Luận văn: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HAY, 9đ

Đồ án Chi Tiết Máy ĐH Bách Khoa TP Hồ Chí Minh
Trang 1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY
Sinh viên thực hiện: MSSV:
Giáo viên hướng dẫn:
Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ:
ĐỀ TÀI
Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG
TRỘN
Phương án số: 1

Trang 2
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2 – Nối trục đàn hồi ; 3 – Hộp giảm
tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục ; 4 –Bộ truyền xích ống conlăn; 5 – Thùng
trộn . Chiều quay như hình vẽ.
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn, P ( KW) = 3
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 40
Thời gian phục vụ, L (năm): 3
Quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 35s ; T2 = 0.6T ; t2 = 28s
Yêu cầu :
01 thuyết minh , 01 bản vẽ lắp A0 , 01 bản vẽ chi tiết.
Nội dung thuyết minh :
1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền
động.
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy :
a. Tính toán các bộ truyền hở ( đai, xích hoặc bánh răng).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiêt phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.

Trang 3
LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi
trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một
nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền
động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước.
Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống
truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có
thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.
Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ
phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu và thiết kế
hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các
môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...và giúp sinh viên có
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những
bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với 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 Cơ khí, đây là điều
rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô 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, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh
khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện

Trang 4
PHẦN 1
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ :
1.1.1. Chọn hiệu suất của hệ thống :
 Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọnđược các hiệu suất sau:
- Hiệu suất nối trục đàn hồi: 0.99kn 
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: 1 0.98br 
- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: 2 0.98br 
- Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn: 0.96x 
- Hiệu suất của một cặp ổ lăn : 0.99ol 
 Hiệu suất truyền động :
4 8
0.96 0.99 0.886x ol     

 Vậy, hiệu suất truyền động là: 0.886 
1.1.2. Tính công suất cần thiết :
 Công suất tính toán:
2 2 2 2
1 2
1 2
max
1 2
0.6
35 28
3 2,5377
35 28
tt td
T T T T
t t
T T T T
P P P KW
t t
       
          
           
 
 Công suất cần thiết trên trục động cơ:
2,5377
2,9877
0,8494
dt
ct
P
P KW

  

1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay trên trục công tác: 40lvn  vòng/phút.
 Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống :
16 2 32ch h xu u u   
Với : uh = 16 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40)
ux = 2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích ( 2 ÷ 5)
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
40 32 1280sb lv tn n u    vòng/phút
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút.
1.1.4. Chọn động cơ điện:

Trang 5
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
dc ct
dc sb
P P
n n



, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn
2,9877
1280 /
dc
dc
P kW
n vg ph



Ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy
chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất :
 Ta chọn động cơ 3K112S4
Kiểu động cơ
Công suất
kW
Vận tốc quay
vg/ph
cos %
3K112S4 3 1440 0.82 81,5
1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
1440
36
40
dc
t
lv
n
u
n
  
Trong đó:
nđc = 1440 vòng/phút; nlv = 40 vòng/phút.
 Tra bảng 3.1 Tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:
uh = 16
uh =16 => u1 = u2 = 16 4hu  
Với u1 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh.
u2 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm.
 Tỉ số truyền của bộ truyền xích:
1 2
36
2.25
4 4
t
x
u
u
u u
  
 
1.3. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:
1.3.2.
 Công suất trên trục 3:
max
3
3
3,2584
0,99 0,93ol x
P
P KW
 
  

3
2
2
3,2584
3,3585
0,98 0,99br ol
P
P KW
 
  


Trang 6
2
1
1
3,3585
3,4616
0,98 0,99br ol
P
P KW
 
  

 Công suất động cơ:
1 3,4616
3,5319
0,99 0,99
dc
kn ol
P
P KW
 
  

1.3.3. Tính toán số vòng quay các trục:
 Số vòng quay của trục 1:
1 1440dcn n  vòng/phút
1
2
1
1440
360
4
n
n
u
   vòng/phút
2
3
2
360
90
4
n
n
u
   vòng/phút
 Vậy:
- Số vòng quay trục 1 là: n1 = 1440 vòng/phút.
1.3.4. Tính toán moment xoắn trên các trục:
 Moment xoắn trên trục động cơ:
6 6 3,5319
9.55 10 9.55 10 23423,36
1440
dc
dc
dc
P
T Nmm
n
     
 Moment xoắn trên trục 1:
6 61
1
1
3,4616
9.55 10 9.55 10 22957,14
1440
P
T Nmm
n
    
6 62
2
2
3,3585
9.55 10 9.55 10 89093,54
360
P
T Nmm
n
    
6 63
3
3
3,2584
9.55 10 9.55 10 345752,44
90
P
T Nmm
n
    
 Moment xoắn trên trục thùng trộn :

Trang 7
6 64
4
4
3
9.55 10 9.55 10 716250
40
P
T Nmm
n
    
1.3.5. Bảng đặc tính:
Thông số/Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4
Công suất (kW) 3,5319 3,4616 3,3585 3,2584 3
Tỉ số truyền u 1 4 4 2.25
Moment xoắn
(Nmm) 23423,36 22957,14 89093,54 345752,44 716250
Số vòng quay
(vòng/phút)
1440 1440 360 90 40

Trang 8
PHẦN 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:
2.1.1. Chọn loại xích:
 Công suất trên đĩaxích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3 :
P3 = 3,2584 Kw, với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 90 vòng/phút.
 Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xíchống con lăn.
2.1.2. Thông số bộ truyền:
 Theo bảng 5.4 Tài liệu [1], với u=2.25 ta chọn số rang đĩaxích nhỏ z1= 27, do
đó số rang đĩa xích lớn z2= z1 . ux =27 x 2.26 = 61 < zmax=120
 Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán:
3. . . 3,2584 2,262 0.93 2.22 15,2171 Wt z nP P k k k K     
Trong đó: Với z1 = 27 ,
01
1
25
0.93
27
z
z
k
z
  
với n01=200vg/ph,
01
3
200
2.22
90
n
n
k
n
  
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]:
0 d.. . . . 1 1 1 1.2 1.45 1.3 2,262a dc bt ck k k k k k k       
Với :
k0 = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.
(Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 600)
ka = 1 – Hệ sô kể đến khoảng cáchtrục và chiều dài xích.
(khoảng cách trục a = (30÷50)pc).
kdc = 1 – Hệ số kể đến việc ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích.
(điều chỉnh bằng một trong các đĩaxích.)
kd = 1.2 – Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng.
( tải trọng động, va đập nhẹ.)
kc =1.45 – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền.
( làm việc 2 ca / 1 ngày)
kbt =1.3 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn.
( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu).
 Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 =200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có
bước xích pc = 31.75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] =19.3 (Kw).
 Đồng thời theo bảng 5.8, bước xích pc = 31.75mm < pcmax.
 Khoảng cách trục a = 40.pc = 40 x 31.75 =1270mm.
 Theo công thức (5.12) Tài liệu [1] số mắc xích:

Trang 9
2 2
1 2 2 12 2 1270 27 61 61 27 31.75
124.73
2 2 31.75 2 2 1270
c
c
a z z z z p
X
p a 
        
           
   
 Lấy sô mắc xích chẳn X = 124 , tính lại khoảng cáchtrục theo công thức (5.13)
Tài liệu [1]
2 2
2 1 2 1 2 1
0.25 8
2 2 2
c
z z z z z z
a p X X

                 
     
2 2
61 27 27 61 61 27
0.25 31.75 124 124 8 1258
2 2 2
mm

                  
     
 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:
0.004 0.004 1258 5a a mm      , do đó a =1258 – 5 = 1253mm.
 Số lần va đập của xích:
Theo công thức (5.14) Tài liệu [1]
1 1 27 90.31
1.31 25
15 15 124
z n
i i
X
 
    
 
Bảng 5.9 Tài liệu [1]
2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
 Theo công thức (5.15)Tài liệu [1] :
.d t o v
Q
s
k F F F

 
Với :
- Q – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] , Q= 88500N, khối lượng
1m xíchq= 3.8kg.
- Kd – hệ số tải trọng động. Kd =1.2 : Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy
bằng 150% tải trọng làm việc.
- Vận tốc : 1
4 4
. . 27 31.75 90.31
1.29( / )
6 10 6 10
cz p n
v m s
 
  
 
- Lực vòng:
1000 1000 3,2584
2525,89
1.29
t
P
F N
v
 
  
- Lực căng do lực li tâm: 2 2
3.8 1.29 6.32vF q v N    
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang ,
nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4.
0 9.81 9.81 4 3.8 1.253 186.84fF k q a N        
Do đó :
88500
27,45
. 1.2 2525,89 186.84 6.32d t o v
Q
s
k F F F
  
    
Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 . Vậy s > [s] : Bộ
truyền xích đảm bảo đủ bền.

Trang 10
2.1.4. Xác định thông số đĩa xích:
 Đường kính đĩaxích: Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b Tài liệu
[2]:
 Đường kính vòng chia:
 1
1
31.75
273.49
sin( ) sin
27
p
d mm
z
 
  
 2
2
31.75
616.76
sin( ) sin
61
p
d mm
z
 
  
 Đường kính vòng đỉnh răng:
 1
1
0.5 cot 31.75 0.5 cot 287.51
27ad p g g mm
z
                
 2
2
0.5 cot 31.75 0.5 cot 631.81
61ad p g g mm
z
                
 Bán kính đáy răng:
10.5025 0.05 0.5025 19.05 0.05 9.62r d      mm.
Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1]
 Đường kính vòng đáy răng:
1 1 2 273.49 2 9.62 254.25fd d r mm     
2 2 2 616.76 2 9.62 597.52fd d r mm     
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩaxích theo công thức (5.18) Tài liệu
[1] :  d d0.47 ( ) / ( )H r t v d Hk FK F E Ak   
 Đĩa xích1:
- Ft = 2525,89 N : lực vòng.
- kr = 0.39 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩaxích ( z1 =27)
- Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).
- kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
- 7 3 7 3
113 10 13 10 90 31.75 1 3.745vdF n p m N 
        : lực va đập trên 1 dãy
xích.
- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.
- A = 262 mm2 : Diện tíchchiếu của bản lề.
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích1:
1 d d0.47 ( ) / ( )H r t v dk FK F E Ak  
5
0.47 0.39 (2525,89 1.2 3.745) 2.1 10 / (262 1) 457,7794MPa       
 1 457,7794H H   . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiệt đạt độ rắn bề mặt
HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép   600H MPa  sẽ đảm bảo độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

Trang 11
 Đĩa xích2:
- Ft = 3788.37 : lực vòng.
- kr = 0.23 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩaxích ( z1 =27)
- Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ).
- kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng.
- 7 3 7 3
113 10 13 10 40 31.75 1 1.66vdF n p m N 
        : lực va đập trên 1 dãy
xích.
- E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi.
- A = 262 mm2 : Diện tíchchiếu của bản lề.
Độ bền tiếp xúc của đĩa xích1:
2 d d0.47 ( ) / ( )H r t v dk F K F E Ak  
5
0.47 0.23 (2525,89 1.2 1.66) 2.1 10 / (262 1) 351,43 MPa       
 2 351,43H H   . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt
HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép   600H MPa  sẽ đảm bảo độ
bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
2.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục:
 Lực vòng: Ft = 2525,89N
 7
6 10 / 1.15 2525,89 2904,77r x t xF k F k P zpn N     
Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 600
 Lực căng do lực ly tâm: 2 2
3.8 1.29 6.32vF q v N    
 Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang ,
nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4.
0 9.81 9.81 4 3.8 1.253 186.84fF k q a N        
2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
 Thông số kĩ thuật:
 Thời gian phục vụ : L = 3 năm.
 Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,160 ngày/ năm, 3 ca/ngày, 8 giờ/ca.
 Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng).
- Tỷ số truyền: ubr1 = 4
- Số vòng quay trục dẫn : n1 = 1440 ( vòng/phút)
- Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 22957,14 Nmm.
 Cặp bánh răng cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng).
- Tỷ số truyền: ubr2 = 4
- Số vòng quay trục dẫn : n2 = 360 ( vòng/phút)
- Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 89093,54 Nmm.
2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấpchậm:
2.2.1.1. Chọn vật liệu:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo
bảng 6.1 Tài liệu[1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

Trang 12
 Bánh răng chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
1 850b MPa  , 1 580ch MPa  , ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 =
245HB.
 Bánh răng bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
2 750b MPa  , 2 450ch MPa  , ta chọn độ rắn bánh răng lớn
HB2 = 230HB.
2.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép:
 Số chu kỳ làm việc cơ sở:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
2.4 2.4 7
1 130 30 245 1.6 10HON HB     (chu kỳ)
2.4 2.4 7
2 230 30 230 1.39 10HON HB     (chu kỳ)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
6
1 2 4 10FO FON N   (chu kỳ).
- Tuổi thọ : 5 160 3 8 11520hL      giờ
 Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:
3
1
max
60 i
HE i i
T
N c nt
T
 
  
 

3 3
8
35 0.6 28
60 1 11520
35 28 35 28
1,6 1
3 0
0 ( )
6
T T
T T
chu ky
    
         
      
 
8
81
2
1,6 10
0.405 10
4
HE
HE
N
N
u

    ( chu kỳ).
1
max
60
Hm
i
FE i i
T
N c n t
T
 
  
 

6 6
8
35 0.6 28
60 1 11520
35 28 35 28
1,4 1
3 0
0 ( )
6
T T
T T
chu ky
    
         
      
 
 
8
81
2
1,4 10
0.36 10
4
FE
FE
N
N chu kì
u

   

Trang 13
Ta thấy
1 1
2 2
1 1
2 2
HE HO
HE HO
FE FO
FE FO
N N
N N
N N
N N
 




 
nên chọn HE HO
N N để tính toán.
Suy ra 1 2 1 2
1HL HL FL FL
K K K K   
 Ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350
 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0
lim
2 70  H
HB ; SH=1.1
- Bánh chủ động: 0
lim1 12 70 2 245 70 560H HB MPa      
- Bánh bị động: 0
lim2 22 70 2 230 70 530H HB MPa      
 Giới hạn mỏi uốn: 0 lim 1.8F HB 
- Bánh chủ động:  lim1 11.8 1.8 245 441o
F HB MPa    
- Bánh bị động:  lim2 21.8 1.8 230 414o
F HB MPa    
 Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Thép 45 tôi cải thiện nên 1.1Hs  , do đó :
   
   
0 1
1 lim1
0 2
2 lim2
1
560 509.09
1.1
1
530 481.81
1.1
HL
H H
H
HL
H H
H
K
MPa
s
K
MPa
s
 
 
   
   
 
   
 1 2 509.09 481.81
495.45
2 2
H H
H MPa
 

 
   
 Ứng suất uốn cho phép :
lim

   
o
F FC
F FL
F
K
K
s
Với 1FCK (do quay 1 chiều), 1.75Fs  – tra bảng 6.2 Tài liệu [1]
   1
441
1 252
1.75
F MPa    và    2
414
1 236.57
1.75
F MPa   
 Ứng suất quá tải cho phép:

Trang 14
  2ax
1 ax 1
2 ax 2
2.8 2.8 450 1260
[ ] 0.8 0.8 580 464
[ ] 0.8 0.8 450 360
H chm
F m ch
F m ch
Mpa
Mpa
Mpa
 
 
 
   
   
   
2.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cáchtrục:
Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:
 
 
   2
332 2 2
2
89093,54 1.11
1 43 4 1 135,765
0.4 495.45 4
H
w a
ba H
T K
a K u mm
u

 

     
 
Với:
 Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5
tài liệu [1].
 T1=89093,54 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.
 0.4ba  ; 10.53 ( 1) 0.53 0.4 (4 1) 1.06bd ba u       
 1.11HK   :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.
Với 1.06bd  tra bảng 6.7 tài liệu [1]
 Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục aw=160mm.
2.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp:
    0.01 0.02 1.6 3.2n wm a mm   
Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn  2.5nm mm
 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 0
10 
 Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:
 w
1
2 . os 2 160 os(10)
25.2
( 1) 2.5 (4 1)n
a c c
z
m u
  
  
  
lấy z1=25 (răng)
 Số răng bánh lớn: 2 1 1. 4 25 100z u z    lấy z2=100 ( răng).
 Do đó tỉ số truyền thực : 2
1
100
4
25
m
z
u
z
  
 Góc nghiêng răng: 01 2( ) 2.5 (25 100)
arccos arccos 12.43
2 2 160
n
w
m z z
a

  
  

2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Trang 15
Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm
việc:
 



1
1
2 1H mM H
H
w w
TK uZ Z Z
d b u
Trong đó:
 ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(Bảng 6.5 Tài liệu [1]).
 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu
[1]:
 
)0
0
2cos 2cos(11.67
1.73
sin 2 sin 2 20.44
b
H
t w
Z


  

Với: b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
0 0 0
[ os( ). ]= [ os(20.44 ) (12.43 )]=11.67b tacrtg c tg acrtg c tg   
với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
0
0
w 0
20
= 20.44
os os12.43
t t
tg tg
acrtg acrtg
c c

 

  
    
   
(với t là góc profin
răng và wt là góc ăn khớp)
 Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
- Hệ số trùng khớp doc:
0
w w.sin( ) . .sin( ) 160 0.4 sin(12.43 )
1.75 1
2.5
bab a
m m

  

  
 
    

- Hệ số trùng khớp ngang:
0
1 2
1 1 1 1
[1.88 3.2( )] os =[1.88 3.2( )] os(12.43 ) 1.68
25 100
c c
z z
       
- Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :
1 1
0.77
1.68
Z

  
 KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: H H H HvK K K K 

Trang 16
- 1.11HK   : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
- Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:
w1 1. 64 361.25
1.21( / )
60000 60000
d n
v m s
   
   .
Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động
w
w1
2 2 160
64 ( )
1 4 1m
a
d mm
u

  
 
.
Với v = 1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) theo bảng 6.13 Tài liệu [1] dùng cấp chính
xác 9 ta chọn 1.13HK  
- Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có:
0 w. . . / 0.002 73 1.21 160 / 4 1.12H H mg v a u      
Với : 0.002H  : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng
6.15 Tài liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: w1 64d mm
Bề rộng vành răng : w w. 0.4 160 64( )bab a mm    chọn bw = 65(mm)
- 1
2
. . 1.12 65 64
1 1 1.02
2. . . 2 89093,5 1.4 11 1.13
H w w
Hv
H H
v b d
K
T K K 
 
 
    

- Vậy . . 1.11 1.13 1.02 1.28H H H HK K K K      
 
 
2
1
2 1
2 89093,54 1.27 4 1274 1.73 0.77
376,22 (1)
64 65 4
H mM H
H
w w m
T K uZ Z Z
d b u
MPa




    
 

 Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=1.21 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác
động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnhbánh răng
da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:
[ ] [ ]. 495.45 1 0.95 1 470.68 (2)H cx H V R xHZ Z K Mpa      

Trang 17
Như vậy từ (1) và (2) ta có: [ ]H H  , cặp bánh răng đảm bảo độ bền
tiếp xúc.
2.2.1.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Điều kiện bền uồn  12
w1
2 F t F
F F
w n
T Y F K Y Y
b d m
 
  
 Xác định số răng tương đương:
1
1 3 3 0
25
27
cos cos 12.43
v
z
z

   2
2 3 3 0
100
107
cos cos 12.43
v
z
z

  
 Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], K 1.24F  ; theo bảng 6.14 với
v=1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) và cấp chính xác 9, K 1.37F 
theo (6.47) tài liệu [1] hệ số
0 w. . . / 0.006 73 1.21 160 / 4 3.35F F mg v a u      
(trong đó 0.006F  theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16.
Do đó theo (6.46)
1
2
. . 3.35 64 64
1 1 1.03
2. . . 2 89093,54 1.24 1.37
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K 
 
    
  
Vậy . . 1.24 1.37 1.03 1.75F F F FK K K K      
 Hệ số dạng răng F
Y theo bảng 6.18 tài liệu [1]
- Đối với bánh dẫn: 1 3.9FY 
- Đối với bánh bị dẫn: 2 3.6FY 
 1 1
0.6
1.68
Y

   : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

0 0
12.43
1 1 0.91
140 140
Y

     : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
 Với m=2.5 mm, YS=1.08 – 0.0695ln(2.5)=1.022; YR=1 (bánh răng phay);
KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:
 1 1[ ] [ ]. . . 252 1 1.022 1 257.5F F R S xFY Y K Mpa      
 2 2[ ] [ ]. . . 236.57 1 1.022 1 241.77F F R S xFY Y K Mpa      

Trang 18
 Độ bền uốn tại chân răng:
-
12
1
w1
1
2 2 133158.06 3.9 1.75 0.6 0.91
65 64 4
59.64 [ ] 257.5
F F
F
w n
F
T Y K Y Y
b d m
Mpa MPa
 


    
 
 
  
- 2
2 1 2
1
3.6
59.64 55.05 [ ] 241.77
3.9
F
F F F
F
Y
MPa MPa
Y
       
2.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt= 1.8
 Theo (6.48) tài liệu [1], ứng suất tiếp quá tải:
max ax[ ]. 463.52 1.8 621.88 [ ] 1260H H qt H mK MPa MPa       
 Theo (6.49) tài liệu [1]:
- 1max 1 1 ax. 59.64 1.8 107.35 [ ] 464F F qt F mK MPa       
- 2max 1 2 ax. 55.05 1.8 99.09 [ ] 360F F qt F mK MPa MPa       
2.2.1.8. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số Gía trị
Khoảng cách trục aw2 = 160mm
Modul pháp mn = 2.5mm
Chiều rộng vành răng bw3 = 65+5 = 70 và bw4 = 65
Tỷ số truyền um = 4
Góc nghiêng răng β = 12.430
Số răng bánh răng z1 = 25 z2 = 100
Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0
Đường kính vòng chia d1= m.z1/cosβ= 64 d 2 = 256
Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m= 69 da2=261
Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m= 57.75 df2= 249.75
Góc profin răng 0
20.44t 
Góc ăn khớp 0
w 20.44 

Trang 19
2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấpnhanh:
2.2.2.1. Chọn vật liệu:
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, và theo
quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế. Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn
vật liệu cặp bánh răng như sau:
 Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB.
 Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB.
2.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép:
 Số chu kì làm việc cơ sở:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
2.4 2.4 7
1 130 30 245 1.6 10HON HB     (chu kỳ)
2.4 2.4 7
2 230 30 230 1.39 10HON HB     (chu kỳ)
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn :
6
1 2 4 10FO FON N   (chu kỳ).
- Tuổi thọ : 3 160 3 8 11520hL      giờ
 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
 Ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180…350
 Giới hạn mỏi tiếp xúc: 0
lim
2 70  H
HB ; SH=1.1
- Bánh chủ động:
0
lim1 12 70 2 245 70 560H HB MPa      
- Bánh bị động:
0
lim2 22 70 2 230 70 530H HB MPa      
 Giới hạn mỏi uốn: 0 lim 1.8F HB 
- Bánh chủ động:  lim1 11.8 1.8 245 441o
F HB MPa    
- Bánh bị động:  lim2 21.8 1.8 230 414o
F HB MPa    

Trang 20
3
1
max
60 i
HE i i
T
N c nt
T
 
  
 

3 3
8
35 0.6 28
60 1 11520
35 28 35 28
1,6 1
3 0
0 ( )
6
T T
T T
chu ky
    
         
      
 
8
81
2
1,6 10
0,405 10
4
HE
HE
N
N
u

    ( chu kỳ).
1
max
60
Hm
i
FE i i
T
N c n t
T
 
  
 

6 6
8
35 0.6 28
60 1 11520
35 28 35 28
1,4 1
3 0
0 ( )
6
T T
T T
chu ky
    
         
      
 
 
8
81
2
1,4 10
0,36 10
4
FE
FE
N
N chu kì
u

   
Ta thấy
1 1
2 2
1 1
2 2
HE HO
HE HO
FE FO
FE FO
N N
N N
N N
N N
 




 
nên chọn HE HO
N N để tính toán.
Suy ra 1 2 1 2
1HL HL FL FL
K K K K   
 Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Thép 45 tôi cải thiện nên 1.1Hs  , do đó :
   
   
0 1
1 lim1
0 2
2 lim2
1
560 509,09
1,1
1
530 481,81
1,1
HL
H H
H
HL
H H
H
K
MPa
s
K
MPa
s
 
 
   
   
 
   
 1 2 509,09 481,81
495,45
2 2
H H
H MPa
 

 
   

Trang 21
 Ứng suất uốn cho phép :
lim

   
o
F FC
F FL
F
K
K
s
Với 1FCK (do quay 1 chiều), 1.75Fs  – tra bảng 6.2 Tài liệu [1]
   1
441
1 252
1,75
F MPa    và    2
414
1 236,57
1,75
F MPa   
 Ứng suất quá tải cho phép:
  2ax
1 ax 1
2 ax 2
2,8 2,8 450 1260
[ ] 0,8 0,8 580 464
[ ] 0,8 0,8 450 360
H chm
F m ch
F m ch
Mpa
Mpa
Mpa
 
 
 
   
   
   
2.2.2.3. Xác định sơ bộ khoảng cáchtrục:
Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm
Trị số ba đốivới cấp nhanh nhỏ hơn 20… 30% so với cấp chậm nên :
(0,7 0,8) 0,4 0,3ba     , 10,53 ( 1) 0,53 0,3 (4 1) 0,79bd ba u       
 1,05HK   :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng.
Với 0,79bd  tra bảng 6.7 tài liệu [1].
2.2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm
việc:
 



1
1
2 1H mM H
H
w w
TK uZ Z Z
d b u
Trong đó:
 ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(Bảng 6.5 Tài liệu [1]).
 ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu
[1]:
 
)0
0
2cos 2cos(11,67
1,73
sin 2 sin 2 20,44
b
H
t w
Z


  

Với: b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

Trang 22
0 0 0
[ os( ). ]= [ os(20,44 ) (12,43 )]=11,67b tacrtg c tg acrtg c tg   
với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
0
0
w 0
20
= 20,44
os os12,43
t t
tg tg
acrtg acrtg
c c

 

  
    
   
(với t là góc profin
răng và wt là góc ăn khớp)
 Z : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:
- Hệ số trùng khớp doc:
0
w w.sin( ) . .sin( ) 160 0,3 sin(12,43 )
1,31 1
2,5
bab a
m m

  

  
 
    

- Hệ số trùng khớp ngang:
0
1 2
1 1 1 1
[1,88 3,2( )] os =[1,88 3,2( )] os(12,43 ) 1,68
25 100
c c
z z
       
- Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] :
1 1
0,77
1,68
Z

  
 KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: H H H HvK K K K 
- 1,05HK   : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng.
- Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động:
w1 1. 64 1440
4,83( / )
60000 60000
d n
v m s
   
   .
Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động
w
w1
2 2 160
64 ( )
1 4 1m
a
d mm
u

  
 
.
Với 2,5(m/s)<v=4,84(m/s)< 5 (m/s theo bảng 6.13 và bảng 6.14 Tài liệu
[1] dùng cấp chính xác 8 ta chọn 1,09HK  
- Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có:
0 w. . . / 0.002 73 4,83 160 / 4 4,46H H mg v a u      

Trang 23
Với : 0,002H  : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng
6.15 Tài liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]).
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: w1 64d mm
Bề rộng vành răng : w w. 0,3 160 48( )bab a mm    chọn bw = 50(mm)
- 1
2
. . 4,46 50 64
1 1
22957,14 1,05 1
1,27
2. . . 092 ,
H w w
Hv
H H
v b d
K
T K K 
 
 
    

- Vậy . . 1,05 1,09 1,27 1,45H H H HK K K K      
 
 
2
1
2 1
2 22957,14 1,45 4 1274 1.73 0.77
129,62 (1)
64 50 4
H mM H
H
w w m
T K uZ Z Z
d b u
MPa




    
 

 Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=4,83 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác
động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnhbánh răng
da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]:
[ ] [ ]. 495,45 1 0,95 1 470,68 (2)H cx H V R xHZ Z K Mpa      
Như vậy từ (1) và (2) ta có: [ ]H H  , cặp bánh răng đảm bảo độ bền
tiếp xúc.
2.2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Điều kiện bền uồn  12
w1
2 F t F
F F
w n
T Y F K Y Y
b d m
 
  
 Xác định số răng tương đương:
1
1 3 3 0
25
27
cos cos 12,43
v
z
z

   2
2 3 3 0
100
107
cos cos 12,43
v
z
z

  
 Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], K 1,12F  ; theo bảng 6.14 với
v=4,83 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8, K 1,27F 

Trang 24
theo (6.47) tài liệu [1] hệ số
0 w. . . / 0.006 73 4.83 160 / 4 13,38F F mg v a u      
(trong đó 0.006F  theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16.
Do đó theo (6.46)
1
2
. . 13,38 50 64
1 1 1,66
2. . . 2 22957,14 1,12 1,27
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K 
 
    
  
Vậy . . 1,12 1,27 1,66 2,36F F F FK K K K      
 Hệ số dạng răng F
Y theo bảng 6.18 tài liệu [1]
- Đối với bánh dẫn: 1 3,9FY 
- Đối với bánh bị dẫn: 2 3,6FY 
 1 1
0,6
1,68
Y

   : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

0 0
12,43
1 1 0,91
140 140
Y

     : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
 Với m=2,5 mm, YS=1,08 – 0.0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay);
KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:
 1 1[ ] [ ]. . . 252 1 1,022 1 257,5F F R S xFY Y K Mpa      
 2 2[ ] [ ]. . . 236,57 1 1,022 1 241,77F F R S xFY Y K Mpa      
 Độ bền uốn tại chân răng:
-
12
1
w1
1
2 2 22957,14 3,9 2,36 0,6 0,91
50 64 4
18,02 [ ] 257,5
F F
F
w n
F
T Y K Y Y
b d m
Mpa MPa
 


    
 
 
  
- 2
2 1 2
1
3,6
18,02 16,63 [ ] 241,77
3,9
F
F F F
F
Y
MPa MPa
Y
       
2.2.2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Với hệ số quá tải: Kqt= 1,8
 Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

Trang 25
max ax[ ]. 232,67 1,8 312,156 [ ] 1260H H qt H mK MPa MPa       
 Theo (6.49) tài liệu [1]:
- 1max 1 1 ax. 18,02 1.8 32,436 [ ] 464F F qt F mK MPa       
- 2max 1 2 ax. 16,63 1.8 29,934 [ ] 360F F qt F mK MPa MPa       
2.2.2.7. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:
Thông số Gía trị
Khoảng cách trục aw1=160mm
Modul pháp m=2.5mm
Chiều rộng vành răng bw1=50+5=55 và bw2=50
Tỷ số truyền um=4
Góc nghiêng răng β=12.43
Số răng bánh răng z1=25 z2=100
Hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0
Đường kính vòng chia d1=m.z1/cosβ=64 d2=256
Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m=69 da2=261
Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m=57.75 df2=249.75
Góc profin răng 0
20.44t 
Góc ăn khớp 0
w 20.44 

Trang 26
2.3. THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN:
2.3.1. Thông số tính toán:
Thông
số/Trục
Động cơ Trục 1 Trục 2
Trục 3 Trục 4
Công suất
(kW) 3,5319 3,4616 3,359 3,258 3
Tỉ số truyền u 1 4 4 2.25
Moment xoắn
(Nmm) 23423,36 22957,14 89093,54 345752,44 716250
Số vòng quay
(vòng/phút)
1440 1440 360 90 40
2.3.2. Chọn vật liệu trục:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có 600b MPa  , ứng suất xoắn cho phép
[ ] 12...20MPa  .
2.3.3. Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức (10.9) Tài liệu [1], đường kính trục thứ k với k = 1…3
 3 0.2k kd T 
 
 1
331
22957,14
(17,9 21,23)
0.2 0.2 (12 20)
T
d mm

   
 
 
 2
332
89093,54
(28,14 33,36)
0.2 0.2 (12 20)
T
d mm

   
 
 
 3
333
345752,44
(44,21 52,42)
0.2 0.2 (12 20)
T
d mm

   
 
Tra bảng động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động
cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất, loại 3K112S4 2p = 4 :
Đường kính trục động cơ: dđc = 28 mm.
Tra bảng 10.2 Tài liệu [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo
tiêu chuẩn :
Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là
1 (0,8 1,2) (0,8 1,2) 28 (22,4 33,6)( )dcd d mm       nên ta chọn 1 25d mm
Do đó đường kính sơ bộ của trục sẽ là :
1 25d mm ; 2 30d mm ; 3 50d mm

Trang 27
2.3.4. Xác định khoảng cáchgiữa các gốiđỡ và điểm đặt lực:
Dựa vào bảng 10.3 Tài liệu [1] ta được trị số các khoảng cách k1, k2, k3 và hn
 k1 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong
của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
 k2 = 8(mm) - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
 k3 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
 hn = 15(mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông.
Dùng các ký hiệu :
 k - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
 i- số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải
trọng
i = 0 và 1 - các tiết diện trục lắp ổ
i = 2..s - với s là số chi tiết quay
 1k
l - khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
 ki
l - khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
 mki
l - chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục.
 cki
l - khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp
giảm tốc đến gối đỡ.
 ki
b - chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.
Dựa vào bảng 10.4 Tài liệu [1] : Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục,
hình 10.9.
2.3.4.1. Trục 1 :
Chọn sơ bộ chiều dài nữa khớp nối : lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (35÷62,5) = 55(mm)
Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d1 = 25mm : b0 = 17mm
12 12 12 0 30,5( ) 0,5 (55 17) 10 15 61( )c m nl l l b k h mm           
Do chiều rộng bánh răng là bw1 = 55(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh răng
trụ là lm13 = bw1 = 55 (mm).
13 13 0 1 20,5( ) 0,5 (55 17) 10 8 54( )ml l b k k mm         
11 132. 2 54 108( )l l mm   

Trang 28
2.3.4.2. Trục 3
trụ là lm32 = bw4 = 65(mm).
Chọn chiều dài mayo bánh xích:
33 3(1,2 1,5) (1,2 1,5) 55 (60 75) 65( )ml d mm       
32 32 0 1 20.5( ) 0.5 (65 27) 10 8 64( )ml l b k k mm         
31 322. 2 64 128 ( )l l mm   
33 33 0 30.5( ) 0.5 (65 27) 10 15 71( )c m nl l b k h mm         
33 31 33 128 71 199( )cl l l mm    
2.3.4.3. Trục 2:
trụ là lm22 = bw2 = 50(mm).
22 22 0 4 20,5( ) 0,5 (50 19) 12.5 8 54( )ml l b l k mm          với l4=12.5mm
23 11 32 1 0 112 64 10 19 205 ( )l l l k b mm        
21 23 32 205 64 269( )l l l mm     .
23 w2 50 ( )b b mm 

Trang 29
2.3.5. Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:
2.3.5.1. Lực tác dụng lên khớp nối đàn hồi:
Chọn nối trục đàn hồi.
Tđc =23423,36Nmm
Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T] = 125 Nm , D0 =90mm ( xem phần chọn nối
trục).
Lực vòng tác dụng lên vòng trục đàn hồi:
0
23423,32 2
520,
6
52
90
dc
tk
T
F N
D

  
Lực hướng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục:
   0,2 0,3 0,2 0,3 520,52 (104,1 156,2)nt tkF F       N
Chọn Fnt = 150N.
Fnt ngược chiều với lực vòng Ft trên bánh răng.
2.3.5.2. Lực tác dụng lên bộ truyền xích:
Lực vòng: Ft = 2525,89N
7
6 10 / 1.15 2525,89 2904,77r x t xF k F k P zpn N     
Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 400
2.3.5.3. Cặp bánh răng cấp nhanh:
Lực vòng:
1
1 2
w1
2 2 22957,14
717,41
64
t t
T
F F N
d

   
Lực hướng tâm:
0
1 w
1 2 0
717,41 (20,44 )
273,791
cos os(12,43 )
t t
r r
F tga tg
F F N
c
 
   

Trang 30
Lực dọc trục: 0
1 2 1 717,41 (12,43 ) 158,13a a tF F F tg tg N     
2.3.5.4. Cặp bánh răng cấp chậm:
Lực vòng: 2
3 4
w3
2 2 89093,54
2784,17
64
t t
T
F F N
d

   
Lực hướng tâm:
0
3 w
3 4 0
2784,17 (20,44 )
1062,54
cos os(12,43 )
t t
r r
F tga tg
F F N
c
 
   
Lực dọc trục: 0
3 4 3 2784,17 (12,43 ) 613,67a a tF F F tg tg N     
2.3.6. Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các trục:
2.3.6.1. Trục I:
Kích thước chiều dài trục:
Quy các lực về dầm sức bền:

Trang 31
Các lực và momen tác dụng lên trục I:
Ft1 = 717,41 N
Fr1 = 273,79 N
Fa1 = 158,13 N
Fnt = 150 N
T1 = 22957,14 Nmm
Ma1 = w1
1 158,1
64
5060,16
2 2
3a
d
F     Nmm
Tính các phản lực tại gốitựa:
Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A:
Tổng momen tại A theo phương x :
1 1 54 2 54 0A
X a r BYM M F R      
Phản lực tai gối B theo phương đứng:
1 1 54 5060,16 273,79
183,75
2 54 108
54a r
BY
M F
R N
  


    

Phương trình cân bằng lực theo phương y:
  1 0y AY r BYF R F R     
Phản lực tai gối A theo phương đứng:
 1 273,79 183,75 90,04AY r BYR F R N        
Nhận xét : RAY, RBY < 0 => chiều RAY và RBY ngược chiều chọn ban đầu.
Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A:
Tổng momen tại A theo phương y:
161 54 2 54 0A
Y nt t BXM F F R       
Phản lực tai gối B theo phương ngang:
1 54 61 717,41 54 150 61
443,43
2 54 108
t nt
BX
F F
R N
     
  

Phương trình cân bằng lực theo phương x:
  1 0X nt AX t BXF F R F R     
Phản lực tai gối A theo phương ngang:
1 717,41 443,43 150 123,98AX t BX ntR F R F N      

Trang 32
Biểu đồ moment uốn, xoắn:

Trang 33
Tính các momen tương đương tại các tiết diện :
     
2 2 2
2 2 2
11
2 2 2
12
d
2 2 2
13
14
0.75
0 0 0.75 22957,14 19881,47
0 9150 0.75 22957,14 21885,96
9922,5 23945,22 0.75 22957,14 32666,53
0
td x y
td
td
t
td
td
M M M T
M Nmm
M Nmm
M
M Nmm
M
  
     

     
 
     


Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M13
td = 32666,53 Nmm.
Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
13 33
13
32666,53
18,69
0.1[ ] 0.1 50
td
M
d mm

  

Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 3K112S4 có đường
kính dđc = 28 mm nên ta chọn d11 = 28mm
Do đó ta chọn kết cấu trục: 11 28d mm ; 12 14 30d d mm  ; 13 36d mm
 Kiểm tra tại tiêt diện 1-1
 
11
3311
19881,47
15,84
0.1 0.1 50
tdM
d mm

  

< 28mm
 Kiểm tra tại tiết diện 1-2
 
12
3312
21885,96
16,36
0.1 0.1 50
tdM
d

  

mm < 30 mm
Như vậy các đường kính trục vừa chọn thỏa điều kiện.
2.3.6.2. Trục II:

Trang 34
Các lực và momen tác dụng lên trục II:
Ft2 = 717,41 N
Fr2 = 273,79 N
Fa2 = 158,13 N
Ft3 = 2784,14 N
Fr3 = 1062,54 N
Fa3 = 613,67 N
T2 = 89093,54 Nmm
w2
2 2
256
158,13 20240,64
2 2
a a
d
M F     Nmm
w3
3 3 613,
64
19637,467 4
2 2
a a
d
M F     Nmm
2 2 3 354 (54 149.5) (54 149.5 66.5) 0A
x a r a r BYM M F M F R            
2 3 2 354 (54 149.5)
54 149,5 66.5
20240,64 19637,44 273,79 54 1062,54 203.5
270
853,4
a a r r
BY
BY
M M F F
R
R N
      

 
     


  2 3 0y AY r r BYF R F F R      
2 3 273,79 1062,54 853,4 482,93AY r r BYR F F R N      

Trang 35
2 354 (54 149.5) (54 149.5 66.5) 0A
Y t t BxM F F R         
2 354 (54 149,5) 717,41 54 2784,14 203,5
1954,93
54 149,5 66,5 270
t t
BX
F F
R N
        
  
 
2 3 717,41 2784,14 1954,93 111,8AX t t BXR F F R N        
  2 3 0X AX t t BXF R F F R      

Trang 36

Trang 37
     
2 2 2
21
2 2 2
22
d
2 2 2
23
24
0.75
0
26078,22 6037,2 0.75 89093,54 81668,63
56751,1 130002,85 0.75 89093,54 161476,54
0
td x y
td
td
t
td
td
M M M T
M Nmm
M Nmm
M
M Nmm
M
  
 

    
 
    


td =161476,54 Nmm.
23 33
23
161476,54
31,85
0.1[ ] 0.1 50
td
M
d mm

  

Vì tại tiết diện 1-3 lắp bánh răng nên d13 tăng thêm 5%, vậy ta chọn đường kính
trục sao cho 23 33,44d mm >
Do đó ta chọn kết cấu trục: 21 24 30d d mm  ; 22 23 36d d mm 
 
22
3322
81668,63
25,4
0.1 0.1 50
tdM
d mm

  

< 36mm
2.3.6.3. Trục III:

Trang 38
Các lực và momen tác dụng lên trục III:
Ft4 = 2784,17 N
Fr4 = 1062,54 N
Fa4 = 613,67 N
Fx = 2904,77 N
T3 = 345752,44 Nmm
w4
4 4 613,
256
78549,76
2 2
67a a
d
M F     Nmm
4 4 66,5 (66,5 66,5) (66,5 66,5 71) 0A
x a r BY xM M F R F          
4 4 66,5 204 78549,76 1062,54 66,5 2904,77 204
133 133
4396,11
a r x
BY
BY
M F F
R
R N
       
 
 
( RBY ngược chiều chọn).
  4 0y AY r BY xF R F R F      
4 1062,54 ( 4396,11) 2904,77 428,8AY r BY xR F R F N         
4 66,5 (66,5 66,5) 0A
Y t BxM F R     
4 66,5 2784,17 66,5
66,5 66,5 133
1392,085
t
BX
F
R
N
 
   

 

Trang 39
(RBX ngược chiều chọn)
  4 0x AX t BxF R F R     
4 2784,17 ( 1392,09)
1392,08
AX t x BxR F R
N
      
 

Trang 40

Trang 41
     
2 2 2
31
2 2 2
32
d
2 2 2
33
2
34
0,75
0
107064,96 92573,32 0,75 345752,44 331196,8
206238,67 0 0,75 345752,44 363583,49
0.75 345752,44 299430,4
td x y
td
td
t
td
td
M M M T
M Nmm
M Nmm
M
M Nmm
M Nmm
  
 

    
 
    

  
td = 363583,49 Nmm.
13 33
13
363583,49
41,74
0.1[ ] 0.1 50
td
M
d mm

  

Do đó ta chọn kết cấu trục: 11 13 50d d mm  ; 12 55d mm ; 14 45d mm
 
12
3312
331196,8
40,46
0.1 0.1 50
tdM
d mm

  

< 55mm
 
14
3314
299430,4
39,1
0.1 0.1 50
tdM
d mm

  

< 45mm
2.3.7. Chọn và kiểm nghiệm then:
Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có :
Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa
Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 Mpa.
Dựa theo bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then b h theo tiết diện lớn
nhất của trục.
Chọn chiều dài t
l của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo
 5 10m
l mm
Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng
 
2
d d
lv l
T
dl h t
     
2
c c
lv
T
dl b
     

Trang 42
lv t
l l b  : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn
Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết diện then:
Trục
Đường
kính
Mặt
cắt ml tl lvl b h 1t d c T Nmm
I
28 1-1 55 45 37 8 7 4 14,77 5,54 22957,14
36 1-3 55 45 35 10 8 5 12,15 3,64 22957,14
II
36 2-2 50 45 35 10 8 5 47,14 14,14 89093,54
36 2-3 70 60 50 10 8 5 33 9,9 89093,54
III
55 3-2 70 60 44 16 10 6 71,44 17,56 345752,44
45 3-4 75 70 56 14 9 5.5 78,4 19,6 345752,44
Như vậy các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt, nhưng đốivới trục
III ta chọn then bằng hai đầu bằng.
2.3.8. Tính kiểm nghiệm độ bền trục:
2.3.8.1. Độ bền mỏi:
Kết cấu trục vừa thiết kế trên 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
s s
s s
s s
 
 

 

(1)
Với:
 [s] hệ số an toàn cho phép. Thông thường [s] = 1.5 ÷ 2.5 (khi tăng độ cứng:
[s] = 2.5 ÷ 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).
 js , js hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại
tiết diện j.
1
j
dj aj mj
s
K

 

  


 (2)
1
j
dj aj mj
s
K

 

  


 (3)

Trang 43
 1 1,   : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đốixứng của vật liệu
tính theo công thức:
 1 0.436 0.436 600 261.6b MPa       1 10.58 0.58 261.6 151.73 MPa     
 600b MPa  : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa
 , , ,aj mj aj mj    : Ứng suất uốn và xoắn
max min
2
j j
aj
 


 (4)
max min
2
j j
mj
 


 (5)
Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo
chu kì đốixứng max0;
j
mj aj j
j
M
W
     (6)
2 2
j yj xj
M M M  (7)
Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổitheo chu kì mạch động
max
m
02 2
j j
j aj
j
T
W

    (8)
Với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn.
 
2
3
1 1
32
jj
j
bt d td
W
d
 
  (9)
 
2
3
1 1
0
16
jj
j
bt d td
W
d
 
  (10)
Với : j
W và oj
W là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của
trục.
 0,05; 0    : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi, Bảng 10.7 Tài liệu [1]
 , jd j
K K : hệ số

Trang 44
( 1)/ (11)
( 1)/ (12)
x yd j
j x y
K
K K K
K
K K K








  
  
 Hệ số x
K và y
K tra theo bảng 10.8 và 10.9 tài liệu [1]
Các trục được gia công trên máy tiện, tai các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
Ra =2,5 ÷0,63 m , do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng
thái bề mặt gây Kx = 1,06
Không dùng các phương pháp tang bền bề mặt, do đó hệ số tang bền Ky=1
 
 và 
 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục
đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 tài liệu [1]
 K
và K
– hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của
chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tra theo các bảng
10.11; 10.12 và 10.13 tài liệu [1]
Từ công thức (7)(9)(10) ta có Bảng 1:
Tiết
diện
Đường
kính
trục
b x h t1 W W0 M T
1-1 28 8 x 7 4 1826 3981,12 0 22957,14
1-2 30 - - 2650,72 5301,44 9150 22957,14
1-3 36 10 x 8 5 3245,72 7826,16 25919,68 22957,14
1-4 30 - - 2650,72 5301,44 0 0
2-1 30 - - 2650,72 5301,44 0 0
2-2 36 10 x 8 5 3245,72 7826,16 26767,92 89093,54
2-3 36 10 x 8 5 3245,72 7826,16 141850,02 89093,54
2-4 30 - - 2650,72 5301,44 0 0
3-1 50 - - 12271.8 24543,7 0 0
3-2 55 16 x 10 6 14238.4 30572,2 213173.5 345752,44
3-3 50 - - 12271.8 24543,7 318034 345752,44
3-4 45 14 x 9 5.5 4655,49 13601,7 0 0

Trang 45
Từ công thức (4)(5)(6)(8) ta có Bảng 2:
Tiết
diện
aj
 mj

aj
 = mj

1-1 0 0 2,88
1-2 3.45 0 2,17
1-3 7.99 0 1,47
1-4 0 0 0
2-1 0 0 0
2-2 8,25 0 5,69
2-3 43,7 0 5,69
2-4 0 0 0
3-1 0 0 0
3-2 9.94 0 5,65
3-3 44,3 0 7,04
3-4 0 0 12,71
Bảng 3: bảng chỉ số của 
 và 
 đốivới tiết diện trục có rãnh then:
11 13 22 23 32 34
0.88 0.85 0.85 0.85 0.76 0.81
11 13 22 23 32 34
0.81 0.78 0.78 0.78 0.73 0.76
Bảng 4: bảng chỉ số K và K đối với trục có rãnh then cắt bằng dao phay:
11K 13K 22K 23K 32K 34K
1.76 1.76 1.76 1.76 1.76 1.76
11K 13K 22K 23K 32K 34K
1.54 1.54 1.54 1.54 1.54 1.54

Trang 46
Theo công thức (11)(12), ta có Bảng 5:
Tiết
diện
Đường
kính
trục
/K 
 /K 
 dj
K dj
K
Rãnh
then
Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng
1-1 28 2 2,06 1,9 1,64 2,12 1,96
1-2 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7
1-3 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03
1-4 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7
2-1 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7
2-2 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03
2-3 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03
2-4 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7
3-1 50 - 2,52 - 2,03 2,57 2,09
3-2 55 - 2,52 2,11 2,03 2,36 2,17
3-3 50 2,3 2,52 2,03 2,03 2,23 2,09
3-4 45 2,17 2,06 - 1,64 2,58 1,7
Từ công thức (1)(2)(3) ta có Bảng 6: bảng hệ số an toàn.
+ Theo bảng 10.1 1tài liệu [1], ứng với kiểu lắp đã chọn, b
 = 700MPa và đường
kính của tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số /K 
 và /K 
 do lắp căng tại
tiết diện này. Trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị /K 
 để tính d
K
và giá trị lớn hơn trong 2 giá trị /K 
 để tính d
K .
Các hệ số an toàn tính được thỏa điều kiện s s    với [s] = 2 ([s] = 1,5÷2,5). Như
vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục.
Tiết
diện
Đường
kính
trục
s
s
s
1-1 28 - 26,88 26,88
1-2 30 35,77 41,13 27,3
1-3 36 15,44 50,85 14,77
1-4 30 - - -
2-1 30 - - -
2-2 36 14,89 13,14 9,85
2-3 36 2,81 13,14 2,85
2-4 30 - - -
3-1 50 - - -
3-2 55 11,15 12,38 8,29
3-3 50 2,65 9,93 2,56
3-4 45 - 7,02 7,02

Trang 47
2.3.8.2. Độ bền tĩnh:
Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột
ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:
Công thức thực nghiệm có dạng :  2 2
3td     
Trong đó : max
3
0.1
M
d
  max
3
0.2
T
d
    0,8 0,8 340 272( )ch MPa    
Với :
Mmax và Tmax – moment uốn lớn nhất và moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy
hiểm lúc quá tải.
ch - giới hạn chảy của vật liệu trục MPa.
Tiết
diện
Đường
kính
trục
M T   td
1-1 28 0 22957,14 0 5,22 9,04
1-2 30 9150 22957,14 3,39 4,25 8,1
1-3 36 25919,68 22957,14 5,56 2,46 7
1-4 30 0 0 0 0 0
2-1 30 0 0 0 0 0
2-2 36 26767,02 89093,54 5,74 9,55 17,51
2-3 36 141850,02 89093,54 30,4 9,55 34,61
2-4 30 0 0 0 0 0
3-1 50 0 0 0 0 0
3-2 55 141537,01 345752,44 8,51 10,39 19,91
3-3 50 206238,67 345752,44 16,5 13,83 29,1
3-4 45 0 345752,44 0 18,97 32,86
Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền
mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh.

Trang 48
2.4. TÍNH TOÁN CHỌN NỐI TRỤC:
Momen xoắn : T=23423,36 Nmm
Đường kính trục động cơ : dđc= 28mm.
⟹ Ta chọn nối trục vòng đàn hồi
Kích thước vòng đàn hồi:
T,
Nm
d D dm L l d1 D0 z nmax B B1 l1 D3 l2
125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
Kích thước của chốt:
T, Nm dc d1 D2 l l1 l2 l3 h
125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5
Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
    
0 3
2 2 1,5 23423,36
0,5 2 4
4 90 14 28
d d
c
kT
MPa MPa
ZD d l
 
 
    
  
K
Kiểm nghiệm sức bền chốt:
    0
3 3
0
1.5 23423,36 41,5
14,76 60 80
0,1 0,1 14 90 4
u u
c
kTl
Mpa MPa
d D Z
 
 
    
  
K
Với:  2
0 1
15
34 41,5
2 2
l
l l mm     , 1,5k  : hệ số chế độ làm việc.
Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền.

Trang 49
2.5. TÍNH TOÁN Ổ LĂN:
Thời gian làm việc 11520( )hL h
2.5.1. Trục I:
 Số vòng quay 1 1440( / )n v p .
 Tải trọng tác dụng lên các ổ:
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
2 2 2 2
123,98 90,04 153,23R
A AX AYF R R N    
- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
2 2 2 2
443,43 183,75 480R
B BX BYF R R N    
- Lực dọc trục : 1 158,13aF N
Do R R
A BF F :
Ta có : 1 158,13
0.34 0.3
480
a
R
B
F
F
  
 Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp:
Kí hiệu
ổ
d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN)
36206 30 72 16 18,2 13,3
Góc tiếp xúc α=120
 Chọn hệ số e:
- Ta có tỷ số: 3
0
158,13
0.012
13,3 10
aF
C
 

theo bảng 11.4 với α=120 ta chọn
0.3e 
 Chọn hệ số X, Y:
- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.
- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:
. 0.3 153,23 45,97
. 0.3 480 144
R
A A
R
B B
S e F N
S e F N
   
   
.
- Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

Trang 50
AS BS
R
BF
R
AF
1aF
A B
1 1
2 1
144 158,13 14,13
45,97 158,13 204,1
at B a
at A a
F S F N
F S F N
    
    
- Ta có:
1 14,13
0.092
. 1 153,23
at
R
A
F
e
V F
  

nên ta chọn X = 1 và Y = 0.
2 204,1
0.43
. 1 480
at
R
B
F
e
V F
  

nên ta chọn X = 0.45 và Y = 1,81
 Tải trọng quy ước:
- Tại A:      1 1 153,23 0 1 1.3 199,2A r a t dQ XVF YF K K N        
- Tại B:
     0.45 1 480 1,81 158,13 1 1.3 652,88B r a t dQ XVF YF K K N         
Với: 1tK  : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.
1,3K  : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu [1] với
tải trọng va đập nhẹ.
Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.
 Thời gian làm việc:
6 6
60 60 11520 1440
995,33
10 10
hL n
L
 
   (triệu vòng)
 Khả năng tải động tính toán:
 3
652,88 995,33 6518,62m
t BC Q L N    = 6,5 KN
Vì 18,2tC C KN  nên ổ đảm bảo khả năng tải động
 Tuổi thọ của ổ:
36 6 3
10 10 18,2 10
250726,55
60 60 1440 652,88
m
h
C
L h
n Q
   
        

Trang 51
 Kiểm tra tải tĩnh:
 
 
 
0 0 0
0
0
0.5 480 0.47 158,13 314,32
480
480
r a
r
Q X F Y F N
Q F N
Q N
       

 
 
Với ổ đỡ - chặn α=120 ta chọn X0 = 0.5 ; Y0 = 0.47
Như vậy 3
0 0 13,3 10 ( )Q C N   nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
 Số vòng quay tới hạn của ổ:
- Theo bảng 11.7 tài liệu [1] với ổ bi đỡ chặn bôitrơn bằng mỡ:
  5
1.3 10md n  
Suy ra: 5
1 2 3[ ]k / 1.3 10 1 1 0.92 / 46 2543,48th m mn d n k k d       (vg/ph)
Trong đó:
- Đường kính tâm con lăn:  
62 30
46
2 2
m
D d
d mm
 
  
- k1 = 1 – hệ số kích thước (dm ≤ 100mm)
- k2 = 1 – hệ số cỡ ổ ( cỡ ổ nhẹ)
- k3 = 0.9 – hệ số tuổi thọ ( Lh = 11520 giờ)
2.5.2. Trục II:
 Số vòng quay 1 360( / )n v p .
2 2 2 2
111,8 482,93 495,7R
A AX AYF R R N    
2 2 2 2
1954,93 853,4 2133,08R
B BX BYF R R N    
- Lực dọc trục :
2
3
158,13
613,67
a
a
F N
F N



3 2 613,67 158,13 455,54( )a a aF F F N     
Do
R R
A BF F :
Ta có : 1 455,54
0.21 0.3
2133,08
a
R
B
F
F
  

Trang 52
Nhưng do chịu lực dọc trục lớn 455,54( )aF N
 Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ trung:
Kí hiệu
ổ
46306 30 72 19 25,6 18,7
0
455,54
0.024
18,7 10
aF
C
 

theo bảng 11.4 ta chọn 0.34e 
. 0,34 495,7 168,54
. 0,34 2133,08 725,25
R
A A
R
B B
S e F N
S e F N
   
   
.
AS BS
R
BF
R
AF
3 2 452,25a a aF F F N  
A B
1
2
725,23 455,54 269,71
168,54 455,54 624,08
at B a
at A a
F S F N
F S F N
    
    
- Ta có:
1 269,71
0,54
. 1 495,57
at
R
A
F
e
V F
  

2 624,08
0,29
. 1 2133,08
at
R
B
F
e
V F
  

nên ta chọn X = 1 và Y = 0
- Tại A:
     0.45 1 495,7 1,62 455,54 1 1.3 1249,35A r a t dQ XVF YF K K N         

Trang 53
- Tại B:      1 1 2133,08 0 1 1.3 2773,004A r a t dQ XVF YF K K N        
6 6
60 60 11520 360
248,83
10 10
hL n
L
 
 3
2773,004 248,83 17441,54m
t BC Q L N   
36 6 3
10 10 25,6 10
36426,4
60 60 360 42773,004
m
h
C
L h
n Q
   
        
 
 
 
0 0 0
0
0
0.5 2133,08 0.47 455,54 1280,64
2133,08
2133,08
r a
r
Q X F Y F N
Q F N
Q N
       

 
 
Với ổ đỡ - chặn α=120 ta chọn X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47
Như vậy 3
  5
1.3 10md n  
Suy ra:
5
Trong đó:
30 72
51
2 2
m
D d
d mm
 
  

Trang 54
2.5.3. Trục III:
 Số vòng quay 1 90( / )n v p .
2 2 2 2
1392,08 428,8 1456,62R
A AX AYF R R N    
2 2 2 2
1392,085 4396,11 4611,25R
B BX BYF R R N    
- Lực dọc trục : 4 613,67aF N
Do R R
A BF F :
Ta có : 1 613,67
0.13 0.3
4611,25
a
R
B
F
F
  
Nhưng do chịu lực dọc trục lớn 613,67( )aF N
 Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ:
Kí hiệu
ổ
46210 50 90 20 31,08 25,4
0
613,67
0.024
25,4 10
aF
C
 

theo bảng 11.4 ta chọn 0.34e 
. 0,34 1456,62 495,25
. 0,34 4611,26 1567,83
R
A A
R
B B
S e F N
S e F N
   
   
.

Trang 55
AS BS
R
BF
R
AF
3 609,25a aF F N 
A B
1
2
1567,83 613,67 954,16
495,25 613,67 1108,92
at B a
at A a
F S F N
F S F N
    
    
- Ta có:
1 954,16
0.65
. 1 1456,22
at
R
A
F
e
V F
  

2 1108,92
0.24
. 1 4611,26
at
R
B
F
e
V F
  

nên ta chọn X = 1 và Y = 0
- Tại A:
     0.45 1 1456,62 1,62 613,67 1 1.3 2144,51A r a t dQ XVF YF K K N         
- Tại B:      1 1 4611,26 0 1 1.3 5994,64B r a t dQ XVF YF K K N        
6 6
60 60 11520 90
62,21
10 10
hL n
L
 
 3
5994,64 62,81 23752,89m
t BC Q L N   

Trang 56
36 6 3
10 10 31,8 10
27643,83
60 60 90 5994,64
m
h
C
L h
n Q
   
        
 
 
 
0 0 0
0
0
0,5 4611,26 0,47 613,67 2594,05
4611,26
4611,26
r a
r
Q X F Y F N
Q F N
Q N
       

 
 
Với ổ đỡ - chặn α=120 ta chọn X0 = 0.5 ; Y0 = 0.47
Như vậy 3
  5
1.3 10md n  
Suy ra:
5
Trong đó:
50 90
70
2 2
m
D d
d mm
 
  

Trang 57
PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT
PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP
3.1. CHỌN THÂN MÁY:
3.1.1. Yêu cầu:
- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.
- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32.
- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …
- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp
có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế
- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầu
lõm xuống.
3.1.2. Xác định kích thước vỏ hộp:
1. Chiều dày:
- Thân hộp:  = 10 mm
- Nắp hộp: 1 = 9 mm
- Gân tăng cứng: e = 8 mm
2. Đường kính bulông :
- Bulông nền: d1 = 18 mm
- Bulông cạnh ổ: d2 = 14 mm
- Bulông ghép bíchnắp và thân: d3 = 12 mm
- Vít ghép nắp ổ: d4 = 8mm
- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 =8 mm
3. Mặt bíchchiều dài nắp và thân:
- Chiều dày bíchthân hộp: S3 =18 mm
- Chiều dày bíchnắp hộp : S4 = 18 mm
- Bề rộng bíchnắp và thân: K3 = 42 mm
4. Kích thước gối trục:

Trang 58
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = 45 mm
- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 19 mm, C = 62 mm
+ Trục 1:
- Đường kính ngoài D3 =90mm
- Đường kính tâm lỗ vít D2 = 75 mm
+ Trục 2:
- Đường kính ngoài D3 = 115mm
- Đường kính tâm lỗ vít D2 = 90 mm
+ Trục 3:
- Đường kính ngoài D3 = 170mm
- Đuờng kính tâm tâm lỗ vít D2 = 140mm
5. Mặt đế hộp:
- Chiều dày: S1 = 25 mm, S2 =18 mm
- Bề rộng mặt đế hộp: K1=54 mm, q=70mm
-Chiều cao h=14mm
6. Khe hở giữa các chi tiết:
- Bánh răng với thành trong hộp:  = 8 mm
- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: 1 = 24 mm
7. Số lượng bulông nền Z = 6
 Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít
Trục D D2 D3
I 62 75 90
II 72 90 115
III 90 110 135
3.2. CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP:
3.2.1. Chốt định vị:
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ
trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm

Trang 59
bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp
ghép, dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến
dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại
trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau:
d c l
6 1 30
3.2.2. Nắp ổ:
- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài.
- Làm bằng vật liệu GX14-32.
- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 tài liệu [1]:
Trục D D2 D3 D4 H d4 z
I 62 75 90 52 8 M6 4
II 72 90 115 65 10 M8 6
III 90 110 135 85 12 M8 4
3.2.3. Cửa thăm:
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu
vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp.
Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng
18-5 [1] như sau:
d
L
0
d1
cx45

Trang 60
A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 130 87 12 M8 x 22 4
3.2.4. Nút thông hơi:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không
khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi
được lắp trên nắp cửa thăm.
Kích thước nút thông hơi (tra bảng 18-6 [1]):
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27
x2
15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
3.2.5. Nút tháo dầu:
- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi và
do hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu
cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo
dầu.
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-8 tài liệu [1] (nút
tháo dầu tru) như sau:
d b m f L c q D S D
M 20 x 2 15 9 3 28 2.5 17.8 30 22 25.4
0

Trang 61
3.2.6. Que thăm dầu:
- Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.
Que thăm dầu
3.2.7. Vòng móc:
- Dùng để di chuyển hộp giảm tốc một cách dễ dàng.
- Chiều dày: S=(2÷3)δ=20 mm.
- Đường kính lỗ vòng móc: d=(3÷4) δ=30 mm
3.2.8. Vít táchnắp và thân hộp giảm tốc:
Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M14x30
3.3. CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC:
3.3.1. Vòng phớt:
Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi
bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ. Những chất này
làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ. Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu
chảy ra ngoài. Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt.
Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng.
Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ
nhám cao.

Trang 62
Vòng phớt
3.3.2. Vòng chắn dầu:
Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.
3.4. BẢNG TỔNG KẾT BULONG:
Dựa theo bảng Phụ lục sáchVẽ Cơ Khí tâp 1, Trần Hữu Quế
 Bu long nền: d1=18.
 Bu lông cạnh ổ: d2=14
 Bu long ghép bíchnắp và thân: d3=12
 Vít ghép nắp ổ: d4=8
 Vít ghép nắp cửa thăm: d5=8
4. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP:
Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta
chọn các kiểu lắp ghép sau:
4.1. Dung sai ổ lăn:
Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp
trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó, ta
phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ
(trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều).
Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống
lỗ. Để ổ có thể di chuển dọc trục khi nhiệt đô tăng trong quá trình làm việc,
ta chọn kiểu lắp trung gian H7.
4.2. Lắp ghép bánh răng trên trục:
Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn
kiểu lắp ghép H7/k6.

Trang 63
4.3. Lắp ghép nắp ổ và thân hộp:
Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọnkiểu lắp lỏng H7/e8.
4.4. Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục:
Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6
4.5. Lắp chốt định vị:
Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.
4.6. Lăp ghép then:
Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là
Js9/h8.
Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.
Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.
BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP
Chi tiết Kích
thước
(mm)
Mối
ghép
ES
(µm)
EI
(µm)
es
(µm)
ei
(µm)
Bánh răng trục I 40 H7/k6 +25 0 +18 +2
Bánh răng trục II 36 H7/k6 +25 0 +18 +2
Bánh răng trục III 55 H7/k6 +30 0 +21 +2
D Ổ bi đỡ chặn
Trục I 62 H7/h6 +30 0 0 -19
Trục II 72 H7/h6 +30 0 0 -19
Trục III 90 H7/h6 +35 0 0 -22
d
Trục I 30 H7/k6 +21 0 +15 +2
Trục II 30 H7/k6 +21 0 +15 +2
Trục III 50 H7/k6 +25 0 +15 +2

Trang 64
bxh Then
Trục I
8x7 P9/h8 -15 -51 0 -22
10x8 P9/h8 -15 -51 0 -22
Trục II
10x8 P9/h8 -15 -51 0 -22
10x8 P9/h8 -15 -51 0 -22
Trục III
16x10 P9/h8 -18 -61 0 -27
14x9 P9/h8 -18 -61 0 -27
Then(Bánh răng-Bánh xích-Nối trục)
Nối trục 8x7 Js9/h8 +18 -18 0 -22
Bánh răng I 10x8 Js9/h8 +18 -18 0 -22
Bánh răng II 10x8 Js9/h8 +18 -18 0 -22
Bánh răng III 10x8 Js9/h8 +18 -18 0 -22
Bánh răng IV 16x10 Js9/h8 +21 -21 0 -27
Đĩa xích 14x9 Js9/h8 +21 -21 0 -27
Chốt định vị D=6 P7/h6 -8 -20 0 -8
Vòng chắn dầu trục I 35 H7/js6 +21 0 +6.5 -6.5
Vòng chắn dầu trục II 35 H7/js6 +21 0 +6.5 -6.5
Vòng chắn dầu trục III 50 H7/js6 +25 0 +8 -8
Vòng phớt trục I 40 H7/js6 +21 0 +6.5 -6.5
Vòng phớt trục III 55 H7/js6 +25 0 +8 -8
Nắp bích ổ lăn trục I 62 H7/h6 +30 0 0 -19
Nắp bích ổ lăn trục II 72 H7/h6 +30 0 0 -19
Nắp bích ổ lăn trục III 90 H7/h6 +35 0 0 -22
Nắp cửa thăm- nắp
hộp
150 H8/h7 +63 0 0 -40

Trang 65
KẾT LUẬN
Qua thời gian làm đồ án môn học, em đã nắm vững hơn về cách phân tích,
đặt vấn đề cho một bài toán thiết kế.
Vì đặc trưng nghiên cứu của môn học là tính hệ thống dẫn động thùng trộn
nên qua đó giúp cho em có cách xử lý sát thực hơn và biết cách kết hợp với
những kiến thức đã được học để tính toán và chọn ra phương án cho thiết kế.
Dù đã cố gắng hoàn thành đồ án này và có sự hướng dẫn rất cụ thể của quý
thầy khoa Cơ khí nhưng do hiểu biết còn hạn chế và chưa có kinh nghiệm thực
tiễn nên chắc chắn đồ án này còn có nhiều thiếu sót và bất cập. Vì vậy, em rất
mong sự sửa chữa và đóng góp ý kiến của quý thầy cô để em được rút kinh
nghiệm và bổ sung thêm kiến thức cho các đồ án khác hay luận văn tốt nghiệp
và công việc sau này.
Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của quý thầy khoa Cơ khí và sự hướng
dẫn tận tình của thầy Thân Trọng Khánh Đạt.
Sinh viên thực hiện

Trang 66
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1–
Nhà xuất bản giáo dục.
[2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí – Tập 2–
Nhà xuất bản giáo dục.
[3] Nguyễn Hữu Lộc:Cơ sở thiết kế máy– Nhà xuất bản Đại học Quốc Gia
TP.Hồ Chí Minh.

Luận văn: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HAY, 9đ

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Luận văn: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HAY, 9đ

Similar to Luận văn: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HAY, 9đ (20)

More from Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO: 0909232620

More from Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO: 0909232620 (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Luận văn: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn, HAY, 9đ