Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít, HAY, 9đ

GVHD: HỒ THỊ MỸ NỮ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
SVTH: PHẠM QUANG KIÊN Trang 1
BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ
--------------------
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤC VÍT
Chuyên ngành : CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO MÁY
GVHD: Hồ Thị Mỹ Nữ
SVTH: Phạm Quang Kiên
MSSV: 2003100006`
LỚP: 01DHCK
NĂM HỌC: 2010-2014
TP. HỒ CHÍ MINH, tháng 01 năm 2013

NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
.........................................................................................................................................................
.........................................................................................................................................................
.......................................................................................................................................................
.........................................................................................................................................................
.........................................................................................................................................................
.........................................................................................................................................................
.........................................................................................................................................................
ĐIỂM: Tp.HCM, Ngày……tháng……năm 2013
KÝ TÊN

NHẬN XÉT CỦA HỘI ĐỒNG
______
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................
..............................................................................................

MỤC LỤC
LỜI CẢM ƠN .....................................................................................................................5
Yêu cầu đồ án ....................................................................................................................6
I. TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG......................................................................7
1. Chọn động cơ.............................................................................................................7
2. Phân phối tỉ số truyền...............................................................................................8
3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục .................................9
II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY ............................................................ 10
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng................................................................................ 10
2. Thiết kế bộ truyền trục vít ..................................................................................... 22
3. Thiết kế bộ truyền ngoài........................................................................................ 27
III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI................................... 31
1. Sơ đồ phân tích lực chung..................................................................................... 31
2. Thiết kế trục ............................................................................................................ 32
3. Chọn then ................................................................................................................ 50
4. Chọn ổ lăn............................................................................................................... 51
5. Chọn khớp nối......................................................................................................... 58
IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT
KHÁC............................................................................................................................... 59
1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc ..................................................................... 59
2. Một số chi tiết khác................................................................................................. 61
V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP ........................................................... 63
1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp......................................................................... 63
2. Bôi trơn ổ lăn.......................................................................................................... 63
3. Điều chỉnh ăn khớp................................................................................................ 64
VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP............................................ 65
TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................... 66

LỜI CẢM ƠN
Trong nền kinh tế hiện nay ngành công nghiệp phát triền mạnh.Công nghiệp
hóa hiện đại hóa nền kinh tế.Trong đó ngành cơ khí được xem là ngành chủ lực của
nền công nghiệp.
Đối với sinh ngành cơ khí sau khi ra trường được trang bị đầy đủ kiến thức
để góp phần vào xây dựng nền kinh tế nước nhà ngày càng phát triển mạnh.Nhất là
ngành công nghiệp, trong xu thế công nghiệp hóa hiện đại hóa như hiện nay.
Đối với em là sinh viên khoa cơ khí trường Đại Học Công Nghiệp Thực
Phẩm TP.Hồ Chí Minh. Đã và đang học tập tại trường. Được sự tận tình chỉ bảo của
các thầy cô giáo trong khoa,cung cấp cho em nhiều kiến thức để khi ra trường có
thể áp dụng vào công việc thực tiễn góp một phần vào sự phát triển của nền công
nghiệp nước ta.
Trong quá trình học tập tại trường, em được nghiên cứu nhiều môn học, từ lý
thuyết đến thực hành.Trong đó có môn ‘Đồ Án Chi Tiết Máy’.Là một môn quan
trọng của ngành cơ khí mà mỗi sinh viên cơ khí ai cũng phải làm.
Đối với riêng cá nhân em, khi nhận được đề tài đồ án chi tiết máy:
“ Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít ”. Còn gặp rất nhiều khó khăn
bước đầu nhưng được sự tận tình chỉ bảo của các thầy cô trong khoa, giúp em tự tin
hơn để hoàn thành đồ án một cách tốt nhất.Trong đó có cô Hồ Thị Mỹ Nữ là giáo
viên hướng dẫn cho em làm đồ án chi tiết máy. Được sự hướng dẫn tận tình của cô
đã giúp em có được vốn kiến thức để hoàn thành đồ án một cách tốt nhât.
Qua thời gian làm việc cùng cô Hồ Thị Mỹ Nữ em thấy kiến thức chuyên
ngành cơ khí của mình được cải thiện lên rất nhiều.
Tuy nhiên đây là lần đầu được tính toán thiết kế nên vẫn còn những điểm
thiếu sót, em mong được sự giúp đỡ và góp ý của các thầy cô để kiến thức của em
được cải thiện tốt hơn.
Em xin chân thành cảm ơn sự tận tình giúp đỡ của cô Hồ Thị Mỹ Nữ để em được
hoàn thành tốt môn học này.
Phạm Quang Kiên

Yêu cầu đồ án:
I. Thiết kế một hệ thống truyền động dựa trên các kiến thức đã học:
- Tính toán công suất, số vòng quay, tỉ số truyền
- Tính toán các bộ truyền
- Phân tích lực, tính toán độ bền trục, then, lựa chọn dạng ổ thích hợp
II. Tập thuyết minh, 1 bản vẽ A0 + 1 bản vẽ A3 thực hiện trên AutoCAD.
Thời gian làm việc 3 ca, tải trọng như hình vẽ
Các thông số đã cho: P = 4,3(kW)
n = 27(v/p)
Thời gian làm việc : Lh= 16000h
Làm việc : 3 ca
Sơ đồ phân bố tải trọng

I . TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
1.Chọn động cơ
a. Chọn hiệu suất của hệ thống
 Hiệu suất truyền động :
𝜂 = 𝜂 𝑘𝑛 𝜂 𝑏𝑟 𝜂 𝑡𝑣 𝜂 𝑥 𝜂 𝑜𝑙
4
= 0,99.0,96.0,82.0.9.0,994
= 0,67
+ Với
𝜂 𝑘𝑛 = 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi
𝜂 𝑏𝑟 = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng
𝜂 𝑡𝑣 = 0,82 : Hiệu suất bộ truyền trục vít ( z1=2 )
𝜂 𝑥 = 0,9 : Hiệu suất bộ truyền xích để hở
𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn
b. Tính công suất cần thiết
 Công suất tính toán

𝑃𝑡 = 𝑃𝑡𝑑 = 𝑃
√
(
𝑇1
𝑇
)
2
𝑡1 + (
𝑇2
𝑇
)
2
𝑡2 + (
𝑇3
𝑇
)
2
𝑡3
𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3
= 4.3
√(
𝑇
𝑇
)
2
0,2𝑡 + (
0,9𝑇
𝑇
)
2
0,5𝑡 + (
0,7𝑇
𝑇
)
2
0,3𝑡
0,2𝑡 + 0,5𝑡 + 0,3𝑡
= 3,73(𝑘𝑊)
 Công suất cần thiết
𝑃𝑐𝑡 =
𝑃𝑡
𝜂
=
3.73
0,67
= 5,57 (𝑘𝑊 )
c. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
 Số vòng quay trên trục công tác 𝑛 𝑐𝑡 = 27(vòng/phút)
 Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống (tra bảng 2.4, trang 21,sách (1))
𝑢 𝑐ℎ = 𝑢ℎ 𝑢 𝑥 =60. 2= 120
uh là tỉ số truyền của HGT bánh răng trục vít uh=6090
-ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích : ux=25
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ
𝑛 𝑠𝑏 = 𝑛 𝑐𝑡.𝑢 𝑠𝑏 = 27.120 = 3240 (vòng/phút)
- Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ 𝑛 𝑠𝑏 = 3000 ( vòng/ phút )
d. Chọn động cơ điện
 Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn :
 {
𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 = 5,57 (kW)
𝑛đ𝑐 ≈ 𝑛 𝑠𝑏 = 3000(vòng/phút)
 Tra bảng P.13 trang 236, Tài liệu (1) ta chọn
 Động cơ 4A112M2Y3{
𝑃đ𝑐 = 7,5 (kW)
𝑛đ𝑐 = 2922 (vòng/phút)
2. Phân phối tỉ số truyền
 Tỷ số truyền chung của hệ chuyển động
𝑢 𝑐ℎ =
𝑛đ𝑐
𝑛 𝑐𝑡
=
2922
27
= 108

- Ta có : uch = uh . ux ( 1)
- Tỉ số truyền của bộ truyền xích chọn sơ bộ: 𝑢 𝑥 = 2,5 (tra bảng 2.4, trang
21,sách [1] )
𝑢 𝑏𝑟 =
𝑢 𝑐ℎ
𝑢 𝑥
=
108
2,5
= 43,2
𝑢 𝑏𝑟 =
𝑢 𝑐ℎ
𝑢 𝑥 𝑢 𝑡𝑣
=
108
2,5.20
= 2,16
- Mà .u u utvh br
 (2)
Để chọn ubr ta dựa vào hình 3.25[1] ( trang 48) . Vì là cặp bánh răng thẳng nên ta
chọn C = 0,9. Dựa vào uh = 43,2 , gióng lên ta có ubr = 2 . Thay lại công thức ( 2) ta
được:
𝑢 𝑡𝑣 =
𝑢ℎ
𝑢 𝑏𝑟
=
43,2
2
= 21,6
- Ta chọn utv = 22, uh = 45
- Thay vào công thức (1) ta có tỉ số truyền của xích
𝑢 𝑥 =
108
45
= 2,4
3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
a. Phân phối công suất trên các trục
𝑃3 =
𝑃𝑙𝑣
𝜂 𝑜𝑙 𝜂 𝑥
=
4,3
0,99.0,9
= 4,826(𝑘𝑊)
𝑃2 =
𝑃3
𝜂 𝑜𝑙 𝜂 𝑡𝑣
=
4,826
0,99.0,82
= 5,945(𝑘𝑊)
𝑃1 =
𝑃2
𝜂 𝑜𝑙 𝜂 𝑏𝑟
=
5,945
0,99.0,96
= 6,255(𝑘𝑊)
𝑃đ𝑐 =
𝑃1
𝜂 𝑜𝑙 𝜂 𝑘𝑛
=
5,425
0,99.0,99
= 6,382(𝑘𝑊)
b. Tính toán số vòng quay trên các trục
𝑛1 = 𝑛đ𝑐 = 2922 (vòng/phút)

𝑛2 =
𝑛1
𝑢 𝑏𝑟
=
2922
2,16
= 1352,778 (vòng/phút)
𝑛3 =
𝑛2
𝑢 𝑡𝑣
=
1352,778
22
= 61,49 (vòng/phút)
𝑛4 =
𝑛3
𝑢 𝑥
=
61,49
2,4
= 25,62 (vòng/phút)
c. Tính toán Momen xoắn trên các trục
𝑇đ𝑐 = 9,55. 106
𝑃đ𝑐
𝑛đ𝑐
= 9,55. 106
6,382
2922
= 20858,35(𝑁𝑚𝑚)
𝑇1 = 9,55.106
𝑃1
𝑛1
= 9,55.106
6,255
2922
= 20443,28 (𝑁𝑚𝑚)
𝑇2 = 9,55.106
𝑃2
𝑛2
= 9,55.106
5,945
1352,778
= 41969 (𝑁𝑚𝑚)
𝑇3 = 9,55.106
𝑃3
𝑛3
= 9,55.106
4,826
30,062
= 1385506,48 (𝑁𝑚𝑚)
𝑇𝑐𝑡 = 9,55.106
𝑃𝑙𝑣
𝑛 𝑙𝑣
= 9,55.106
4,3
27
= 1512962,96 (𝑁𝑚𝑚)
d. Bảng thông số kĩ thuật
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất
P (kW) 6,382 6,255 5,945 4,826 4,3
Tỷ số
truyền u
1 2 22 2,4
Số vòng
quay n
(vòng/phút)
2922 2922 1352,778 61,49 25,62
Momen
xoắn T
(Nmm)
20858,35 20443,28 41969 1385506,48 1512962,96
II. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
1. Thiết kế bộ truyền bánh răng

Các thông số bộ truyền bánh răng
u1 = 2
P1 = 6,255 kW
P2 = 5,945 kW
n1 = 2922 vòng/phút, n2 = 1352,778 vòng/phút
T1 = 20443,28 N.mm, T2 = 41969 N.mm
a. Chọn vật liệu:
- Vì công suất trên bánh dẫn P1 = 6,255 không quá lớn . Do không có yêu cầu gì
đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, thuận tiện trong việc gia
công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau
Với )1510(21  HBHB
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh răng nhỏ ( bánh 1 ) : HB1 = 241…285 có
𝜎 𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑐ℎ1 = 580 𝑀𝑃𝑎
Chọn HB1=250
Bánh răng lớn ( bánh 2 ) : HB2 = 192…240
𝜎 𝑏 = 750 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑐ℎ2 = 450 𝑀𝑃𝑎
Chọn HB2=235
b. Ứng suất cho phép
 .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
Theo công thức 6.1 và 6.2[1]
HLxHvRHHH KKZZS ...).(][ lim
0
 
FLFCxFsRFFF KKKYYS ...).(][ lim
0
 
Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Zv - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng

YS –hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong tính thiết kế, ta lấy sơ bộ
1..
1..


xFSR
xHVR
KYY
KZZ
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1
Vậy các công thức trên trở thành .
[σH]= (σHlim
0 /sH). KHL (6.1)
[σF]=( σFlim
0/sF). KFL (6.2)
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [1] ta có :
σHlim
0 = 2.HB+70 , sH = 1,1
σFlim
0 =1,8.HB , sF =1,75
lim
0
lim
0
; FH  -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu
kì cơ sở
Ta có
)(57070250.270.2 1lim
0
lim
0
31 MPaHBHH  
)(450250.8,1.8,1 1lim
0
lim
0
31 MPaHBFF  
)(54070235.270.2 2lim
0
lim
0
42 MPaHBHH  
)(423235.8,1.8,1 2lim
0
lim
0
42 MPaHBFF   .
KHL, KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4[1]:
Hm
HE
HO
HL
N
N
K 
Fm
FE
FO
FL
N
N
K 

mH, mF - bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6.
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2
.30 HBHNHO 
 .10.71,1250.30 74,2
1
HON
.10.47,1235.30 74,2
2
HON
NFO = 4.106. ( Đối với tất cả các thép )
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
Từ công thức 6.7[1]
 





 ii
i
HE tn
T
T
cN .60
3
max
c - số lần ăn khớp trong một vòng quay (c =1)
ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i
ti - thời gian làm việc ở chế độ thứ i
Ih= ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=16000h
 





 ii
i
HE tn
T
T
cN .60
3
max
Ta có n1 = 2922( vòng/phút ) , n2 = 1352,778( vòng/phút ) .
𝑁 𝐻𝐸2 = 60.1
2922
22
. 16000.[13
.0,2 + 0,93
.0,5 + 0,73
0,3] = 8,51.107
𝑁 𝐻𝐸2
≥ 𝑁 𝐻𝑂2
= 1,626.107
 𝐾 𝐻𝐿2
= 1
Mà 𝑁 𝐻𝐸1
= 𝑁 𝐻𝐸2
. 𝑢1 = 3,94. 107
. 2 = 7,88. 107
𝑁 𝐻𝐸1
≥ 𝑁 𝐻𝑂1
= 1,71.107

 𝐾 𝐻𝐿1
= 1
Từ công thức 6.1[1] ta có:
[ 𝛿 𝐻1
] =
570
1,1
= 518,2 [ 𝑀𝑝𝑎]
[ 𝛿 𝐻2
] =
540
1,1
= 490,9 [ 𝑀𝑝𝑎]
Do bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng
→ [σH]= min [ [σH1], [σH2] ] = 490,9 (MPa).
Do tải trọng thay đổi :
Từ công thức 6.8[1]
 





 ii
i
FE tn
T
T
cN .60
6
max
Ta có c =1, n1 = 2992 (v/ph) ≥ n2→ NFE1 ≥ NFE2
𝑁𝐹𝐸2 = 60.1
2922
22
.16000.[16
.0,2 + 0,96
.0,5 + 0,76
. 0,3] = 6,39. 107
𝑁𝐹𝐸2
≥ 𝑁 𝐹𝑂2
= 4. 106
 𝐾 𝐹𝐿2
= 1
𝑁𝐹𝐸1
≥ 𝑁𝐹𝐸2
≥ 𝑁 𝐹𝑂2
= 4.106.
 𝐾 𝐹𝐿1
= 1
[ 𝛿 𝐹1
] =
450
1,75
= 257,1 [ 𝑀𝑝𝑎]
[ 𝛿 𝐹2
] =
423
1,75
= 241,7 [ 𝑀𝑝𝑎]
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Theo công thức 6.13[1]
chH  .8,2][ max 

][1260450.8,2][][
][1624580.8,2][][
max4max2
max3max1
MPa
MPa
HH
HH




.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
][ F 1max= ][ F 3max=0,8 ch1=0,8.580=464 MPa
][ F 2max= ][ F 4max=0,8 ch2=0,8.450=360 MPa
Xác định các thông số của bộ truyền
Các thông số cơ bản của bộ truyền.
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a[1] ta có:
𝑎 𝑤 = 𝐾 𝑎.(𝑢 + 1)√
𝑇1. 𝐾 𝐻𝛽
[ 𝜎 𝐻
]2. 𝑢. ba
3
Với Ka : Hệ số phụ thuộc vật liệu
Theo bảng 6.5[1], ta có Ka = 49,5
ba , Theo bảng 6.6[1] tacó ba =0,4.
Theo công thức 6.16[1] ta có  153,0  ubabd 
= 0,53.0,4.( 2 +1) = 0,636
HK : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7[1], với bd =0,636  HK = 1,03
Thay vào công thức 6.15a ta có
𝑎 𝑤 = 49,5 (2 + 1). √
20443,28.1,03
490,9 2.2.0,4
3
𝑎 𝑤 = 70,95 mm
Lấy aw = 80 mm ( Theo TC SEV229-75 sách [1] trang 99)
 Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1:

𝑑 𝑤1 =
2𝑎 𝑤
𝑢1 + 1
=
2.80
2 + 1
= 53,33 (𝑚𝑚)
 Các thông số ăn khớp.
 Xác định môđum
m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).80 = 0,8 ÷ 1,6
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8[1] ta chọn m = 1,5
 Xác định số răng
Số răng bánh nhỏ là:
𝑧1 =
2𝑎 𝑤
𝑚( 𝑢 + 1 )
=
2.80
1,5.(2 + 1)
= 35,56 mm
Chọn z1 = 35
z2 = u.z1 = 2.35 = 70
Số răng tổng : Zt = z1 + z2 = 35 + 70 =105 răng
 Xác định đường kính chia
𝑑1 =
𝑚𝑧1
cos 𝛽
=
1,5.35
𝑐𝑜𝑠0
= 52,5 𝑚𝑚
𝑑2 =
𝑚𝑧2
cos 𝛽
=
1,5.70
cos 0
= 105𝑚𝑚
 Xác định đường kính đỉnh răng
𝑑 𝑎1 = 𝑑1 + 2( 1 + 𝑥1 − ∆𝑦) 𝑚 = 52,5 + 2( 1 + 0 − 0). 1,5 = 55,5𝑚𝑚
𝑑 𝑎2 = 𝑑2 + 2( 1 + 𝑥2 − ∆𝑦) 𝑚 = 105 + 2( 1 + 0 − 0). 1,5 = 108𝑚𝑚
 Xác định đường kính đáy răng
𝑑 𝑓1 = 𝑑1 − ( 2,5 − 2𝑥1
) 𝑚 = 52,5 − (2,5 − 0). 1,5 = 48,75𝑚𝑚
𝑑 𝑓2 = 𝑑2 − ( 2,5 − 2𝑥2
) 𝑚 = 105 − (2,5 − 0). 1,5 = 101,25𝑚𝑚
 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
𝜎 𝐻 = 𝑍 𝑀 𝑍 𝐻 𝑍𝜀 √
2𝑇1 𝐾 𝐻(𝑢 ± 1)
𝑏 𝑤 𝑢𝑑 𝑤
2 ≤ [ 𝜎 𝐻
]

Trong đó : ZM : Hệ số cơ tính của vật liệu . Tra bảng 6.5[1] ta có :
Vật liệu là thép có ZM = 274 MPa1/3
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
ZH = √
2 cos βb
sin 2atw
b - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở ( Bánh răng thẳng )
Với : tan βb = cos at .tan β = 0 ( do β = 0)
∝tw= arc cos (a.
cos ∝t
aw
) ( bảng 6.11[1])
Với ∝t= arctan(tan ∝ / cos β) = arctan(tan 20° / cos 0°) = 20°
( ∝ = 20°vì theo TCVN 1065-71 , bảng 6.11[1])
𝑑 𝑏1 = 𝑑1 cos ∝ = 52,5.cos 20 = 49,33𝑚𝑚
𝑑 𝑏2 = 𝑑2 cos ∝ = 105.cos 20 = 98,67𝑚𝑚
- Khoảng cách trục chia
a = 0,5m(z1 + z2
) = 0,5.1,5.(35 + 70) = 78,75mm
 ∝tw= arc cos(78,75. cos 20/80) = 22°20′
ZH = √
2 cos βb
sin 2 ∝tw
= √
2. cos 0
sin 2.22°20′
= 1,687
𝑍𝜀 :ℎệ số sự trùng khớp của răng
𝑍𝜀 = √
4 − 𝜀 𝑎
3
Với : ( theo công thức 6.38b[1])
𝜀 𝑎 = [1,88 − 3,2.(
1
𝑧1
+
1
𝑧2
)] . cos 𝛽 = [1,88 − 3,2 (
1
35
+
1
70
) cos 0] = 1,7429
Suy ra :

𝑍𝜀 = √
4 − 𝜀 𝑎
3
= √
4 − 1,7429
3
= 0,867
KH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Theo công thức 6.39[1] :
𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝛼 𝐾 𝐻𝑣
HK : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7[1], với bd = 0,636  HK = 1,03
𝐾 𝐻𝛼 : Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng 𝐾 𝐻𝛼=1
- Vận tốc vòng :
𝑣 =
𝜋𝑑 𝑤1 𝑛1
60000
=
3,14.53,33.1445
60000
= 4,033( 𝑚
𝑠⁄ )
→ 𝑐ℎọ𝑛 𝑐ấ𝑝 𝑐ℎí𝑛ℎ 𝑥á𝑐 8
𝐾 𝐻𝑣: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp
𝐾 𝐻𝑣 = 1 +
𝑣 𝐻 𝑏 𝑤 𝑑 𝑤1
2𝑇1 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝛼
( 𝑐ô𝑛𝑔 𝑡ℎứ𝑐 6.41[1])
Trong đó :
𝑣 𝐻 = 𝜎 𝐻. 𝑔0. 𝑣. √
𝑎 𝑤
𝑢
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có :
𝜎 𝐻 = 0,006
𝑔0 = 56
Suy ra :
𝑣 𝐻 = 𝜎 𝐻. 𝑔0. 𝑣.√
𝑎 𝑤
𝑢
= 0,006.56.4,033. √
80
2
= 8,57 ≤ 𝑣 𝑚𝑎𝑥 = 380
( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1])
bw : chiều rộng vành răng
𝑏 𝑤 = 𝑎 𝑤  𝑏𝑎
= 80. 0,4 = 32mm

𝐾 𝐻𝑣 = 1 +
8,57.32.53,33
2.20443,28.1,03.1
= 1,35
 KH = 1,03.1.1,35 = 1,39
Theo công thức 6.33
𝜎 𝐻 = 274.1,687.0,867.√
2.20443,28.1,39.(2 + 1)
32.2.53,332
= 387,87 𝑀𝑃𝑎
 Tính ứng suất tiếp xúc cho phép
    XHRvHH ZZZ 
RZ : hệ số xét đến nhám bề mặt răng
Cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ÷ 1,25 μm
Tra bảng ta được RZ = 0,95
Zv = 0,85.v0,1 = 0,85. 4,0330,1 = 0,977
Ta có :
𝑑 𝑎1 = 55,5 < 𝑑 𝑎2 = 108𝑚𝑚 < 700𝑚𝑚 ( Trang 91[1] )
 ZxH = 1
 [ 𝜎 𝐻
] = 490,9.0,977.0.95.1 = 455,63 > 𝜎 𝐻 = 387,87 Mpa
Vật liệu làm bánh răng thỏa điều kiện về tiếp xúc .
 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng : Công thức 6.43[1]
𝜎 𝐹1 =
2𝑇1 𝐾 𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1
𝑏 𝑤 𝑑 𝑤1 𝑚
≤ [ 𝜎 𝐹1
]
Với : 𝑌𝜀 =
1
𝜀 𝛼
=
1
1,7429
= 0,574
Vì là bánh răng thẳng nên 𝑌𝛽 = 1
Dựa vào bảng 6.18[1] với zv1 = 35 , zv2 = 70 ta có
YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,61
Với : 𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑣
KF : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

Theo bảng 6.7[1], với bd =0,636  𝐾 𝐹𝛽 = 1,08
𝐾 𝐹𝛼 : Là hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . Đối với bánh răng thẳng 𝐾 𝐹𝛼=1
- Vận tốc vòng :
𝑣 =
𝜋𝑑 𝑤1 𝑛1
60000
=
3,14.53,33.1445
60000
= 4,033( 𝑚
𝑠⁄ )
→ 𝑐ℎọ𝑛 𝑐ấ𝑝 𝑐ℎí𝑛ℎ 𝑥á𝑐 8
𝐾 𝐹𝑣: Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp
𝐾 𝐹𝑣 = 1 +
𝑣 𝐹 𝑏 𝑤 𝑑 𝑤1
2𝑇1 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝛼
( 𝑐ô𝑛𝑔 𝑡ℎứ𝑐 6.41[1])
Trong đó :
𝑣 𝐹 = 𝜎 𝐹. 𝑔0 . 𝑣. √
𝑎 𝑤
𝑢
Tra bảng 6.15 [1] và 6.16 [1] ta có :
𝜎 𝐹 = 0,016
𝑔0 = 56
Suy ra :
𝑣 𝐹 = 𝜎 𝐹. 𝑔0 . 𝑣.√
𝑎 𝑤
𝑢
= 0,016.56.4,033. √
80
2
= 22,85 ≤ 𝑣 𝑚𝑎𝑥 = 380
( vmax = 380 do tra bảng 6.17[1])
bw : chiều rộng vành răng ( tra bảng 6.6[1] để tìm  𝑏𝑎
)
𝑏 𝑤 = 𝑎 𝑤  𝑏𝑎
= 80. 0,4 = 32 mm
𝐾 𝐹𝑣 = 1 +
22,85.32.53,33
2.20443,28.1,08.1
= 1,88
 KF = 1,08.1.1,88= 2,03
Công thức 6.43[1]

𝜎 𝐹1 =
2.20443,28.1,9788.0,574.1.3,7
32.53,33.1,5
= 67,12 𝑀𝑃𝑎
Theo công thức 6.44[1] :
𝜎 𝐹2 =
𝜎 𝐹1 𝑌𝐹2
𝑌𝐹1
=
67,12.3,61
3,7
= 65,49 𝑀𝑃𝑎
Mà ta lại có :
[ 𝜎 𝐹1
] = 257,1 𝑀𝑃𝑎 > 𝜎 𝐹1
[ 𝜎 𝐹2
] = 241,7 > 𝜎 𝐹2
Vậy điều kiện bền uốn được thỏa mãn .
 Kiểm nghiệm răng về quá tải .
Ta có :
𝐾 𝑞𝑡 =
𝑇 𝑚𝑎𝑥
𝑇
= 2,2 ( 𝑡𝑟𝑎 𝑏ả𝑛𝑔 𝑃𝐿3[1])
- Ứng suất tiếp xúc cực đại
𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻√𝐾 𝑞𝑡 = 387,87. √2,2 = 575,3𝑀𝑃𝑎 < [ 𝜎 𝐻
]2𝑚𝑎𝑥 = 1260
Ứng suất uốn cực đại
𝜎 𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐹1 𝐾 𝑞𝑡 = 67,12.2,2 = 147,664 < 257,1𝑀𝑃𝑎
𝜎 𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐹2 𝐾𝑞𝑡 = 65,49.2,2 = 144,08 < 241,7𝑀𝑃𝑎
Vậy các điều kiện được thỏa mãn
 . Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng .
Thông số Kích thước
1.Số răng Z1=35
Z2=70
2.Khoảng cách trục chia. a = 78,75mm.
3.Khoảng cách trục. aW = 80 mm.
4.Đướng kính chia. d1=52,5mm.
d2=105mm.
5.Đường kính đỉnh răng da1=55,5mm

da2=108mm
6.Đường kính đáy răng df1=48,75mm
df2=101,25mm
7.Đường kính cơ sở db1=49,33 mm
db2=98,67mm
8.Góc prôfin góc ∝= 20°
9.Góc prôfin răng ∝ 𝑡= 20°.
10.Góc ăn khớp ∝ 𝑡𝑤= 22°20′
11.Hệ số trùng khớp ngang 𝜀∝ = 1,7429
12.Hệ số dịch chỉnh X1 = 0mm
X2 = 0mm.
13.Chiều rộng răng bW = 32mm.
14.Tỉ số truyền. u = 2
15.Góc nghiêng răng  = 00.
16.Mô đun m=1,5
2. Thiết kế bộ truyền trục vít
Các thông số của bộ truyền trục vít:
u2 = 22
P2 = 5,945 kW, P3 = 4,826 kW
n2 =1352,778 vòng/phút; n3 = 61,49 vòng/phút
T2 =41969 Nmm; T3 = 1385506,48 Nmm.
a. Chọn vật liệu:
Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức 7.1[1] :
𝑣𝑠 = 4,5 .10−5
. 𝑛2 √𝑇2
3
= 4,5. 10−5
.1352,778. √41969
3
= 2,12𝑚/𝑠
vs < 5 m/s. Sử dụng đồng thanh không thiếc ЬpЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít
có σb= 600 MPa, σch = 200 MPa. ( Bảng 7.1[1])
Sử dụng thép C45 để chế tạo trục vít, tôi bề mặt đạt độ cứng HRC45.

B .Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng 7.2[1], với bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc ЬpЖH10-4-4.
Ta có :
[ 𝜎 𝐻
] = 220 𝑀𝑃𝑎
 Ứng suất uốn cho phép
Theo công thức 7.6[1] ta có:
    FLFOF K. 
Trong đó  FO : ứng suất uốn cho phép với 106 chu kỳ
Bộ truyền quay 1 chiều, theo công thức 7.7[1] ta có:
  )(160200.08,0600.25,008,0.25,0 MPachbFO  
KFL: hệ số tuổi thọ. Theo công thức 7.9[1] ta có:
9
6
10
FE
FL
N
K 
Với
FEN =  

 











t
t
T
T
t
u
n
tn
T
T i
m
i
ii
i
.6060
9
3
3
2
2
3
9
max3
3
=> NFE =   6999
10.96,233,0.7,05,0.9,02,01.16000
22
778,1352
.60 
=> 7,0
10.96,23
10
9
6
6
FLK
Vậy
    FLFOF K.  = 160.0,7 = 112 (MPa)
 Ứng suất cho phép khi quá tải
Theo công thức 7.14[1], ta có:
   MPachH 400200.2.2max  
   MPachF 160200.8,0.8,0max  
b. Xác định các thông số của bộ truyền
 Các thông số cơ bản của bộ truyền.
 Khoảng cách trục
Với u2 = 22 , chọn z1 = 2 => z2 = u2.z1 = 22.2 = 44 (răng)
Chọn sơ bộ q = 0,3.z2 = 0,3.44 = 13,2
Theo bảng 7.3[1], chọn q = 16
T3 = 1385506,48 Nmm

Chọn sơ bộ KH = 1,2
 
 
3
3
2
2
22
170
q
KT
z
qza
H
H









=> aω2 =    mm6,190
16
2,1.1385506,48
220.44
170
.1644 3
2







Chọn aω2 =190 mm.
 Mođum dọc trục vít
Theo công thức 7.17[1]:
m2 = 3,6
5,1244
190.22
2
2



 qz
a
Theo tiêu chuẩn chọn m2 = 6,3
Khi đó
     mmqz
m
a 189
2
1644.3,6
2
2
2
2 


Lấy aω2 = 190 mm, khi đó hệ số dịch chỉnh là:
x =      mmzq
m
a
15,044165,0
3,6
190
.5,0 2
2
2

thoả mãn điều kiện -0,7 < x < 0,7
b. Kiểm nghiệm răng bánh vít
 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
 Tính lại vận tốc trượt




cos.60000
22nd
vs 
Với dω2 = m2(q + 2x) = 6,3 (16 + 2.0,15) = 102,69 (mm)
γω = arctg '1
7
15,0.216
2
2




arctg
xq
z
Do đó:
 smvs /32,7
7cos.60000
778,1352.69,102.14,3



Theo bảng 7.6[1], với vs = 7,32 (m/s), chọn cấp chính xác cho bộ truyền trục
vít là cấp 7.
Với vs = 7,32 m/s, cấp chính xác 7, tra bảng 7.7[1] ta được KHv = 1,1














max3
3
3
2
11
T
Tz
K m
H

Với θ : hệ số biến dạng trục vít. Theo bảng 7.5[1],
Với z1 = 2, q = 16 tra được θ =190
T3m: mômen xoắn trung bình trên trục vít
Vậy:
  001,13,0.7,05,0.9,02,0.11
190
44
1
3






HK
KH = KHvKHβ = 1,1.1,001= 1,1011
 MPa
q
KT
a
qz
z
H
H 74,55
16
1011,1.48,1385506
190
1644
44
170170 3
3
3
3
3
2
2





 





 



=> H < [ H ] = 220(MPa)
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.
 Kiểm nghiệm độ bền uốn
 F
n
FF
F
mdb
KYT
 
222
3.4,1
Trong đó
- mn2 = m2cosγ: môdum pháp của răng bánh vít
Với γ = arctg o
arctg
q
z
12,7
16
21

=> mn2 = 6,3cos7,12 =6,25
b2 : chiều rộng vành răng bánh vít
Theo bảng 7.9[1] ta có b2 ≤ 0,75da1 = 0,75(q +2)m = 0,75.18.6,3 = 85,05
Lấy b2 = 72 mm
d2 = m2 z2 = 6,3.44 = 277 (mm)
YF : hệ số dạng răng. Theo bảng 7.8[1] với 45
12,7cos
44
cos 33
2


z
zv
Tra được YF = 1,48
KF = KFv.KFβ = KHv.KHβ = 1,1011
Vậy:
   MPaFF 2,11636,25
25,6.277.72
1011,1.48,1.48,1385506.4,1
 
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bền uốn

Các thông số cơ bản của bộ truyền
-Khoảng cách trục aω = 190 mm
-Hệ số đường kính q = 16
-Tỉ số truyền u2 = 22
-Số ren trục vít, răng bánh vít z1 = 2; z2 = 44
-Hệ số dịch chỉnh bánh vít x = 0,15 mm
-Góc vít γ = 7,12o
-Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 = (11 + 0,06.44).6,3 = 85,932 (mm)
-Modum m2 = 6,3
-Chiều rộng bánh vít b2 = 72 mm
-Đường kính vòng chia d1 = qm2 = 16.6,3 = 101 (mm)
d2 = m2z2 = 6,3.44 = 277 (mm)
-Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 101 + 2.6,3 = 114 mm
da2 = m(z2 + 2 + 2x ) =
6,3.(44 + 2 + 2.0,15) = 292 (mm)
-Đường kính vòng đáy df1 = m(q – 2,4)=6,3.(16–2,4)=85,68
(mm)
df2 = m(z2 -2,4 + 2x)
=6,3.(44 – 2,4 + 2.0,15) = 263,97 (mm)
-Đường kính ngoài bánh vít daM2 =da2+1,5m=292+1,5.6,3 =301,45
(mm)
c. Tính nhiệt
Bộ truyền lắp thêm quạt nguội ở đầu trục vít.
Vậy theo 7.32[1], diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là:
 
     odtqt ttKK
P
A





3,01..7,0
1.1000 2
Với:
-  : hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian
16,1
3,0.7,05,0.9,02,0.1
1
1



 P
tP
t
ii
ck

- : hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp, lấy  = 0,25
-[td]: nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, lấy [td] = 90o
-to: nhiệt độ môi trường, lấy to = 20o
-Ktq: hệ số toả nhiệt phần bề mặt hộp được quạt
Với n2 = 1352,778 vòng/phút => Ktq = 24
-Kt = 13 W/m2.oC
-η: hiệu suất bộ truyền. Theo công thức 7.22[1]

 
67,0
87,212,7
12,7
95,0 


tg
tg o

Vậy:
 
    
 2
3,1
2090.16,1.24.3,025,01.13.7,0
945,5.67,01.1000
mA 



3. Thiết kế bộ truyền ngoài
Ta có bảng thông số của bộ truyền
u = 2,4
P3 = 4,826 kW
n3 = 61,49 vòng/phút
a. Chọn loại xích
Do vận tốc thấp, tải trọng trung bình nên ta dùng xích con lăn.
b. Xác định các thông số của bộ truyền xích
 Chọn loại xích
Với u = 2,4 , theo bảng 5.4[1] ta chọn z1 = 25 là số răng đĩa xích nhỏ
z2 = u.z1 = 2,4. 25 = 60 (răng)
Từ công thức 5.3[1] ta có Pt = P.k.kz.kn
Với
Pt : công suất tính toán
P: công suất cần truyền, P = 4,826 kW
kz : hệ số răng, ta có kz = 1
25
25
1
01

z
z
,
kn: hệ số vòng quay kn =
1
01
z
z
, với n01 = 50 vòng/phút
81,0
49,61
50
 nk
K= k0.ka.kbt.kđ.kc.kđc
Với
k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, chọn k0=1
ka: hệ số kể đến khoảng cách trục, chọn ka = 1 (a = 50p)
kđc: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích
chọn cách điều chỉnh bằng con lăn căng xích kđc=1,1
kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi
trường làm việc có bụi, chọn kbt = 1,3
kđ: hệ số kể đến tải trọng động, bộ truyền làm việc êm, chọn kđ = 1
kc: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ truyền làm việc 2 ca,
kc=1,25
K = 1.1.1,1.1,3.1.1,25 = 1,79

Vậy Pt = 4,826.1,79.1.0,81= 7 (kW)
Theo bảng 5.5[1], với n01 = 50 vòng/phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước
xích p = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn
Pt < [P] = 10,5 (kW).
 Khoảng cách trục
a= 40p = 40.38,1 = 1524 (mm)
Theo công thức 5.12[1], số mắt xích
x
 
a
pzzzz
p
a
2
2
1221
42
2





x
 
15244
1,382560
2
6025
1,38
1524.2
2
2




 = 123,276
Lấy số mắt xích chẵn xc = 124
Chiều dài xích : L = p.xc = 38,1.124 = 4724,4mm
Theo công thức 5.13[1], tính lại khoảng cách trục:
a   













 



2
122
21
21
25,0
24 
zz
zzx
zz
x
p
cc
  













 



2
2 2560
260255,0124
2
6025
124
4
1,38

=1538 (mm)
Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng
∆a = 0,003a = 0,003.1538 = 4,614 (mm)
Vậy a = 1533 mm.
 Số lần va đập của xích
Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:
i = 83,0
124.15
49,61.25
15
11

x
nz
Theo bảng 5.9[1], với p = 38,1 thì [i] = 20
Vậy i < [i]
c. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền mòn
Theo công thức 5.15[1] ta có
𝑠 =
𝑄
𝑘đ 𝐹𝑡 + 𝐹0 + 𝐹𝑣
Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p = 38,1 thì tải trọng phá huỷ Q =
127 kN, khối lượng 1m xích q = 5,5 kg
kđ : hệ số tải trọng động. Do  %140
T
Tmm
kđ = 1,2.

v= )/(98,0
60000
49,61.1,38.25
60000
31
sm
pnz

Ft: lực vòng, Ft =  N
v
P
5,4924
98,0
826,4
10001000 
Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra
Ta có Fv = qv2 = 5,5.0,982 =5,28 (N)
F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra với F0 = 9,81kfqa
trong đó kf: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 4
F0 = 9,81.4.5,5.1,533 = 330,85 (N)
Vậy
𝑠 =
𝑄
𝑘đ 𝐹𝑡 + 𝐹0 + 𝐹𝑣
=
127000
1,2.4924,5 + 330,85 + 5,28
= 20,33
Theo bảng 5.10[1] với n01= 50 vòng/phút có [s] = 7
Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
d. Đường kính đĩa xích
d1 =
1
sin
z
p

, d2 =
2
sin
z
p

 d1= 
25
sin
1,38

304 (mm), d2= 728
60
sin
1,38


(mm)
Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =304 mm, đĩa bị dẫn
d2 = 728 mm.
Theo bảng 14.4b[1] ta có:
Đường kính vòng đỉnh răng của:
+ Đĩa dẫn:𝑑 𝑎1 = 𝑝.(0,5 + cot
𝜋
𝑧1
) = 38,1.(0,5 + cot
𝜋
25
) = 136,4
+ Đĩa dẫn: da2 = p(0,5 + cotg 1,57
60
cot5,01,38)
2








g
z
mm
Đường kính vòng đáy răng của:
+ Đĩa dẫn: df1 = d1 – 2r
+ Đĩa dẫn: df2 = d2 – 2r
Với r = 0,5025dl + 0,05. Theo bảng 5.2[1] tra được dl = 22,23
 r = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 (mm)
Do đó:
df1 = 304 – 11,22.2 = 281,56 (mm)
df2 = 728 – 11,22.2 = 705,56 (mm).

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
   H
đ
vđđTr
H
Ak
EFkFk
 


.
47,0
Ft : lực vòng, Ft = 4924,5 N
Fvđ : lực va đập trên m dãy xích
Fvđ = 13.10-7.n3.p3.m
Fvđ = 13.10-7.61,49. 38,13.1 = 4,42 (N)
E = 2
21
21.
EE
EE

. Vật liệu dùng thép có E = 2,1.105 (Mpa)
kđ : hệ sô tải trọng động, kđ = 1
kr : hệ số kể đến số răng đĩa xích, với z1 = 28 kr = 0,42
kd = 1 (do chỉ sử dụng 1 dãy xích)
Theo bảng 5.12[1], với p = 38,1 có A = 395 mm2
Vậy:
   MPaH 540
1.395
10.1,242,42,1.5,4924.42,0
47,0
5



Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho
phép là  H = 600 Mpa.
e. Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức 5.20[1]: Fr = kx.Ft
Bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β< 40o, chọn kx = 1,15
Vậy Fr = 1,15.4924,5 = 5663,175 (N)

III. THIẾT KẾ TRỤC, LỰA CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI
1. Sơ đồ phân tíchlực chung

2. Thiết kế trục
Vì tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và tôi cải thiện
cho cả bả trục có 𝜎 𝑏 = 600 𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [ 𝜏] = 12 ÷ 20 𝑀𝑃𝑎
a. Tính các lực tác dụng lên trục do chi tiết quay
- Bộ truyền bánh răng trụ ( theo Công thức 10.1[1])
Lực vòng: Ft1 = Ft2 =
2T1
dw1
=
2.20443,28
53,33
= 767 (N)
Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Ft1
tgαtw
cosβ
= 767.
tg22°22′
cos0
= 316 (N)
Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1tgβ = 767.tg0 = 0(N)
- Bộ truyền bánh vít – trục vít ( theo Công thức 10.2[1])
𝑭 𝒂𝟑 = 𝑭 𝒕𝟒 =
𝟐𝑻 𝟐
𝒅 𝟐
=
𝟐. 𝟒𝟏𝟗𝟔𝟗
𝟐𝟕𝟕
= 𝟑𝟎𝟑 ( 𝑵)
𝑭 𝒕𝟑 = 𝑭 𝒂𝟒 = 𝑭 𝒂𝟑 𝒕𝒈( 𝜸 ∓ 𝝋)
+ Vì trục vít chủ động nên ta chọn dấu “ + “, Ma sát nhỏ nên
𝐹𝑡3 = 𝐹𝑎4 = 𝐹𝑎3 𝑡𝑔γ = 303.tg7°12′
= 38 (N)
𝑭 𝒓𝟑 = 𝑭 𝒓𝟒 = 𝑭 𝒂𝟑 𝒕𝒈 ∝= 𝟑𝟎𝟑. 𝒕𝒈𝟐𝟎 = 𝟏𝟏𝟎(𝑵)
b. Thiết kế trục 1
 Tính sơ bộ đường kính trục
Động cơ 4A112 có đường kính trục là ddc = 32 mm, do đó theo công thức kinh
nghiệm lấy đường kính trục 1 là
𝑑1 = (0,8 ÷ 1,2) 𝑑 𝑑𝑐 = (0,8 ÷ 1,2). 32 = (25,6 ÷ 38,4) 𝑚𝑚
Ta chọn d1 = 30 mm
Với d1 = 30 mm, theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1
là b01 = 19 mm.

 Sơ đồ tính chiều dài các đoạn trục
l
l
b
k h k
k
l
bm12
m13
13
0
3 n
2
1
11
l13
l 12
 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và
điểm đặt lực như sau:
Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:
Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (1,4÷2,5).30 = 42 ÷ 75. Chọn lm12 = 50 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm13 = 40 mm
Khoảng côngxôn trên trục 1:
lc12 = 0,5(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(50 + 19) + 15 +15 = 64,5 mm
Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất là:
l13 = 0,5(lm13 + b01) + k1 + k2 = 0,5(40 + 19) + 10 + 10 = 49,5 mm
Với: k3 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ,
lấy k3 = 15 mm.
hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông, lấy hn = 15 mm.
Theo bảng 10.4[1] ta có:
l12 = lc12 = 64,5 mm

l11 = 2l13 = 2.49,5 = 99 mm
 Xác định phản lực tại các gối đỡ:
F
F
F
F
F
F
F
y1
x1 r1
t1
x2
y2k
Kí hiệu các lực khớp và ổ trục như hình vẽ
Momen tính toán 𝑇𝑘 = 𝑘. 𝑇𝑑𝑐 = 2.20858,35 = 41716,7 𝑁𝑚𝑚 (tra bảng 16.1, trang
58, [2] với xích tải k = 2)
Tra bảng 16.10a, trang 69, [2] ta có
Momen xoắn cho phép: [T] = 63 Nm
Đường kính ngoài: D =100 mm
Đường kính tâm lổ chốt D0 = 71 mm
 Lực do bộ truyền ngoài
Lực nối trục:
𝐹𝑘 = (0,2 ÷ 0,3)
2𝑇đ𝑐
𝐷0
= (0,2 ÷ 0,3)
2.20858,35
71
= (117,5 ÷ 176,3) 𝑚𝑚
Ta chọn 𝐹𝑘 = 153 𝑁
Ta có phương trình cân bằng lực và mômen
Xét mặt phẳng zOy:
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ −𝐹𝑦2.99 + 𝐹𝑟1 . 49,5 = 0 ↔ 𝐹𝑦2 = 158(𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑦1.99 − 𝐹𝑟1 .49,5 = 0 ↔ 𝐹𝑦1 = 158(𝑁)
Xét mặt phẳng xOz:

∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ −𝐹𝑘.64,5 − 𝐹𝑡1 .49,5 + 𝐹𝑥2 .99 = 0 ↔ 𝐹𝑥2 = 483 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ −𝐹𝑘.163,5 + 𝐹𝑡1.49,5 − 𝐹𝑥1. 99 = 0 ↔ 𝐹𝑥1 = 131 (𝑁)
Biểu đồ Momen:

 Xác định đường kính các đoạn trục
Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là:
Theo ct 10.15[1], 10.16[1] ta có:
 
 
 
075,0
3077528,20443.75,0239277821
75,0
2026928,20443.75,098690
75,0
1770428,20443.75,00075,0
2
13
2
13
2
1313
222
2
12
2
12
2
1212
22
2
11
2
11
2
1111
2222
10
2
10
2
1010






TMMM
Nmm
TMMM
Nmm
TMMM
NmmTMMM
yxtđ
yxtđ
yxtđ
yxtđ
 
3
1,0 
tđM
d 
Vật liệu là thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 30 mm,
theo bảng 10.5[1] có [σ] = 63 MPa
Do đó ta có:
 
 
 
0
97,16
63.1,0
30775
7,14
63.1,0
20269
1,14
63.1,0
17704
13
3
12
3
11
3
10




d
mmd
mmd
mmd
Xuất phát từ yêu cầu về công nghệ, lắp ghép và độ bền, ta chọn đường kính
các đoạn trục 1 như sau:
d10 = 30 mm, d12 = 38 mm, d11 =d13 = 35 mm
 Kiểm nghiệm
 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi

Dựa vào biểu đồ mômen trục 1, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 12 là tiết diện
nguy hiểm của trục 1
Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:
Trong đó :
sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp
sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
[s] : hệ số an toàn cho phép ( [s]=1,5…2,5)
Theo công thức 10.20[1], 10.21[1] ta có:
mad
mad
k
s
k
s














1
1
Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng
Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó:
σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa
τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa
σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:
0,max  ma
W
M

 
 
d
tdbtd
W
d
tdbtd
W
o
216
232
2
11
3
2
11
3






Theo bảng 9.1[1] với d12 = 38 mm, tra được then có t1 = 5 mm, b = 10 mm
Do đó:
   
   
 MPa
W
M
mmW
mmW
a
o
39,5
4671
239277821
10058
38.2
5385.10
16
38.
4671
38.2
538.5.10
32
38.
22
3
23
3
23












Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động
=> τm = τa = 02,1
10058.2
28,20443
2

oW
T
 s
ss
ss
s 


22



  , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi.
Theo bảng 10.7[1] tra được: 0;05,0   
:, dd KK  hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:
y
x
d
y
x
d
K
K
K
K
K
K
K
K
1
1












Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:
Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63)
Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt)
:,   hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo
bảng 10.10 ta có: 78,0;85,0   
Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn
Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:
Kσ =1,76; Kτ = 1,54
Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp
6
7
k
H
, theo bảng 10.11[1] tra được:



K
= 2,06;



K
= 1,64
Ta lại có:
97,1
78,0
54,1
07,2
85,0
76,1








K
K
Do vậy ta chọn



K
= 2,07;



K
= 1,97
Vậy ta có:
03,2
1
106,197,1
13,2
1
106,107,2






d
d
K
K
















3,73
002,1.03,2
73,151
8,22
0.05,039,5.13,2
6,261


s
s
=>  ss 

 8,21
8,223,73
8,22.3,73
22
Do vậy trục 1 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn.
c. Thiết kế trục 2
Theo công thức 10.9[1] dk
 
3
2,0 
kT

Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa
Do đó:
d2 24
15.2,0
41969
3 
Chọn sơ bộ d2 = 30 mm
Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 19 mm

l
k
k
l
l
l
m22
1
2
22 21
23
Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ
và điểm đặt lực như sau:
Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:
Chiều dài mayơ bánh răng trụ:
lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5).30 = 36 ÷ 45. Chọn lm12 = 40 mm
Khoảng cách từ bánh răng đến ổ trục là:
l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(40+ 19) +10 +10 = 49,5mm
l21 = (0,9..1)daM2 = (0,9..1)301,45 = 271,3..301,45. Lấy l21 = 300 mm
l23 =  mm
l
150
2
21


Kí hiệu các lực như hình vẽ
𝑀3 =
𝐹𝑎3. 𝑑1
2
=
303.101
2
= 15302 𝑁𝑚𝑚
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ 𝐹𝑦4 = 96 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑦3 = 474 (𝑁)
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ 𝐹𝑥4 = 146 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑥3 = 875 (𝑁)
Biểu đồ momen :

 Xác định đường kính các đoạn trục 2
Mômen tương đương tại các tiết diện trục 2 là:
222
75,0 TMMM yxtđ 
Vậy:
 NmmMtđ 3634641969.75,00 2
20 

 NmmMtđ 5483841969.75,03796715642 222
21 
 NmmMtđ 5994441969.75,02176742408 222
22 
023 tđM
Từ công thức 10.17[1]:
 
3
1,0 
tđM
d 
Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 2 là d2 = 30 mm, theo bảng
10.5[1] có   = 63 MPa.
Do đó ta có:
 
 
 
0
19,21
63.1,0
59944
57,20
63.1,0
54838
94,17
63.1,0
36346
23
3
22
3
21
3
20




d
mmd
mmd
mmd
d20 = 28 mm, d21 =d23 = 30 mm, d22 = 34mm
d. Thiết kế trục 3
Theo công thức 10.9[1] dk
 
3
2,0 
kT

Chọn vật liệu làm trục là thép 45 có σb = 600 MPa, [τ] = 12..20 MPa
Do đó:
d3 3,77
15.2,0
48,1385506
3 
Chọn sơ bộ d3 = 80 mm
Theo bảng 10.2[1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 3 là b03 = 39 mm

b
k
l
k
h
k
l
l
l
l
32
31
33
0
1
m32
1
n
3
m33
Dựa vào bảng 10.13[1] và 10.14[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ
và điểm đặt lực như sau:
Từ công thức 10.10[1],10.11[1],10.13[1] ta có:
Chiều dài mayơ bánh vít:
lm32 = (1,2÷1,8)d3 = (1,2÷1,8).80 = 96 ÷ 144. Chọn lm32 = 100 mm
Chiều dài mayơ đĩa xích:
lm33 = (1,2÷1,5)d3 = (1,2÷1,5).80 = 96 ÷ 120. Chọn lm33 = 100 mm
Khoảng côngxôn trên trục 3 từ đĩa xích tới ổ là:
lc33 = 0,5(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5.(100+ 39) +15 +15 = 99,5mm
l32 = 0,5(lm32 + b03) + k1 + k2 = 0,5.(100+ 39) +10 +10 = 89,5mm

l31 = 2.l32 = 2.89,5 = 179 mm
l33 = l31 + lc33 = 179 + 99,5 = 278,5 mm
Bộ truyền xích đặt nằm nghiêng góc β = 300
Lực tác dụng lên trục của bộ truyền xích là:
FX = 5663,175 N
 
 








NFF
NFF
XXy
XXx
2864
2
1
.572830sin.
4961
2
3
.175,566330cos.
Kí hiệu các lực như hình vẽ
𝑀4 =
𝐹𝑎4. 𝑑2
2
=
38.277
2
= 5263 𝑁𝑚𝑚
𝐹𝑥 = 5663,175 𝑁
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ 𝐹𝑦6 = 8896 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑦5 = 3067 (𝑁)
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ 𝐹𝑥6 = 152 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑥5 = 152 (𝑁)
Ta có biểu đồ mômen :

 Xác định đường kính các đoạn trục
Mômen tương đương tại các tiết diện trục 3 là:
222
75,0 TMMM yxtđ 
Vậy:
030 tđM
 NmmMtđ 123095748,1385506.75,013604274497 222
31 
 NmmMtđ 132142648,1385506.75,090553575 222
32 
 NmmMtđ 119988448,1385506.75,0 2
33 
Từ công thức 10.17[1]:

 1,0
tđM
d 
Thép 45 có σb = 600 MPa, đường kính sơ bộ trục 3 là d3 = 80 mm, theo bảng
10.5[1] có   =48 MPa.
Do đó ta có:
 
 
 mmd
mmd
mmd
d
99,62
48.1,0
1199884
05,65
48.1,0
1321426
53,63
48.1,0
1230957
0
3
33
3
32
3
31
30




d30 = d32 = 65 mm , d31 =70 mm, d33 = 58 mm
 Kiểm nghiệm
 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi
Dựa vào biểu đồ mômen trục 3, ta kiểm nghiệm tại tiết diện 31 và 32 là tiết
diện nguy hiểm của trục 3.
Theo công thức 10.19[1], trục thoả mãn về bền mỏi nếu:
 s
ss
ss
s 


22


Trong đó sσ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp
sτ là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
mad
mad
k
s
k
s














1
1
Với σ-1 , τ-1 : giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng
Trục làm bằng thép 45 có σb = 600 MPa. Do đó:
σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 MPa

τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa
σa,τa : biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
σm,τm : trị số ứng suất trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
Do trục quay, theo công thức 10.22[1] ta có:
0,max  ma
W
M











2
2
2
1
1
1
W
M
W
M
a
a


Theo bảng 10.6[1] tại tiết diện trục có lắp 1 then
 
 
d
tdbtd
W
d
tdbtd
W
o
216
232
2
11
3
2
11
3






Theo bảng 9.1[1], d31 =70 mm, tra được then có t1 = 7,5 mm, b = 20 mm
Do đó:
   
   3
23
1
3
23
1
63163
70.2
5,7705,7.20
16
70.
29489
70.2
5,7705,7.20
32
70.
mmW
mmW
o 







Tại tiết diện trục lắp ổ lăn có
16
32
3
3
d
W
d
W
o




 
 








3
3
20
3
3
2
67348
16
70.
33674
32
70.
mmW
mmW


Do đó ta có:













4,16
33674
90553575
32,9
29489
13604274497
22
2
2
2
22
1
1
1
W
M
W
M
a
a



Trục quay 1 chiều, ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động
=> τm = τa =
oW
T
2










 3,10
67348.2
48,1385506
2
97.10
63163.2
48,1385506
2
20
3
232
10
3
131
W
T
W
T
am
am


  , : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi.
Theo bảng 10.7[1] tra được: 0;05,0   
:, dd KK  hệ số. theo công thức 10.25[1], 10.26[1] ta có:
y
x
d
y
x
d
K
K
K
K
K
K
K
K
1
1












Theo bảng 10.8[1], 10.9[1] chọn được:
Kx = 1,06 (trục gia công trên máy tiện với Ra = 2,5..0,63)
Ky = 1 ( không tăng bền bề mặt)
:,   hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục. Theo
bảng 10.10 ta có: 71,0;73,0 2121   
Kσ, Kτ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn
Theo bảng 10.12[1], dùng dao phay ngón ta tra được:
Kσ =1,76; Kτ = 1,54
Bánh răng lắp trên trục theo kiểu lắp
6
7
k
H
, theo bảng 10.11[1] tra được:
21 




KK
 = 2,52;
21 




KK
 = 2,03
Ta lại có:
17,2
71,0
54,1
41,2
73,0
76,1
21
21












KK
KK
Do vậy ta chọn

21 




KK
 = 2,52;
21 




KK
 = 2,05
Vậy ta có:
11,2
1
106,105,2
58,2
1
106,152,2
11
21






dd
dd
KK
KK


98,6
03,10.11,2
73,151
56,6
097,10.11,2
73,151
18,6
05,0.04,16.58,2
6,261
88,10
05,0.032,9.58,2
6,261
222
1
2
111
1
1
22
1
2
11
1
1
























mad
mad
mad
mad
k
s
k
s
k
s
k
s
















=>
 
 













ss
ss
63,4
98,618,6
98,6.18,6
62,5
56,688,10
56,6.88,10
22
2
22
1
Do vậy trục 3 thoả mãn điều kiện về hệ số an toàn.
3. Chọn then
Ta có bảng các kích thước của then chọn tại các tiết diện trục:
`
Tiết diện Đường kính trục b x h t1 t2 r1 r2
10 30 8 x 7 4 2,8 0,16 0,25
12 38 10 x 8 5 3,3 0,25 0,4
20 28 8 x 7 4 2,8 0,16 0,25
31 70 20 x 12 7,5 4,9 0,25 0,4
33 58 16 x 10 6 4,3 0,25 0,4
Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1[1] và 9.2[2]:

 
 
 c
t
c
d
t
d
bdl
T
thdl
T






2
2
1
Trong đó:
:, cd  ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa
d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục
T: mômen xoắn trên trục, Nmm
lt: chiều dài then
b,h,t: các kích thước của then
[d]: ứng suất dập cho phép, MPa
[c]: ứng suất cắt cho phép
Ta có bảng kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của trục
Với lt = 0,9.1,5d= 1,35d
Tiết diện T (Nmm)  MPad  MPac
10 20443,28 9,86 2,96
12 20443,28 6,99 2,1
20 41969 26,44 9,91
31 1385506,48 93,09 20,9
33 1385506,48 152,5 38,1
Theo bảng 9.5[1], với đặc tính tải trọng là tĩnh, dạng lắp cố định ta có
[d] = 150 MPa
[c] = 60  90 MPa
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
4. Chọn ổ lăn
a. Trục 1
 Chọn loại ổ lăn
Do trục 1 sử dụng cặp bánh răng thẳng, lực dọc trục Fa = 0 nên ta sử dụng ổ bi
đỡ
 Chọn sơ đồ, kích thước ổ
Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 35 mm, theo bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ
nhẹ ký hiệu 207 có các kích thước như sau:
-Đường kính trong: d = 35 mm
-Đường kính ngoài: D = 72 mm
-Khả năng tải tĩnh: Co = 13,9 kN
-Khả năng tải động: C = 20,1 kN

 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
 Đảo chiều khớp nối tính lại Fx, Fy
Sơ đồ như hình vẽ
F
F
F
F
F
F
F
y1
x1 r1
t1
x2
y2
k
Ta có các phương trình cân bằng
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ 𝐹𝑦2
′
= 158 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑦1
′
= 158 (𝑁)
∑ 𝑀𝐴 = 0 ↔ 𝐹𝑥2
′
= 284 (𝑁)
∑ 𝑀 𝐵 = 0 ↔ 𝐹𝑥1
′
= 752 (𝑁)
Ta có:
 
 NF
NF
r
r
325158284
768158752
22'
1
22'
0


Do
'
1
'
0 rr FF  nên ta kiểm tra khả năng tải động của ổ không chịu tác động của
lực hướng tâm NFr 768'
0 

Q = (XVFr + YFa)ktkđ
Với Fa = 0
X: hệ số tải trọng hướng tâm, X = 1
V: hệ số kể đến vòng nào quay, V = 1 (vòng trong quay)
Kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 (t < 1000)
Kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3[1], chọn kd = 1,3
Do đó:
Q = 1.1.768.1.1,3 = 998,4 (N)
Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng động quy ước là:
QE = Q√0,2 + 0,93.0,5 + 0,730,3
3
= 872𝑁
Cd = m
E LQ
Với QE : tải trọng động quy ước
m: với ổ bi m = 3 (bậc của đường cong mỏi)
L : tuổi thọ của ổ, tính bằng triệu vòng quay
L = 6
10
60. nLh
Với hL : tuổi thọ của ổ, hL = 16000 giờ
n = 2922 vòng/phút
2805
10
2922.60.16000
6
 L (triệu vòng)
3,122805.872,0 3
 dC (kN) < C = 20,1 kN
Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động.
 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Qt = X0Fr + Y0Fa
Do Fa = 0
X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng11.6[1] , X0 = 0,6
=> Qt = 0,6.768 = 461 < NFr 768'
0 
Do đó: Q0 = 768 N
=> Q0 < C0
=> ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh.
b. Trục 2
Do vận tốc trượt trên bộ truyền bánh vít – trục vít lớn, nhiệt sinh ra nhiều, trục
bị giãn dài trong quá trình làm việc. Mặt khác tải trọng dọc trục lớn. Do vậy ta sử
dụng ổ bi đỡ tuỳ động tại vị trí giữa bánh răng và trục vít, ổ còn lại sử dụng ổ kép
là cặp ổ đũa côn.

 Chọn sơ đồ, kích thước ổ kép
Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 30 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn
cỡ trung rộng ký hiệu 7606 có các kích thước như sau:
-Khả năng tải tĩnh: Co = 51 kN
-Góc ăn khớp: α = 12,000
 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Ta có:
Fr4 =  NFF yx 17596146 222
4
2
4 
Q = (0,6XVFr + YFa)ktkđ
Theo công thức 11.15b[1] ta có tải trọng dọc trục là:
Fa = 0,5.0,83.e.Fr + Fat
Với Fat = 303N
e = 1,5tgα = 1,5.tg12 = 0,3188
=> Fa = 0,5.0,83.0,3188.175 + 303 = 359 (N)
Do 05,2
175.1
359

r
a
VF
F
< e
Nên theo bảng 11.4[1] ta có:
X = 1
Y = 0
Do đó:
Q = (0,6.1.1.175+0.359).1.1,3 = 136,5 (N)
QE = Q √0,2 + 0,9
10
3 .0,5 + 0,7
10
3 0,3
10
3
= 119,6 𝑁
Cd = m
E LQ
m: bậc của đường cong mỏi, m =
3
10

L = 6
10
60. nLh
Với hL : tuổi thọ của ổ, hL =16000 giờ
n2 = 1352,778 vòng/phút
1299
10
778,1352.60.16000
6
03,112991196,0 3
10
 dC (kN) < C = 61,3 kN
=> ổ thoả mãn khả năng tải động.
 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là:
Qt = 0,6.X0Fr + Y0Fa
Do Fa = 0
X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có
X0 = 0,5
Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg12 = 1,04
=> Qt = 0,6.0,5.175+1,04.359 = 426 > Fr
Do đó: Q0 = 426 N
=> Q0 < C0 = 51 kN
=> ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh
 Chọn ổ bi đỡ tuỳ động
Với đường kính ngõng trục là dngõng = 30 mm, theo bảng P2.7[1] ta chọn ổ bi
đỡ cỡ nhẹ có ký hiệu 206 có các kích thước như sau:
-Khả năng tải tĩnh: Co = 10,2 kN
 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Fr3 =  N995474875 22

Q = VFr ktkđ
Trong đó:
Do đó:
Q = 1.995.1.1,3 = 1293,5 (N)
QE = Q√0,2 + 0,93. 0,5 + 0,730,3
3
= 1130𝑁

Cd = m
E LQ
m: bậc của đường cong mỏi, m = 3
L = 6
10
60. nLh
N2 = 1352,778 vòng/phút
1299
10
778,1352.60.16000
6
3,12129913,1 3
 dC (kN) < C = 25,7 kN
Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động.
 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Theo công thức 11.19[1] và 11.20[1], Fa = 0
=> Q0 = Fr = 995 N
=> Q0 < C0 = 10,2 kN
c. Trục 3
Trên trục 3 có gắn bánh vít, do yêu cầu về ăn khớp của bánh vít nên trục 3 cần
có độ cứng vững cao, do đó ta sử dụng cặp ổ đũa côn.
 Chọn sơ đồ, kích thước ổ
Từ sơ đồ kết cấu trục với dngõng = 65 mm, theo bảng P2.11 ta chọn ổ đũa côn
cỡ trung ký hiệu 7313 có các kích thước như sau:
-Khả năng tải tĩnh: Co = 111 kN
-Khả năng tải động: C = 134 kN
-Góc ăn khớp: α = 11,5 0
 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Ta có:
Fr5 =  NFF yx 30713067152 222
5
2
5 
Fr6 =  NFF yx 88978896152 222
6
2
6 
e = 1,5.tgα = 1,5.tg11,5 = 0,31
Lực dọc trục do các lực hướng tâm sinh ra trên các ổ là:
Fs5 = 0,83e.Fr5 = 0,83.0,31.3071 = 790 N
Fs6 = 0,83e.Fr6 = 0,83.0,31.8897 = 2289 N
Theo bảng 11.5[1], tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ là:

NFFF
NFFF
atsa
atsa




75238790
2327382289
56
65
Do
 
 NFFFF
NFFFF
sasa
aasa
2289
2327
6666
5555




Ta có:
e
VF
F
r
a
 75,0
3071.1
2327
5
5
X5 = 0,4; Y5 = 0,4.cotgα = 0,4.cotg11,5 = 1,97
e
VF
F
r
a
 26,0
8897.1
2289
6
6
=> X6 = 1, Y6 = 0
Theo công thức 11.3[1] tải trọng quy ước trên ổ là:
Q5 = (X5VFr5 + Y5Fa5)ktkđ = (0,4.1.3071 +1,97.2327)1.1,3 = 7556 N
Q6 = (X6VFr6 + Y6Fa6)ktkđ = 1.1.8897 .1.1,3 = 11566 N
Với
=> Q6 > Q5
Vậy ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ 6 là đủ
Do bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên theo công thức 11.12[1], tải
trọng động tương đương tác dụng lên ổ là:
QE = Q √0,2 + 0,9
10
3 .0,5 + 0,7
10
3 0,3
10
3
= 10132 𝑁
Cd = m
E LQ
Với QE : tải trọng động tương đương
m: bậc của đường cong mỏi, m =
3
10
L = 6
10
60. nLh

n3 = 61,49 vòng/phút
59
10
49,61.60.16000
6
43,3459132,10 3
10
 dC (kN) < C = 61,3 kN
=> ổ thoả mãn khả năng tải động.
 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Theo công thức 11.19[1] tải trọng tĩnh quy ước tác dụng vào ổ là:
Qt = X0Fr + Y0Fa
Do Fa6 = 2289 N
Fa5 = 2327 N
X0 : hệ số tải trọng hướng tâm, theo bảng 11.6[1] có
X0 = 0,5
Y0 = 0,22cotgα = 0,22.cotg11,5 = 1,08
Nên ta có:
Qt6 = (0,5.8,897+1,08.2,289) = 6,92
Qt5 = (0,5.3,071+1,08.2,327) = 4,05
Do đó lấy Q0 = 6,92 kN
=> Q0 < C0 = 111 kN
5. Chọn khớp nối
Sử dụng phương pháp nối trục vòng đàn hồi. Hai nửa nối trục nối với nhau
bằng bộ phận đàn hồi, sử dụng bộ phận đàn hồi là cao su. Nhờ có bộ phận đàn hồi
cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng
hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục.
Mômem xoắn danh nghĩa cần truyền là: T = 20858,35 Nmm
Mômen xoắn tính toán là:
Theo công thức 16.1[2] ta có: Tt = k.T
Với k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy.
Theo bảng 16.1[2] lấy k = 2.
Vậy Tt = 2.20,85835 = 41,7167(Nm)
Theo bảng 16.10a[2], với đường kính của trục 1 là 32 mm ta chọn kích thước
cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau:
D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2
125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi Bảng 16.10b[2]
dc dl D2 l l1 l2 l3 h
14 M10 20 62 34 15 28 -

*Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt
Ta có điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi là:
 d
co
d
ldZD
kT
 
3
2
với   MPad 2
Ta có )(59,0
28.14.90.4
35,20858.2.2
MPad  thỏa mãn  dd  
Điều kiện sức bền của chốt:
 u
oc
o
u
ZDd
kTl
 
...1,0 3
với   MPau 8060 ,
)(5,41
2
15
34
2
2
1 mm
l
llo 
Ta có  MPau 5,17
90.4.14.1,0
5,41.35,20858.2
3
 thỏa mãn  uu  
Vậy nối trục vòng đàn hồi đã chọn thỏa mãn các điều kiện bền và dập của
vòng đàn hồi và chốt.
IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP VÀ CÁC CHI
TIẾT KHÁC
1. Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc
a. Chiều dày
- Chiều dày thân hộp:
0 0,03.abv-tv + 3 = 0,03.190 + 3 = 8,7 (mm)
Lấy 0 9 mm
- Chiều dày nắp bên:
1 0,03.awbr + 3 = 0,03.80 + 3 = 5,4 (mm)
Lấy 0 8 mm
- Chiều dày nắp trên:
2 0.9,0  = 0,9.9 = 8,1
Lấy 2 = 8 mm
- Chiều dày nắp ổ kép:
3 1 = 8 mm
b. Gân tăng cứng
- Chiều dày: e = (0,81)9 = 7,2  9
Lấy e = 8 mm
- Chiều cao: h = 50 mm

- Độ dốc : 20
c. Đường kính
- Bulông nền:
d1 > 0,04atv-bv +10 = 0,04.190 + 10 = 17,6
Lấy d1 = 18 mm
- Bulông cạnh ổ:
d2 = (0,70,8) d1 = 12,614,4.
Lấy d2 = 14 mm
- Bulông ghép nắp bích và thân:
d3 = (0,8  0,9)d2 = 11,2  12,6
Lấy d3 = 12 mm
- Vít ghép nắp ổ:
d4 = (0,60,7)d2 = 8,4  9,8
Lấy d4 = 10 mm
- Vít ghép nắp cửa thăm:
d5 = (0,50,6)d2 = 7 8,4
Lấy d5 = 8 mm
d. Mặt bích ghép nắp và thân
- Chiều dày bích thân hộp
S3 = (1,4  1,8)d3 = 16,8  21,6 mm. Lấy S3 = 18 mm
- Chiều dày bích nắp trên
S4 = (0,9  1)S3 = 16,8  18 mm. Lấy S3 = 17 mm
- Chiều dày bích nắp bên
S5 = (1,4  1,8)d4 = 14 18 mm. Lấy S4 = 15 mm
a. Khe hở giữa các chi tiết
- Bánh răng, bánh vít với thành trong của hộp:
  8,1092,11 01   . Lấy 1 = 10 mm
- Đỉnh bánh răng lớn tới đáy
  452753 02   . Lấy 1 = 30 mm
b. Mặt đế hộp
- Bề rộng mặt đế hộp:
K1 = 3d1 = 3.18 = 54 (mm)
S1 = (1,31,5)d1 = 23,427. Lấy S1 = 24 mm
c. Kích thước gối trục
- Tâm lỗ bulông cạnh ổ
E2 = 1,6d2 = 1,6.14 = 22,4. Lấy E2 = 22 mm
R2 = 1,3d2 = 1,3.14 = 18,2. Lấy R2 = 18 mm
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ
K2 = E2 + R2 + (35) = 18 + 22 + (35) = 4345
Lấy K2 = 45 mm
=> K3 = 40 mm

d. Số lượng bulông nền
300200 


BL
z
Tính sơ bộ
L = l11 + l21 +2 1 = 99 + 300 + 2.10 = 419 (mm)
Lấy L = 420 mm
B = l31 + 2. 1 = 179 + 2.10 = 199
Lấy B = 200 mm
1,21,3
300200
200420



 Z
Lấy z = 4
2. Một số chi tiết khác
a. Cửa thăm
Dùng để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu
vào vào hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có gắn nút thông hơi. Kích
thước của cửa thăm như sau:
Các ký hiệu của kích thước như trong bảng 18.5[2]
A B A1 B1 C K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 87 12 M8 x 22 4
b. Nút thông hơi
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không
khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được nắp trên
cửa thăm. Theo bảng 18.6[2] ta chọn kích thước nút thông hơi như sau:
Ký hiệu các kích thước như hình vẽ trong bảng 18.6[2]
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27 x
2
15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
c. Nút tháo dầu
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm 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. Theo bảng
18.7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như sau:

d b m f L c q D S Do
M20 x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
d. Kiểm tra mức dầu
Ta sử dụng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm tra mức
dầu
Ø5
Ø12
Ø18
Ø6
l30
6 12
3
e. Chốt định vị
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm của trục 3.
Lỗ trục lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương
đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta 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 các
nguyên nhân làm ổ chóng mỏi.
Theo bảng 18.4b[2] ta chọn chốt định vị hình côn có hình dạng và kích thước
như sau:
l
d
c x 45
d1
d c l
6 1,0 45

f. Cốc lót
Cốc lót được dùng để đỡ cặp ổ kép, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều
chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của trục vít. Ống lót được làm
bằng gang xám GX 15-32 với các kích thước :
- Chiều dày:  = 8 mm
- Chiều dày vai 1 = 8 mm
- Chiều dày bích 2 = 7 mm
V. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP
1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt
tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong
hộp giảm tốc.
Do vận tốc vòng của bánh răng và vận tốc trượt của trục vít đều <12 m/s, do
đó ta sử dụng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Do tâm con lăn dưới cùng nằm dưới
ren trục vít nên ta lắp thêm vòng vung dầu trên trục vít, dầu được bắn lên bánh vít
đến bôi trơn chỗ ăn khớp.
Ta có vận tốc vòng của bánh răng là v1 = 4,033 m/s, vận tốc trượt của trục vít
là v2 = 2,12 m/s, theo bảng 18.11[2] và 18.12[2] ta chọn dầu có độ nhớt
11
80
Theo bảng 18.13[2] ta chọn dầu công nghiệp 50 Engle.
2. Bôi trơn ổ lăn
Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn bởi vì chất bôi
trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau. Ma sát
trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn,
bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Ta sử dụng mỡ bôi
trơn bởi so với dầu thì mỡ được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo
vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm. Mỡ có thể dùng cho ổ làm việc lâu dài
(khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều. Theo bảng
15.15a[2] ta chọn loại mỡ có ký hiệu LGMT2 do hãng SKF sản xuất. Mỡ tra vào ổ
chiếm 1/2 thể tích của bộ phận ổ.
Để bảo bệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập
vào ổ ta dùng vòng phớt để lót kín bộ phận ổ. Ta sử dụng hai vòng phớt tại đầu trục
vào của hộp giảm tốc (vòng 1) và trục ra của hộp giảm tốc (vòng 2). Theo bảng
15.17[2] ta có kích thước của rãnh và hai vòng phớt như sau:
Số hiệu d d1 d2 D a b S0
Vòng 1 35 36 34 48 9 6,5 12
Vòng 2 65 66,5 64 84 9 6,5 12

a
d
D
2
S
b
o
d
d
D
1
3. Điều chỉnh ăn khớp
a. Cặp bánh răng
Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số về lắp ghép
làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác. Để bù vào sai số đó ta lấy chiều
rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.
b. Cặp bánh vít – trục vít
Đối với bộ truyền này, sai số về chế tạo và lắp ghép làm sai lệch vị trí tương
đối giữa bánh vít và trục vít. Sai số này (khi vượt quá trị số cho phép) là nguyên
nhân làm tăng mòn, tăng ma sát và tăng ứng suất tập trung dọc theo chiều dài bánh
vít.
Để đảm bảo sự ăn khớp chính xác giữa ren trục vít và răng bánh vít cần bảo
đảm khoảng cách trục, góc giữa trục bánh vít và trục vít, và bảo đảm mặt trung bình
của bánh vít đi qua trục của trục vít. Sai số về vị trí giữa bánh vít và trục vít có thể
khắc phục bằng việc điều chỉnh khi lắp vào vỏ hộp. Việc điều chỉnh vị trí được tiến
hành trên cả trục vít và bánh vít.

VI. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
Thứ
tự
Tên mối ghép Kiểu lắp Dung sai Ghi chú
Trục Lỗ
1 Trục 1 và vòng trong ổ lăn 635k +18
+2
+25
0
2 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp 772H +30
0
3 Bánh răng và trục 2
6
7
28
k
H

+15
+2
+21
0
+2
5 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp 762H +30
0
Trên trục 2
6 Trục 2 và vòng chắn dầu
6
7
30
k
H

+21
0
+15
+2
Ổ bi đỡ
8 Trục 3 và bánh vít
6
7
70
k
H

+21
+2
+30
0
b x h = 20x12
+2
10 Trục 3 và đĩa xích
6
7
58
k
H

+30
0
+21
+2
Nối đĩa xích
b x h = 16x10
11 Trục 3 và vòng chắn dầu
6
7
65
k
H

+30
0
+21
+2
Do bánh răng và bánh vít không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, khả năng định
tâm phải đảm bảo, không di trượt dọc trục, do đó ta chọn kiểu lắp trung gian
6
7
k
H
.
Với mối ghép cho then ta chọn mối ghép trung gian N9 theo sai lệch giới hạn
chiều rộng của kích thước then.
Trong lắp ghép với ổ, ta lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ k6 và
vòng ngoài của ổ lên vỏ hộp hoặc cốc lót theo hệ thống trục H7.

TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập
1. Nxb Giáo dục. Hà Nội, 2001.
[2]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2.
Nxb Giáo dục Việt Nam, 2011
Lý lịchtríchngang :
Họ và tên: Phạm Quang Kiên
Ngày, tháng, năm sinh: 19/08/1992 Nơi sinh: Bắc Ninh
Địa chỉ liên lạc: F8/35/2Y Ấp 6- Vĩnh Lộc A – Bình Chánh – Tp HCM
Số điện thoại: 0974867002
Địa chỉ mail: phamkiencokhi@gmail.com

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít, HAY, 9đ

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít, HAY, 9đ

Similar to Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít, 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 (11)

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trục vít, HAY, 9đ