi quá tải
 
 
 
max
1 ax
2 ax
2,8
2,8 2,8.580 1624
2,8 2,8.450 1260
H ch
H m ch
H m ch
MPa
MPa
 
 
 

   
   
2.2.2.2. Ứng suất uốn
Theo công thức 6.2 [1] trang 91, ta có:
 
0
lim. . . . .F R s xF FC FL
F
F
Y Y K K K
S

 
Trong đó:
+ YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.
+ SF: Hệ số an toàn khi uốn.
+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều ).
+
0
limF : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
+ KFL: Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền.
Tính
0
limF
:
Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:
0
lim 1,8
1,75
F
F
HB
S
 

Ta có:

Page 22
0
lim2 1
0
lim2 2
1,8. 1,8.280 504
1,8. 1,8.240 432
F
F
HB MPa
HB MPa


  
  
Tính KFL:
F
FOm
FL
FE
N
K
N

Trong đó:
+ mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn( vì HB <350 ).
+ Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cả
các loại thép 6
4.10FON 
.
+ NFE (chu kỳ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Tính NFE:
𝑁𝐹𝐸 = 60. 𝑐.∑ (
𝑇𝑖
𝑇 𝑚𝑎𝑥
)
𝑚 𝐹
→ 𝑁𝐹𝐸1 = 60.1. [(
𝑇
𝑇
)
6
.0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
6
.0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
6
.0,5] . 934,3.16000
= 60.1. (16
. 0,1 + 0,86
. 0,4 + 0,66
.0,5). 934,3.16000
= 204666053,8 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
→ 𝑁𝐹𝐸2 = 60.1. [(
𝑇
𝑇
)
6
.0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
6
.0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
6
.0,5] . 373,7.16000
= 60.1. (16
. 0,1 + 0,86
. 0,4 + 0,66
.0,5).373,7.16000 = 81862040,4𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
Ta thấy: 𝑁𝐹𝐸1 > 𝑁𝐹𝐸2
Ta lấy: FE FON N ,do đó KFL = 1.
Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92.

Page 23
Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:
 
 
0
lim1
1
0
lim2
2
504
288
1,75
432
247
1,75
F
F
F
F
F
F
MPa
S
MPa
S




  
  
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
 
 
 
ax
1 ax
2 ax
0,8
0,8 0,8.580 464
0,8 0,8.450 360
Fm ch
F m ch
F m ch
MPa
MPa
 
 
 

   
   
2.2.3. Xác định các thông số của bộ truyền
2.2.3.1. Chiều dài côn ngoài
Theo công thức 6.52a [1] trang 112, ta có:
   
2
1 3 2
1
.
1.
1 . .
I H
e R
be be H
T K
R K u
K K u


 
 
 
Trong đó:
+ KR: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng
KR = 0,5Kd = 0,5.100MPa1/3=50MPa1/3
Với răng côn thẳng bằng thép Kd =100MPa1/3
+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều vành răng.
+ Kbe = (0,25…0,3): Hệ số chiều rộng vành răng. chọn Kbe=0,3
vì tỉ số truyền u1 = 2,5 < 3. Theo bảng 6.21[1] trang 113, ta có:
1. 0,3.2,5
0,44
2 2 0,3
be
be
K u
K
 
 
Do đó ta chọn KHβ = 1,13.

Page 24
+ u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.
+ TI = 270871,2 Nmm: Mômen xoắn trên bánh chủ động.
+ [σH] = 500MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Vậy:
𝑅 𝜀 = 50.√2,52 + 1.√
270871,2.1,13
(1 − 0,3).0,3.2,5. 5002
= 205𝑚𝑚
2.2.3.2. Đường kính chia ngoài của bánh chủ động
Theo công thức 6.52b[1] trang 112, ta có:
𝑑 𝑒1 = 𝐾 𝑑. √
𝑇1. 𝐾 𝐻𝛽
(1 − 𝑘 𝑏𝑒
). 𝐾 𝑏𝑒. 𝑢1.[𝜎 𝐻
2
]
3
= 100. √
270871,2.1,13
(1 − 0,3).0,3.2,5. 5002
3
= 𝑚𝑚
2.2.3.3. Xác định các thông số ăn khớp
2.2.3.3.1. Số răng bánh nhỏ
Ta có: de1 =133mm
Theo bảng 6.22[1] trang 114, ta được :
z1 = 1,6.z1p = 1,6.20 = 32
Vậy z1 = 32 răng.
2.2.3.3.2. Đường kính trung bình và môđun trung bình
Đường kính trung bình
dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1
= (1 - 0,5.0,3).133 = 113 mm
Vậy lấy : dm1 = 113 mm
Mô đun trung bình

Page 25
𝑚𝑡𝑚 =
𝑑 𝑚1
𝑧1
=
113
32
= 3,5 𝑚𝑚
Xác định mô đun
𝑚𝑡𝑒 =
𝑚𝑡𝑚
1 − 0,5. 𝐾 𝑏𝑒
=
3,5
1 − 0,5.0,3
= 4,1 𝑚𝑚
Theo bảng 6.8[1] trang 99, ta chọn mte = 4
Tính lại mtm , de1:
mtm = mte(1 – 0,5Kbe) = 4.(1 –0,5.0,3) = 3,4 mm
de1 = mte.z1 = 4.32= 128mm
Lấy de1 = 128 mm
2.2.3.3.3. Xác định số răng bánh lớn z2 và tính góc chia côn
Số răng bánh lớn
z2 = u1.z1 = 2,5.32 = 80 răng
Tính de2:
de2 = mte.z2 = 4.80= 320mm
Tỉ số truyền thực tế:
𝑢1 =
𝑧2
𝑧1
=
80
32
= 2,5
Tính góc côn chia
𝛿1 = tan−1
(
𝑧1
𝑧2
) = tan−1
(
32
80
) = 210
45′
𝛿2 = 900
− 210
45′
= 680
55′
2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Page 26
2
1
2
1 1
2 . . 1
. . . [ ]
0,85. . .
I H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
b d u
 

 
Trong đó:
+ ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Theo bảng 6.5
trang 96, ta được : ZM = 274MPa1/3.
+ ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt răng. Theo bảng 6.12[1]
trang 106, ta chọn ZH = 1,76.
+ Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh răng côn răng thẳng.
𝜀 𝛼 = [1,88 − 3,2.(
1
𝑧1
+
1
𝑧2
)] . cos 𝛽 𝑚 = [1,88 − 3,2. (
1
32
+
1
80
)] . 1 = 1,75
4 4 1,75
Z 0,87
3 3


 
   
+ b: Chiều rộng vành răng :b = Kbe.Re = 0,3.205 = 61,5 mm.
Vậy lấy b = 62 mm.
+ dm1: Đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 113 mm.
+ TI: Mômen xoắn bánh chủ động. TI = 270871,2 Nmm.
+ u1 = 2,5: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn.
+ KH: Hệ số tải trọng.
Tính KH:
Theo công thức 6.39[1] trang 106:
KH =KHβ.KHα.KHv
Với:
+ KHβ = 1,13.
+ KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp. Tra
bảng 6.14[1] trang 107, KHα = 1,05.

Page 27
+ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tính KHv:
1. .
1
2 . .
H m
Hv
I H H
v b d
K
T K K 
 
Vận tốc vòng
𝑣 =
𝜋. 𝑑 𝑚1. 𝑛 𝐼
60000
=
𝜋. 113.934,3
60000
= 5,5 𝑚/𝑠
Theo bảng 6.13[1] trang 106, ta dùng cấp chính xác 7.
Tính vH:
Tra bảng 6.15 và 6.16 [1] trang 107, lần lượt ta được δH = 0,006, g0 = 47. Theo công
thức 6.42[1] trang 107:
𝑣 𝐻 = 𝛿 𝐻 . 𝑔0 . 𝑣. √
𝑑 𝑚1.( 𝑢1 + 1)
𝑢1
= 0,006.47.5,5.√
113. (2,5 + 1)
2,5
= 19,5𝑚/𝑠
Suy ra:
𝐾 𝐻𝑣 = 1 +
19,5.62.113
2.270871,2.1,13.1,05
= 1,2
Do đó: KH = 1,13.1,05.1,2 = 1,4
Vậy:
𝜎 𝐻 = 274.1,76.0,87.√
2.270871,2.1,4.√2,52 + 1
0,85.62. 1132 .2,5
= 462 𝑀𝑃𝑎
Ta đã có: [ ] 500H MPa 
Ta thấy: < [ ]H H 
Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏn tiếp xúc.

Page 28
2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.65 và 6.66[1] trang 116, ta có:
1
1 1
1
1 2
2 2
1
2. . . . .
[ ]
0,85. . .
.
[ ]
I F F
F F
nm m
F F
F F
F
T K Y Y Y
b m d
Y
Y
 
 

 
 
 
Trong đó:
+ TI: Mômen xoắn trên bánh chủ động, TI = 270871,2Nmm
+ b: Chiều rộng vành răng, b = 62 mm
+ mnm: Mômen pháp trung bình. Với bánh răng côn: mnm = mtm = 3,4mm.
+ dm1: Đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 113 mm.
+
0
Y 1
140
n


  : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng:
β = 0 => Yβ = 1.
+ Yε =
1

: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng, với  là hệ số trùng
khớp ngang, εα = 1,75 (tính phần 4).
1 1
0,57
1,75
Y

    .
+ KF1 , KF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2.
Ta tính số răng tương:
Theo công thức 6.53a[1] trang 114 :
𝑧 𝑣𝑛1 =
𝑧1
cos 𝛿1
=
32
cos(21045′)
= 34,5
𝑧 𝑣𝑛2 =
𝑧1
cos 𝛿2
=
80
cos(680 55′)
= 222,4

Page 29
Chọn hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18 [1] trang 109, ta chọn:
1
2
3,70
3,60
F
F
Y
Y


+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo công thức 6.67[1] trang 117:
. .F F F FvK K K K 
Với :
++ KFβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
theo bảng 6.21 [1] trang 113, chọn KFβ = 1,25.
++ KFα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 [1] trang 107, chọn KFα =
1,16.
++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Tính KF:
Tính KFv:
1. .
1
2. . .
F m
Fv
I F F
v b d
K
T K K 
 
Tính vF:
Theo công thức 6.68a[1] trang 117 và tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107 lần
lượt có: δF = 0,016; g0 = 47 và v = 5,5 m/s (tính ở phần 4), ta có:
𝑣 𝐹 = 𝛿 𝐹. 𝑔0. 𝑣.√
𝑑 𝑚1. ( 𝑢1 + 1)
𝑢1
= 0,016.47.5,5. √
113.(2,5 + 1)
2,5
= 52 𝑚/𝑠
Suy ra:
𝐾 𝐹𝑣 = 1 +
52.62.113
2.270871,2.1,25.1,16
= 1,46

Page 30
Do đó:
𝐾 𝐹 = 1,25.1,16.1,46 = 2,1
Vậy:
𝜎 𝐹1 =
2.270871,2.2,1.0,57.1.3,7
0,85.62.3,4.113
= 118,5 𝑀𝑃𝑎
𝜎 𝐹2 =
118,5.3,6
3,7
= 115,3 𝑀𝑃𝑎
Ta đã có:
1
2
[ ] 288
[ ] 247
F
F
MPa
MPa




Ta thấy:
1 1
2 2
[ ]
[ ]
F F
F F
 
 


Vậy điều kiện bền mỏi được đảm bảo.
2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:
ax
2,2m
qt
dn
T
K
T
 
Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại:
2.2.6.1. Ứng suất tiếp xúc cực đại
𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻.√𝐾𝑔𝑡 ≤ [ 𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥
]
=500.√2,2 = 741,6 MPa
Ta đã có:

Page 31
1max
2max
[ ] 1624
[ ]=1260MPa
H
H
MPa


Ta thấy: ax 1 ax 2 ax[ ] và [ ]Hm H m H m  
Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải.
2.2.6.2. Ứng suất uốn cực đại
ax ax. [ ]Fm F qt FmK   
Với: 𝜎 𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐹1. 𝐾𝑔𝑡 = 118,5.2,2 = 260,7 𝑀𝑃𝑎
𝜎 𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐹2.𝐾𝑔𝑡 = 115,3.2,2 = 253,7 𝑀𝑃𝑎
Ta đã có:
1 ax
2 ax
[ ] 464
[ ]=360MPa
F m
F m
MPa


Ta thấy:
1 ax 1 ax
2 ax 2 ax
<[ ]
<[ ]
F m F m
F m F m
 
 
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn khi quá tải.

Page 32
2.2.7. Các thông số và kích thước hình học của bộ truyền
Bảng 2.2. Thông số của bộ truyền bánh răng côn
STT Thông số Công thức Giá trị
1 Mô đun vòng ngoài - mte = 4
2 Chiều rộng
vành răng
- b = 62
3 Tỉ số truyền - u1 = 2,5
4 Góc nghiêng
của răng
- β = 0
5 Hệ số dịch
chỉnh
x1 = x2 = 0
6 Số răng của
bánh răng
- z1 = 32
z2 = 80
7 Góc chia côn - δ1 = 21045’
δ2 = 68055’
8 Chiều dài côn 2 2
1 20,5 .e teR m z z  205mm
9 Chiều dài côn
trung bình
Rm = Re – 0,5.b 174 mm
10 Đường kính
chia ngoài
de = mte.z de1 = 128mm
de2= 320mm
11 Đường kính trung bình 0,5
1 .m e
e
b
d d
R
 
  
 
dm1 = 109mm

Page 33
dm2 = 272mm
12 Chiều cao
răng ngoài
he= 2hte.mte + c
(c = 0,2.mte ;
hte = cosβ = cos0
=1)
9mm
13 Chiều cao đầu răng
ngoài (tra bảng
6.20[1]tr112, xn1 =
0,31)
hae1=(hte+xn1.cosβ).mte
hae2 = 2hte.mte – hae1
hae1 =5mm
hae2 = 3mm
14 Đường kính
đỉnh răng
dae = de + 2hae.cosδ dae1 =137,3mm
dae2 =322,2mm
15 Chiều cao
chân răng
ngoài
hfe = he – hae hfe1 = 4mm
hfe2 = 6mm

Page 34
2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Các thông số của bộ truyền:
+ PII = 25,2kW
+ nII = 373,7 vòng/phút
+ TII = 643992,5 Nmm
+ u2 = 3,04
2.3.1. Chọn vật liệu
Tra bảng 6.1 [1] trang 92, ta có:
+ Độ cứng HB = (241…285)
Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB3 = 280.
2.3.1.2. Bánh răng lớn
+ Độ cứng HB = (192…240)
Chọn độ cứng bánh răng lớn HB4 = 240.
2.3.2. Xác định ứng suất cho phép
2.3.2.1. Ứng suất tiếp xúc
 
0
lim. . . .H R v xH HL
H
H
Z Z K K
S

 

Page 35
Trong đó:
+ ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm.
+ Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.
+ SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc.
+
0
limH : Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở.
+ KHL: Hệ số tuổi thọ.
Tính
0
limH :
Theo bảng 6.2[1] trang 94, ta chọn:
0
lim 2 70
1,1
H
H
HB
S
  

Ta có:
0
lim3 3
0
lim4 4
2 70 2.280 70 630
2 70 2.240 70 550
H
H
HB MPa
HB MPa


    
    
Tính KHL:
H
HOm
HL
HE
N
K
N

Trong đó:
+ mH = 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc( vì HB < 350 ).
+ NHO(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
+ NHE(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Tính NHO:
Theo công thức 6.5[1] trang 93, ta có :

Page 36
3 3
4 4
2,4
2,4 2,4
2,4 2,4
30
30 30.280 22402708,6
30 30.240 1547913,7
HO HB
HO HB
HO HB
N H
N H
N H

   
   
Tính NHE:
𝑁 𝐻𝐸 = 60. 𝑐.∑ (
𝑇𝑖
𝑇 𝑚𝑎𝑥
)
3
→ 𝑁 𝐻𝐸3 = 60.1.[(
𝑇
𝑇
)
3
. 0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
3
. 0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
3
. 0,5] .373,7.16000
= 60.1. (13
. 0,1 + 0,83
. 0,4 + 0,63
.0,5). 373,7.16000
= 148092825,6 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
→ 𝑁 𝐻𝐸4 = 60.1. [(
𝑇
𝑇
)
3
.0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
3
.0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
3
.0,5] .123.16000
= 60.1. (13
. 0,1 + 0,83
. 0,4 + 0,63
.0,5).123.16000 = 48743424𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
Ta thấy: NHE3 > NHO3 và NHE4 > NHO4
Ta lấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1.
Thiết kế sơ bộ lấy : ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92.
Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng:
 
 
0
lim3
3
0
lim4
4
630
572,7
1,1
550
500
1,1
H
H
H
H
H
H
MPa
S
MPa
S




  
  
Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH]:
Theo điều kiện 6.12[1] trang 95, ta có:

Page 37
3 4
min
min
[ ]+[ ] 572,7 500
[ ] 536,4
2 2
1,25[ ] 1,25.500 625
[ ] 1,25[ ]
H H
H
H
H H
MPa
MPa
 


 

  
 
 
Ứng suất tiếpxúc khi quá tải:
 
 
 
max
3 ax
4 ax
2,8
2,8 2,8.580 1624
2,8 2,8.450 1260
H ch
H m ch
H m ch
MPa
MPa
 
 
 

   
   
2.3.2.2. Ứng suất uốn
Theo công thức 6.2 [1] trang 91, ta có:
 
0
lim. . . . .F R s xF FC FL
F
F
Y Y K K K
S

 
Trong đó:
+ YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền.
+ SF: Hệ số an toàn khi uốn.
+ KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều ).
+
0
limF : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
+ KFL : Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền.
Tính
0
limF
:
Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn:

Page 38
0
lim 1,8
1,75
F
F
HB
S
 

Ta có:
0
lim3 3
0
lim4 4
1,8. 1,8.280 504
1,8. 1,8.240 432
F
F
HB MPa
HB MPa


  
  
Tính KFL:
F
FOm
FL
FE
N
K
N

Trong đó:
+ mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.( vì HB <350 ).
+ FON : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với
tất cả các loại thép, 6
4.10FON 
.
+ NFE (chu kỳ) : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Tính NFE:
𝑁𝐹𝐸 = 60. 𝑐.∑ (
𝑇𝑖
𝑇 𝑚𝑎𝑥
)
𝑚 𝐹
→ 𝑁𝐹𝐸3 = 60.1. [(
𝑇
𝑇
)
6
.0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
6
.0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
6
.0,5] . 373,7.16000
= 60.1.(16
.0,2 + 0,86
. 0,4 + 0,66
. 0,5). 373,7.16000 = 81862040,4 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ
→ 𝑁𝐹𝐸4 = 60.1.[(
𝑇
𝑇
)
6
. 0,1 + (
0,8𝑇
𝑇
)
6
. 0,4 + (
0,6𝑇
𝑇
)
6
. 0,5] . 123.16000
= 60.1.(16
. 0,2 + 0,86
.0,4 + 0,66
. 0,5).123.16000 = 26944155,7𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ

Page 39
Ta thấy: 𝑁𝐹𝐸3 > 𝑁𝐹𝐸4
Ta lấy: FE FON N ,do đó KFL = 1.
Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92.
Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng:
 
 
0
lim3
3
0
lim4
4
504
288
1,75
432
247
1,75
F
F
F
F
F
F
MPa
S
MPa
S




  
  
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
 
 
 
ax
3 ax
4 ax
0,8
0,8 0,8.580 464
0,8 0,8.450 360
Fm ch
F m ch
F m ch
MPa
MPa
 
 
 

   
   
2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
2.3.3.1. Xác định khoảng các trục
Theo công thức 6.15a [1] trang 96:
3
w 2 2
2
.
( 1).
[ ] . .
II H
a
H ba
T K
a K u
u

 
 
Trong đó :
+ Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật của cặp bánh răng và loại răng, tra
bảng 6.5[1] trang 96, ta có : Ka = 43 MPa1/3 .
+ TII: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 643992,5 Nmm.
+ [ ]H = 536,4 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép.
+ u2 = 3,04: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng.

Page 40
+ Tra bảng 6.6[1] trang 97, ta chọn ba = 0,3 . Từ công thức 6.16, ta có:
ᴪ 𝑏𝑑=0,53. ba .(𝑢2 + 1) = 0,53.0,3.(3,04+1) = 0,64
+ KHβ: Hệ số xét đến không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn KHβ = 1,03.
Vậy: 𝑎 𝑤 = 43. (3,04 + 1). √
643992,5.1,03
0,3.3,04.536,42
3
= 236,6 𝑚𝑚
Ta chọn aw= 250 mm
2.3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp
Môđun: Theo công thức 6.17[1] trang 97, ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).250 = (2,5 ÷ 5)
Theo bảng 6.8[1] trang 99, ta chọn m = 3.
Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh
Số răng:
Ta chọn β = 100
𝑧3 =
2. 𝑎 𝑤 .cos 𝛽
𝑚.(𝑢2 + 1)
=
2.250.cos 100
3. (3,04 + 1)
= 40,6
Chọn z3 = 40răng.
z4 = u2.z3 = 3,04.40 = 121,6 răng
Chọn : z4 = 122 răng.
Tính lại β:
Theo công thức 6.32[1]trang 103, ta có :
cos 𝛽 =
𝑚. 𝑧𝑡
2. 𝑎 𝑤
=
3.162
2.250
= 0,972 → 𝛽 = 140
Với : zt = z3 + z4 = 40 + 122 = 162 (tổng số răng)
Hệ số dịch chỉnh:
Với z3 = 35 > 30 nên ta không dung hệ số dịch chỉnh. [1] trang 100
2.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Page 41
2
w w1 2
2 . .( 1)
. . . [ ]
. .
II H
H M H H
T K u
Z Z Z
b d u
 

 
Trong đó:
+ ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Theo bảng 6.5
[1] trang 96, ta chọn : ZM = 274 MPa1/3.
+ ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt răng. Theo bảng 6.12 [1]
trang 106, ta chọn ZH = 1,71.
+ u2 = 3,04.
+ bw: Chiều rộng vành răng.
w w. 0,3.250 75bab a mm   
+ Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .
++ Tính hệ số trùng khớp ngang. Theo công thức
6.38b[1] trang 105:
3 4
0
1 1
[1,88 3,2( )] os
1 1
[1,88 3,2( )]. os14 1,78
40 122
c
z z
c
   
   
++ Tính hệ số trùng hợp dọc. Theo công thức 6.37[1]
trang 105:
0
w .sin 75.sin14
1,9
. 3.3,14
b
m




  
++ Vì εβ > 1 nên ta tính Zε theo công thức 6.36c[1] trang 105:
1 1
Z 0,78
1,78


   
+ dw1: Đường kính vòng lăn của bánh chủ động.Theo công thức
trong bảng 6.11[1] trang 104:

Page 42
w1
2
2. 2.250
123
1 3,04 1
wa
d mm
u
  
 
+ TII: Mômen xoắn bánh chủ động . TII = 643992,5 Nmm
+ KH: Hệ số tải trọng. Theo công thức 6.39[1] trang 106 :
KH = KHβ.KHα.KHv
Với :
++ KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều vành răng. Tra bảng 6.7 [1] trang 98,chọn : KHβ =
1,03.
++ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn
khớp.
Tính KHv:
1. .
1
2 . .
H w w
Hv
II H H
v b d
K
T K K 
 
Tính vận tốc vòng:
w1. . 3,14.123.373,7
2,4 /
60000 60000
IId n
v m s

  
Theo bảng 6.13[1] trang 106 , ta dùng cấp chính xác 9.
Tính vH:
Theo công thức 6.42[1] trang 107, tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107, lần lượt ta
có: δH = 0,002 và g0 = 73: v = 2,4 m/s.
250
0,002.73.2,4. 3,2 /
3,04
Hv m s  0
2
. . . w
H H
a
v g v
u


Page 43
 KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng ăn khớp, theo bảng 6.14[1] trang107 ta có: KHα = 1,13
Suy ra:
2,5.75.123
1 1
2.643992,5.1,03.1,13
HvK   
Do đó: KH = 1,03.1,13.1 = 1,16
Vậy:
2
2.643992,5.1,16.(3,04 1)
274.1,71.0,78. 483,4
75.123 .3,04
H MPa

 
Ta đã có: [ ] 536,4H MPa 
Ta thấy:
[ ]H H 
Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc.
2.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43 và 6.44[1] trang 108,ta có:
3
3 3
w1
3 4
4 4
3
2. . . . .
[ ]
. .
.
[ ]
II F F
F F
w
F F
F F
F
T K Y Y Y
b d m
Y
Y
 
 

 
 
 
Trong đó:
+ TII = 643992,5 Nmm
+ bw = 75 mm
+ m = 3
+ dw1 = 123 mm
+ Yβ : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng :
14
Y 1 1 0,9
140 140


    

Page 44
+ Yε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng.
 = 1,78 (tính phần 4).

1 1
0,56
1,78
Y

  
+ KF3 , KF4: Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4.
Ta tính số răng tương:
++ Theo công thức[1] trang 108:
3
3 3 3 0
4
4 3 3 0
40
43,8
os os 14
122
133,6
os os 14
v
v
z
z
c c
z
z
c c


  
  
++ Hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18[1] trang 109 , ta chọn:
3
4
3,7
3,6
F
F
Y
Y


+KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo công thức 6.45[1] trang 109:
. .F F F FvK K K K 
Với:
++ KFβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành
răng, theo bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn : KFβ = 1,08 (sơ đồ 5).
++ KFα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp.Tra bảng 6.14[1] trang 107,ta chọn KFα =
1,37.
++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp.
Tính KFv:

Page 45
w1. .
1
2. . .
F w
Fv
II F F
v b d
K
T K K 
 
Tính vF:
Theo công thức 6.47[1] trang 109 và tra bảng 6.15 và 6.16[1]trang 107, lần lượt
ta có δF = 0,006 và g0 = 73; v = 2,4 m/s tính ở phần 4.
w
0
2
250
. . . 0,006.73.2,4. 9,5 /
3,04
F F F
a
v g v v m s
u
   
Suy ra:
9,5.75.123
1 1
2.643992,5.1,08.1,37
FvK   
Do đó: KF = 1,08.1,37.1 = 1,5
Vậy:
3
4
2.643992,5.1,5.0,56.0,9.3,7
130
75.123.3
130.3,6
126,5
3,7
F
F
MPa
MPa


 
 
Ta đã có:
3
4
[ ] 288
[ ] 247
F
F
MPa
MPa




So sánh:
3 3
4 4
< [ ]
< [ ]
F F
F F
 
 
Vậy điều kiện độ bền mỏi uốn đã được đảm bảo.
2.3.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải:
ax
2,2m
qt
dn
T
K
T
 

Page 46
Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và
ứng suất uốn cực đại.
2.3.6.1. Ứng suất tiếp xúc cực đại
ax ax[ ]
536,4. 2,2 795,6
Hm H qt HmK
MPa
   
 
Ta đã có:
3max
4max
[ ] 1624MPa
[ ]=1260MPa
H
H



Ta thấy: ax 3 ax 4 ax[ ] và [ ]Hm H m H m  
Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải.
2.3.6.2. Ứng suất uốn cực đại
Theo công thức 6.49[1] trang 110: ax ax. [ ]Fm F qt FmK   
Suy ra:
3 ax 3
4 ax 4
. 130.2,2 286
. 126,5.2,2 278,3
F m F qt
F m F qt
K MPa
K MPa
 
 
  
  
Ta đã có:
3 ax
4 ax
[ ] 464MPa
[ ]= 360MPa
F m
F m



Ta thấy:
3 ax 3 ax
4 ax 4 ax
< [ ]
< [ ]
F m F m
F m F m
 
 
Vậy độ bền uốn của răng khi quá tải đã được đảm bảo.

Page 47
2.3.7. Các thông số và kích thước của bộ truyền
Bảng 2.3. Thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
STT Thông số Công thức Giá trị
1 Khoảng cách trục - aw = 250mm
2 Khoảng cách trục
chia
2 10,5 ( )
cos
m z z
a



a =250mm
3 Môđun - m = 3
4 Chiều rộng vành
răng
- bw = 75mm
5 Tỉ số truyền - u2 = 3,04
6 Số răng - z3 = 40
z4 = 122
7 Góc nghiêng - β = 140
8 Góc prôfin gốc
(Theo TCVN 1065–71)
- α = 200
9 Hệ số dịch chỉnh - x3 = x4 = 0
10 Góc prôfin răng tan
arctan
cos
ta


 
  
 
20033’
11 Góc ăn khớp
w
w
os
arc os t
t
ac
a c
a
 
  
 
20033’
12 Đường kính vòng lăn
dw2 = u2.dw1
dw1 = 123 mm
dw2 = 375 mm
13 Đường kính vòng
chia cos
mz
d


d3 = 124mm
d4 = 377mm
14 Đường kính đáy
răng
3(2,5 2 )f id d x   df3 = 116,5mm
df4 =369,5mm
15 Đường kính đỉnh
răng
2(1 )a id d x y m     da3 = 130mm
da4 = 383mm

Page 48
CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC
 Tính toán thiết kế trục gồm các bước:
- Chọn vật liệu
- Tính thiết kế trục về độ bền
- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
- Kiểm tra
 Sơ đồ đặc lực lêncác trục:
Hình 3.1. Sơ đồ đặt lực lên các trục trong hộp giảm tốc
3.1. Chọn vật liệu
Ở các máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độ…khi chịu tải trọng tương
đối lớn ta chọn: Thép 45 tôi cải thiện có:
+ HB = 241…285
+ σb = 850 MPa
+ σch = 580 MPa

Page 49
3.2. Tính thiết kế trục I
3.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục
Mômen xoắn: TI = 270871,2 Nmm
Lực tác dụng lên trục của bánh đai: Fr = 1146N
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có:
Lực vòng:
1
1
2. 2.270871,2
4970,1
109
I
t
m
T
F N
d
  
Lực dọc trục:
0 0 '
1 1 1.tan .sin 4970,1.tan 20 .sin 21 45 670,3a tF F N    .
Lực hướng tâm:
0 0 '
1 1 1.tan . os 4970,1.tan 20 . os21 45 1680,2r tF F c c N   
Mômen uốn:
1
1 1
109
670,3. 36531,4
2 2
m
a a
d
M F Nmm  
3.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục
3
0,2[ ]
sb k
k
T
d


Với :
+ [τ] = 15…30 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép.
+ Tk = TI = 270871,2Nmm.
3
1
270871,2
(35...96)
0,2[15...30]
sb
d mm  

Page 50
Ta chọn d1 =50 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho
trục 1 là: b01 = 27 mm.
3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
3.2.3.1. Chiều dài mayơ
Chiều dài mayơ bánh đai:
Theo công thức 10.10[1] trang 189 :
12 1(1,2...1,5) (1,2...1,5).50 (60...75)ml d mm  
Lấy: lm12 = 70 mm
Chiều dài mayơ bánh răng côn 1:
13 1(1,2...1,4) (1,2...1,4).50 (60...70)ml d mm  
Lấy: lm13 = 60 mm
Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có:
Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm.
Lấy k1 = 8 mm
Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm
Lấy k2 = 5 mm
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm
Lấy k3 = 10 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm
Lấy hn = 15 mm
3.2.3.2. Theo bảng 10.4[1] trang 191, ta có
Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1:

Page 51
l11 = (2,5..3)d1 = (2,5..3).50 =(125..150)mm
Lấy l11 = 130 mm
Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh đai: l12 = -lc12
Khoảng cách côngxôn trên trục. Theo công thức 10.14[1] trang 190:
12 12 01 30,5( ) 0,5(70 27) 10 15 73,5c m nl l b k h mm        
Khoảng cách từ ổ đỡ 0 đến bánh răng côn 1:
13 11 1 2 13 01 1
0 '
0,5( . os )
130 8 5 60 0,5(27 62. os21 45 )
187
ml l k k l b b c
c
mm
     
     

3.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
3.2.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục
RyB RyC
RxCRxB
Fr
Fa1
Ft1
Fr1
x y
z
o
BA C
D
Hình 3.2. Sơ đồ đặt lực lên trục 1
3.2.4.2. Tính phản lực
Theo phương yOz:
Tổng mômen tác dụng tại B:

Page 52
1 1
1 1
0
.187 .130 .73,5 0
.187 .73,5
130
1680, 2.187 1146.73,5 36531, 4
130
1488
B
r yC r a
r r a
yC
M
F R F M
F F M
R
N

     
 
 
 



Vậy phản lực RyC có chiều cùng với chiều giả định.
Phương trình cân bằng lực tại B:
1
1
0
0
1680,2 1488 1146
1338,2
r yC yB r
yB r yC r
F
F R R F
R F R F
N

    
   
  


Vậy phản lực RyB có chiều cùng với chiều giả định.
Theo phương xOz:
Tổng mômen tác dụng tại B:
1
1
0
.245 .130 0
.187 4970,1.187
7149,3
130 130
B
t xC
t
xC
M
F R
F
R N

  
 
    

Vậy phản lực RxC có chiều ngược với chiều giả định.
Phương trình cân bằng lực tại B:
1
1
0
4970,1 ( 7149,3)
2179,2
t xC xB
xB t xC
F R R
R F R
N
  
   
   

Vậy phản lực RxB có chiều cùng với chiều giả định

Page 53
Biểuđồ mômen:
Hình 3.3. Biểu đồ mômen trục 1
3.2.4.3. Tính mômen tương đương trên các tiết diện
Xét mặt cắt tại điểm A:
Dựa vào biểu đồ mômen, ta có:
Mx = 0
My = 0
T = 270871,2Nmm
Fr RyB RyC Fr1
RxB Ft1RxC
283292270871,2
84321
167954,7
36531,4
y
z
O
x
z
O
Mx
My
T
A
A
B
B
C
C
D
D
(+)
(+)
Ma1

Page 54
2 2
10 10 10 0x yM M M   
2 2 2
10 10 0,75 0 0,75.270871,2 234581,3tdM M T Nmm     
Xét mặt cắt tại điểm B:
Mx = 84231 Nmm
My = 0 Nmm
T = 270871,2 Nmm
2 2 2
11 11 11 84231 0 84231x yM M M Nmm     
2 2 2 2
11 11 0,75 84231 0,75.270871,2 249245,4tdM M T Nmm     
Xét mặt cắt tại điểm C:
Mx = 167954,7 Nmm
My =283296 Nmm
T = 270871,2 Nmm
2 2 2 2
12 167954,7 283296 329340,9x yM M M Nmm     
2 2 2 2
12 12 0,75 329340,9 0,75.270871,2 404343,7tdM M T Nmm     
Xét mặt cắt tại điểm D:
Mx = 36531,4 Nmm
My = 0

Page 55
T = 270871,2 Nmm
2 2 2
13 13 13 36531,4 0 36531,4x yM M M Nmm     
2 2 2 2
13 13 0,75 36531,4 0,75.270871,2 237408,8tdM M T Nmm     
3.2.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện
Theo bảng 10.5 [1] trang 195, ta có: [σ] = 55 MPa
Tại điểm A:
Tại điểm B:
11
33
11
249245,4
36
0,1.[ ] 0,1.55
tdM
d mm

  
Tại điểm C:
12
33
12
404343,7
42
0,1.[ ] 0,1.55
tdM
d mm

  
Tại điểm D:
13
33
13
237408,8
35
0,1.[ ] 0,1.55
tdM
d mm

  
10
33
10
234581,3
35
0,1.[ ] 0,1.55
tdM
d mm

  

Page 56
3.2.4.5. Định kết cấu trục
Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu
cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục:
Tại A:
Tại A là vị trí lắp bánh đai nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn dA = 40mm.
Kích thước then:
Theo bảng 9.1a[1]trang 173, ta có:
+ lt = (0,8..0.9)lm12 = (0,8..0.9).70 = (56..63)mm
Chọn lt = 56mm
+ b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3.
Tại B:
Tại B là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195[1] ta chọn dB = 45mm
Tại C:
Tại C là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195[1] ta chọn dC = 45mm
Tại D:
Tại D là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn dD = 40mm
Theo bảng 9.1a[1]trang 173:
+ l = (0,8..0,9)lm13 = (0,8..0,9)60 = (48..54)
Chọn l = 50mm
+ b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3.

Page 57
Hình 3.4. Sơ bộ trục 1
3.2.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh
hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập
trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt… Vì vậy sau khi định kết
cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa
nêu.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện
nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
2 2
.
[ ]
j j
j
j j
s s
s s
s s
 
 
 

Trong đó:
+ [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn: [s] = 2,5 ( trang 195 ).
+ sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện.
+ sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện.
Tính sσj:
73.5 130
187
45
56
12
50
12
40
70
60
40
45

Page 58
1
j
dj aj mj
s
K

 

  



Trong đó:
+ σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa.
+ σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với
trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0.
axj
W
J
aj m
J
M
  
Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có:
3
W
32
J
J
d

+ ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bìnhđến độ bền
mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1.
+ Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có:
1x
dj
y
K
K
K
K




 

Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta
có: Kx = 1,1.
Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có: Ky = 1,5.
Kσ = 2,01: hệ số ứng suất tập trung thực tế khi uốn.
εσ = 0,8: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi khi uốn.
Tính sτj:
1
j
dj aj mj
s
K

 

  




Page 59
Trong đó:
+ τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy : τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa.
+ τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay
1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động.
axj
2 2W
m j
aj mj
Oj
T
   
3
W
16
j
Oj
d

+ ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có: ψτ = 0,05
+ Kτdj: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có:
1x
dj
y
K
K
K
K




 

có Kx = 1,1.
Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có: Ky = 1,5.
Kτ =1,88: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn.
ετ = 0,76: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi khi xoắn.
Trục I có 2 vị trí nguy hiểm là tiết diện 12 (tại C), có T = 270871,2Nmm, M12 =
329340,9Nmm. Dựa vào các công thức trên, ta có:

Page 60
Bảng 3.1. Thông số trục về độ bền mỏi
Tiết
diện
d(mm) W(mm3) WO(mm3) Kσdj Kτdj sσ sτ S
12 45 8946,2 17892,4 1,7 1,7 5,7 18.9 5,5
3.2.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột
(chẳng hạng khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
2 2
3 [ ]td     
Tính σ:
ax
3
0,1.
mM
d
 
( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm).
Tính τ:
ax
3
0,2.
mT
d
 
( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm).
Tính [σ]:
[ ] 0,8 0,8.580 464ch MPa   
Bảng 3.2. Thông số của trục về độ bền tĩnh
Tiết diện 𝜎  σtd
12 31,1 6,8 33,3

Page 61
3.3. Tính thiết kế trục II
Mômen xoắn: TII = 643992,5 Nmm
Lực vòng: 3
w1
2. 2.643992,5
10471,4
123
II
t
T
F N
d
  
Lực hướng tâm:
0
3 w
3 0
.tan 10471,4.tan 20 33'
4045,7
os cos14
t t
r
F
F N
c


  
Lực dọc trục: 0
3 3.tan 10471,4.tan14 2610,8a tF F N  
Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có :
Lực vòng: 2 1 4970,1t tF F N 
Lực dọc trục: 2 1 1680,2a rF F N 
Lực hướng tâm: 2 1 670,3r aF F N 
Mômen uốn: 2
2 2
272
1680,2 228507,2
2 2
m
a a
d
M F Nmm  
w1
3 3
123
2610,8 160564,2
2 2
a a
d
M F Nmm  
3
0,2[ ]
sb k
k
T
d


Với:
+ Tk = TII = 643992,5 Nmm.
3
2
643992,5
(47,5...60)
0,2[15...30]
sb
d mm  

Page 62
Ta chọn d2 = 50 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho
trục 2 là b02 = 27 mm.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ 1:
22 2(1,2...1,5) (1,2...1,5).50 (60...75)ml d mm  
Lấy lm22 = 70 mm
Chiều dài mayơ bánh răng côn 2:
23 2(1,2...1,4) (1,2...1,4).50 (60...70)ml d mm  
Lấy lm23 = 65mm
3.3.3.2. Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có
cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm
Lấy k1 = 15 mm
Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp : k2 = (5…15) mm
Lấy k2 = 5 mm
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ : k3 = (10…20) mm
Lấy k3 = 10 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = (15…20) mm
Lấy hn = 15 mm
3.3.3.3. Theo bảng 10.4[1] trang 191, ta có
Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1:

Page 63
21 22 23 02 1 27 2
70 65 27 7.15 2.5
277
m ml l l b k k
mm
    
    

Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ 1:
22 22 02 1 20,5( ) 0,5(70 27) 15 5 68,5ml l b k k mm        
Khoảng cách từ ổ đỡ 0 đến bánh răng côn 2:
23 22 22 2 1
0 '
0,5( . os ) 6
68,5 0,5(70 34. os68 55 ) 6.15
200
ml l l b c k
c
mm
   
   

RyA
Fr2
Ft2
Fa2
RxA RyD
RyD
Fa3
Ft3
Fr3
x y
z
A B C D
O
Theo phương yOz:

Page 64
Tổng mômen tại điểm A:
2 3 2 3
3 2 2 3
0
.77 .208,5 .277 0
.208,5 .77
277
4045,7.208,5 670,3.77 228507,2 160564,2
277
4263,5
A
r r yD a a
r r a a
yD
M
F F R M M
F F M M
R
N

     
  
 
  



Phương trình cân bằng lực:
2 3
3 2
0
0
4045,7 670,3 4362,5
987,1
yA r r yD
yA r r yD
F
R F F R
R F F R
N

     
   
  
 

Vậy RyA có chiều ngược lại với chiều đã giả định.
Theo phương xOz:
2 3
2 3
0
.77 .208,5 .277 0
.77 .208,5
277
4970,1.77 10471,4.208,5
277
9263,5
A
t t xD
t t
xD
M
F F R
F F
R
N

   

 




2 3
2 3
0
0
4970,1 10471,4 9263,5
6178
xA t t xD
xA t t xD
F
R F F R
R F F R
N

    
   
  



Page 65
Biểuđồ mômen:
3.3.4.3. Tính mômen tương đương tại các tiết diện
Xét mặt cắt bên trái điểm B:
Dựa vào biểu đồ mômen ta có:
Mx = 76006,7 Nmm
My = 475706 Nmm
𝑇20 = 0
2 2 2 2
20 20 20 76006,7 475706 481739,8x yM M M Nmm    
RyA RyDFr2 Fr3
RxA RxDFt2 Ft3
y
z
O
x
z
O
Mx
Ty
T
27150,2
Ma2
Ma3
475706
634549,8
643992,5
A
A
B
B
C
C
D
D
(+)
(+)76006,7
152500,5
131485,6
292049,8

Page 66
2 2 2 2
20 20 0,75.0,5 481739,8 0,75.0 481739,8tdM M T Nmm    
Mx = 152500,5Nmm
My = 475706Nmm
𝑇21= 643992,5 Nmm
2 2 2 2
21 21 21 152500,5 475706 499552,4x yM M M Nmm    
2 2 2 2
21 21 0,75 499552,4 0,75.643992,5 748730,5td IIM M T Nmm    
Mx = 292049,8Nmm
My = 634549,8 Nmm
𝑇22 = 643992,5Nmm
2 2 2 2
22 22 22 292049,8 634549,8 698531,7x yM M M Nmm    
2 2 2 2
22 22 0,75 698531,7 0,75.643992,5 893863,1tdM M T Nmm    
Theo bảng 10.5[1] trang 195, ta có: [σ] = 55MPa
Tại A:
20
3 3
20
481739,8
44
0,1.55 5,5
tdM
d mm  

Page 67
Tại B:
21
3 3
21
748730,5
52
0,1.55 5,5
tdM
d mm  
Tại C:
22
3 3
22
893863,1
55
0,1.55 5,5
tdM
d mm  
Tại A:
Tại A là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn: d20 = 45mm
Tại B:
Tại B là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn: d21 = 55mm.
Theo bảng 9.1a[1]trang 173, ta có:
+ lt = (0,8..0.9)lm23 = (0,8..0.9).65 = (52..58,5)mm
Chọn lt = 56 mm
+ b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3.
Tại C:
Tại C là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn: d22 = 55mm.
Theo bảng 9.1a[1]trang 173:
+ l = (0,8..0,9)lm22 = (0,8..0,9).70 = (56..63)
Chọn l = 63 mm
+ b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3.

Page 68
Tại D:
Tại D là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn d23 = 45 mm.
nêu.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết
diện nguy hiểm điểm thỏa mãn điều kiện sau:
2 2
.
[ ]
j j
j
j j
s s
s s
s s
 
 
 

Trong đó :
+ [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn [s] = 2,5 ( trang 195 ).
68.5
277
7065
6356
16
16
45
55
55
45

Page 69
Tính sσj :
1
j
dj aj mj
s
K

 

  



Trong đó:
axj
W
j
aj m
j
M
  
3 2
1 1( )
W
32 2
j j
j
j
d bt d t
d
 
 
+ ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1
1x
dj
y
K
K
K
K




 

có Kx = 1,1.
Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5.
Kσ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có
Kσ = 2,01.

Page 70
εσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi. Tra
bảng 10.10[1] trang 198, ta có εσ = 0,81.
Tính sτj:
1
j
dj aj mj
s
K

 

  



Trong đó:
+ τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy : τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa.
+ τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục
quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. τ
axj
2 2W
m j
aj mj
Oj
M
   
3 2
1 1( )
W
16 2.
j j
Oj
j
d bt d t
d
 
 
+ ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψτ = 0,05
+ Kτd: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có:
1x
d
y
K
K
K
K




 

có: Kx = 1,1.
Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có
Kτ = 1,88.

Page 71
ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Tra bảng
10.10[1] trang 198, ta có ετ =0,81.
Trục II có 2 vị trí nguy hiểm là tiết diện 21 (tại B) có T = 643992,5Nmm, M21 =
499552,4 Nmm và tiết diện 22 (tại C) có T = 643992,5Nmm, M22 =698531,7
Nmm. Dựa vào các công thức trên, ta có:
Bảng 3.3. Thông số của trục về độ bền mỏi
Tiết diện d(mm) W(mm3) WO(mm
3)
Kσdj Kτdj sσ sτ S
21 55 14238,4 30572,2 1,72 1,6 6,2 15,9 5,8
22 55 16283,4 30028,5 1,72 1,6 5,1 12,4 4,7
3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột
(chẳng hạng khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
2 2
3 [ ]td     
Tính σ:
ax
3
0,1.
mM
d
 
Tính τ:
ax
3
0,2.
mT
d
 
Tính [σ]:
[ ] 0,8 0,8.580 464ch MPa   

Page 72
Tiết diện  τ σtd
21 28,6 19,4 44,1
22 38,1 19,4 50,8

Page 73
3.4. Tính thiết kế trục III
Mômen xoắn: TIII = 1353175,9 Nmm
Lực vòng: 3 4 10471,4t tF F N 
Lực hướng tâm: 3 4 4045,7r rF F N 
Lực dọc trục: 3 4 2610,8a aF F N 
Mômen uốn: w2
4 4
375
2610,8 489525
2 2
a a
d
M F N  
3
0,2[ ]
sb k
k
T
d


Với:
+ Tk = TIII = 1840122 Nmm.
3
3
1840122
(67...85)
0,2[15...30]
sb
d mm  
Ta chọn d3 = 70 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho
trục 1 là b03 = 35mm.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ 2:
32 3(1,2...1,4) (1,2...1,4).70 (84...98)ml d mm  

Page 74
Lấy: lm32 = 90 mm.
3.4.3.2. Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có
cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm
Lấy k1 = 8 mm.
Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm
Lấy k2 = 5 mm.
Theo hình 1, ta có:
Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ 2: l32 = l22 = 68,5 mm.
Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1: l31 = l21 = 277 mm.
Vì trục 3 có nối với bộ phận làm việc là băng tải nên ta phải chọn khớp nối.
Dựa vào đường kính trục d = 70mm, theo bảng 16.10a trang 68[2], ta chọn
đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối đàn hồi là D0 = Dt =200
mm.
Ta tính lực hướng tâm do nối trục đàn hồi gây ra.
2. 2 1840122
18401,2
200
5 (0,2...0,3) 0,25.18401,2 4600,3
III
t
T
Ft N
D
Fr Ft N

  
   
lc33= 0,5(lm33 +bo) +k3 +hn = 0,5(126 +35) +10 +18 = 108,5mm
với lm33=1,8.70 = 126 mm - chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi.
* k3=10 mm
* hn=18 mm

Page 75
Theo phương yOz:
4 4 5
4 4 5
0
.208,5 .277 385,5. 0
.208,5 385,5. 4045,7.208,5 489525 385,5.4600,3
5124,2
277 277
A
r yC a r
r a r
yC
M
F R M F
F M F
R N

    
   
    

Vậy yCR ngược chiều với chiều giả định.
4 5
4 5
0
0
4045,7 5124,2 4600,3 5678,8
r yC yA r
yA r yC r
F
F R R F
R F R F N

    
         

Theo phương xOz:
O z
yx
Ft4
Fa4
A B
DC
RyCRyA
RxA
RxC
Fr5
208,5 68,5 108,5
Fr4

Page 76
4
4
0
.208,5 .277 0
.208,5 10471,4.208,5
7881,9
277 277
A
t xC
t
xC
M
F R
F
R N

  
   

4
4
0
10471,4 7881,9 2589,5
t xC xA
xA t xC
F R R
R F R N
   
     
Ma4
Fr4 Fr5RyA
RxA RxCFt4
y
z
O
x
z
O
Mx
My
T
694504,8
1184029,8
499132,6
539910,8
1840122
RyC
A
A
B
B
C
C
D
D
(+)
(+)

Page 77
3.4.4.3. Tính mômen tương đương tại các tiết diện
Mx = 1184029,8 Nmm
My = 539910,8 Nmm
𝑇31 = 1840122 Nmm
2 2 2 2
31 31 31 1184029,8 539910,8 1301318,7x yM M M Nmm    
Theo công thức 10.16[1]trang 194, ta có:
2 2 2 2
31 31 310,75. 1301318,7 0,75.1840122 2057417,6tdM M T Nmm    
Mx = 499132,6Nmm
My = 0 Nmm
𝑇32 = 1840122 Nmm
2 2 2 2
32 32 32 499132,6 0 499132,6x yM M M Nmm    
Theo công thức 10.16[1]trang 194, ta có :
2 2 2 2
32 32 320,75. 499132,6 0,75.1840122 1669931,2tdM M T Nmm    
Theo bảng 10.5[1] trang 195, ta có: [σ] = 50
Tại B:
 
31
33
2057417,6
74,3
0,1. 0,1.50
tdM
d mm

  

Page 78
Tại C:
 
31
3331
1669931,2
69,4
0,1. 0,1.50
tdM
d mm

  
Tại A:
Tại A là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d30 = 70 mm.
Tại B:
Tại B là điểm lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d31 =80mm.
Theo bảng 9.1a[1] trang 173, ta chọn:
+ lt = (0,8..0,9)lm32 = (0,8..0,9).90 = (72..81)mm
Chọn lt = 80
+ b = 22; h = 14; t1 = 9; t2 = 5,4.
Tại C:
Tại C là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d32 = 70mm.
Tại D:
Tại D là trục nối nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d33 = 65 mm.
Theo bảng 9.1a[1] trang 173, ta chọn:
+ lt = (0,8..0,9)lm33 = (0,8..0,9).126 = (100,8..113,4)mm
Chọn lt = 110
+ b = 18;th = 11; t1 = 7; t2 = 4,4

Page 79
nêu.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện
nguy hiểm điểm thỏa mãn điều kiện sau:
2 2
.
[ ]
j j
j
j j
s s
s s
s s
 
 
 

Trong đó:
+ [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn [s] = 2,5 ( trang 195 ).
Tính sσj:
70
90
277
80
22
110
18
70
80

Page 80
1
j
dj aj mj
s
K

 

  



Trong đó:
axj
W
j
aj m
j
M
  
3 2
1 1( )
W
32 2
j j
j
j
d bt d t
d
 
 
+ ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1
1x
dj
y
K
K
K
K




 

có Kx = 1,1.
Kσ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có
Kσ = 2,01.
εσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Tra
bảng 10.10[1] trang 198, ta có εσ = 0,73.
Tính sτj:

Page 81
1
j
dj aj mj
s
K

 

  



Trong đó:
+ τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa.
+ τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục
quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động.
axj
2 2W
m j
aj mj
Oj
T
   
3 2
1 1( )
W
16 2.
j j
Oj
j
d bt d t
d
 
 
+ ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψτ = 0,05
+ Kτdj: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có:
1x
dj
y
K
K
K
K




 

có Kx = 1,1.
Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có : Ky = 1,5.
Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có
Kτ = 1,88.
ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi.Tra
bảng 10.10[1] trang 198, ta có ετ = 0,71.
Trục III có tiết diện nguy hiểm là tiết diện 31 (điểm B) có T = 1840122Nmm
và M31 =1301318,3 Nmm. Dựa các công thức trên ta có:

Page 82
Bảng 3.5. Thông số của trục về độ bền mỏi
Tiết diện d(mm) W WO Kσdj Kτdj sσ sτ S
31 80 41880,2 92145,7 1,9 1,83 6,3 20,8 6,03
3.4.6. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh
2 2
3. [ ]td     
ax
3
0,1.
mM
d
 
Tính τ:
ax
3
0,2.
mT
d
 
Tính [σ]:
[ ] 0,8 0,8.580 464ch MPa   
Tiết diện  τ σtd
31 23,1 35,9 66,3

Page 83
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN
4.1. Tính toán ổ lăn cho trục I
Hình 4.1. Sơ đồ tính ổ lăn trục 1
4.1.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác
Chọn loại ổ lăn
Các lực tác dụng lên ổ:
Tại gối B:
2179,2
1338,2
Bx
By
R N
R N


Tổng phản lực tác dụng lên ổ:
2 2 2 2
1338,2 2179,2 2557,2rB Bx ByF R R N    
Tại gối C:
7149,3
1488
Cx
Cy
R N
R N


2 2 2 2
7149,3 1488 7302,5rC Cx CyF R R N    
Xác định tỷ số:
1 630,3
0,24 0,3
2557,2
a
rB
F
F
  

Page 84
Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do có yêu cầu về độ
cứng của ổ (ổ đỡ bánh răng côn), đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi
tiết quay theo phương dọc trục (bánh răng côn) nên ta chọn ổ đũa côn.
Cấp chính xác
Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ).
4.1.2. Chọn kích thước ổ lăn
Với d = 45mm, tra phục lục P2.11[1] trang 261, ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí
hiệu 7309 có C = 76,1kN, C0 = 59,3kN, α = 10083’.
4.1.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ
Fs = 0,83eFr
Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan10083’= 0,3
0,83 0,83.0,3.2557,2 636,7
0,83 0,83.0,3.7302,5 1818,3
sB rB
sC rC
F eF N
F eF N
   
   
Lực dọc trục tác dụng lên ổ
1
1
1818,3 670,3 2488,6
636,7 670,3 33,6
aB sC a
aC sB a
F F F N
F F F N
    
     


Ta thấy:
2488,6 636,7 2488,6
33,6 1818,3 1818,3
aB sB aB
aC sC aC
F F N F N
F N F N F N
    
     


Xác định hệ số tải trọng X, Y
Ta có tỷ số:

Page 85
2488,6
0,97 0,3
. 1.2557,2
aB
rB
F
e
V F
   
(V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1)
XB = 0,4
YB = 0,4cotg𝛼=0,4.cotg 10083’ =2.
Ta có tỷ số:
1818,3
0,25 0,3
. 1.7302,5
aC
rC
F
e
V F
   
XC = 1
YC =0
Tính tải trọng động quy ước Q
d
d
( . . . ) . (0,4.1.2557,2 2.2488,6).1.1,3 7800,1
( . . . ) . (1.1.7302,5).1.1,3 9493,3
B B rB B aB t
C C rC C aC t
Q X V F Y F k k N
Q X V F Y F k k N
    
   
Trong đó :
+ kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1.
+ kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ
= 1,3.
Ta thấy: QC > QB nên ta chọn QC để tính khả năng tải động Cd.
Tính khả năng tải động Cd
.m
d CC Q L
Với : Tuổi thọ 6 6
60. . 60.934,3.16000
897
10 10
I hn L
L    ( triệu vòng)
Trong đó:

Page 86
+ nI: số vòng quay của trục 1.
+ Lh: thời gian làm việc (giờ).
+ m: đường cong mỏi, với ổ đũa m = 10/3
Suy ra:
10
3
9493,3. 897 72988,5dC N 
Ta thấy: Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo.
4.1.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1vg/ph, tiến
hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện
11.18[1] trang 221, ta có:
Qt ≤ C0
Trong đó:
+ C0: khả năng tải tĩnh, theo bảng P2.11 C0 = 75,9kN.
+ Qt: tải trọng tĩnh quy ước.
Tính Qt:
t O r O aQ X F Y F 
Trong đó:
+ XO,YO: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng hướng trục. Theo bảng 11.6[1]
trang 221, ta có : XO = 0,5; YO = 0,22cotgα = 0,22.cotg10083’= 1,1.
+ Fr = FrB = 2557,2N
+ Fa = FaB = 2488,6N
Suy ra: 00,5.2557,2 1,1.2488,6 4016,1 67,2tQ N C kN    
Vậy kiểu ổ 7310 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh

Page 87
4.2. Tính toán ổ lăn cho trục II
Hình 4.2. Sơ đồ tính ổ lăn trục 2
4.2.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác
Chọn loại ổ lăn
Các lực tác dụng lên ổ:
Tại gối A:
6178
987,1
Ax
Ay
R N
R N


2 2 2 2
6178 987,1 6256,3rA Ax AyF R R N    
Tại gối D:
9263,5
4263,5
Dx
Dy
R N
R N


2 2 2 2
9263,5 4263,5 10197,5rD Dx DyF R R N    
Tổng lực dọc trục: 3 2 2610,8 1680,2 930,6at a aF F F N    
Xác định tỷ số:

Page 88
930,6
0,15 0,3
6256,3
at
rA
F
F
  
Ta chọn ổ đũa côn do có yêu cầu về độ cứng của ổ, đảm bảo cố định chính xác
vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục.
Chọn cấp chính xác
Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ).
4.2.2. Chọn kích thước ổ lăn
Với d = 45mm, tra phục lục P2.11[1] trang 262, ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí
hiệu 7309 có C = 76,1kN, C0 = 59,3kN, α = 10083’.
4.2.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ
Fs = 0,83eFr
Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan10083’=0,3
0,83 0,83.0,3.6256,3 1557,8
0,83 0,83.0,3.10197,5 2539,2
sA rA
sD rD
F eF N
F eF N
   
   
Lực dọc trục tác dụng lên ổ
2539,2 930,6 1608,6
1557,8 930,6 2488,4
aA sD at
aD sA at
F F F N
F F F N
    
    


Ta thấy:
1608,6 1557,8 1608,6
2488,4 2539,2 2539,2
aA sA aA
aD sD aD
F N F N F N
F F N F N
    
    


Xác định hệ số X, Y
Ta có tỷ số:

Page 89
1608,6
0,26 0,3
. 1.6256,3
aA
rA
F
e
V F
   
(V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1)
Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XA = 1, YA = 0.
Ta có tỷ số:
2539,2
0,25 0,3
. 1.10197,5
aD
rD
F
e
V F
   
Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XD = 1, YD = 0.
Tính tải trọng động quy ước Q
d
d
( . . . ) . (1.1.6256,3).1.1,3 8133,2
( . . . ) . (1.1.10197,5).1.1,3 13256,8
A A rA A aA t
D D rD D aD t
Q X V F Y F k k N
Q X V F Y F k k N
   
   
Trong đó :
+ kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1.
+ kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ
= 1,3.
Ta thấy: QD > QA nên ta chọn QD để tính khả năng tải động Cd.
Tính khả năng tải động Cd
.m
d DC Q L
Với: Tuổi thọ 6 6
60. . 60.373,7.16000
358,8
10 10
II hn L
L    ( triệu vòng)
Trong đó:
+ nII: số vòng quay của trục 2.
+ Lh: thời gian làm việc (giờ).
+ m: đường cong mỏi, với ổ đũa : m = 10/3

Page 90
Suy ra:
10
3
13256,8. 358,8 77427,4dC N 
Ta thấy: Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo.
4.2.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1vg/ph, tiến
hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện
11.18[1] trang 221, ta có:
Qt ≤ C0
Trong đó:
+ C0: khả năng tải tĩnh, theo bảng P2.11 C0 = 59,3kN.
+ Qt: tải trọng tĩnh quy ước.
Tính Qt :
t O r O aQ X F Y F 
Trong đó:
+ XO,YO: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng hướng trục. Theo bảng
11.6[1] trang 221, ta có: XO = 0,5; YO = 0,22cotgα = 0,22.cotg100 83’=
1,1.
+ Fr = FrA = 6256,3 N
+ Fa = FaA = 1608,6 N
Suy ra: 00,5.6256,3 1,1.1608,6 4897,6 67,2tQ N C kN    
Vậy kiểu ổ 7309 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh.

Đề tài: Nghiên cứu thiết kế hộp giảm tốc, HAY, 9đ

Đề tài: Nghiên cứu thiết kế hộp giảm tốc, HAY, 9đ

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Đề tài: Nghiên cứu thiết kế hộp giảm tốc, HAY, 9đ

Similar to Đề tài: Nghiên cứu thiết kế hộp giảm tốc, HAY, 9đ (20)

More from Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864

More from Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864 (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Đề tài: Nghiên cứu thiết kế hộp giảm tốc, HAY, 9đ