Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA
https://lop5.net/
1
LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình
đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc
và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các
máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải ...
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với
thực nghiệm .Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở
những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền
vật liệu v.v…,được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn
sản xuất .
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng
nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những
kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán
thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả
năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở
để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.
Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy
thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành.
Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong được sự
chỉ bảo của các thầy và sự góp ý của các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành công việc
được giao.
Hà Nội, ngày 11/08/2012
Sinh viên: Đỗ Văn Vinh
Lớp: Ck5-k5

https://lop5.net/
2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I.Chọn động cơ.
1, Xác định công suất động cơ
+Công suất cần thiết trên trục đông cơ:
Pct =

t
P
( kw )
- Trong đó: Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ
 là hiệu suất truyền động
ot
n
ol
m
br
k
đ 




 .
.
.
.
=
Tra bảng 2.3(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) có:
đ là hiệu suất bộ truyền đai. đ = 0,95
k là hiệu suất khớp nối k = 1
br là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ br = 0,97
ol là hiệu suất 1 cặp ổ lăn ol = 0,99
m là số cặp bánh răng ( m = 2)
n là số cặp ổ lăn ( n=4 )
Hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:
4 2
0,95.1.0,99 .0,97 0,86
 = =
Pt là công suất tính toán trên trục máy công tác
Ta có:
+, Pt = β.Plv ( kw )
Plv =
F.v
1000
=
14000.0,48
1000
= 6,72 ( kw )
-Trong đó: F là lực kéo băng tải: F = 14000(N)
V là vận tốc băng tải: v = 0,48 (m/s)
β là hệ số tải trọng thay đổi

https://lop5.net/
3
β =
2 2 2 2
1 1 2 2
1 1
2,5 4,8
( ) . ( ) . (1,4) . (0,75) . 0,8
8 8
ck ck
T t T t
T t T t
+ = + =
Công suất tính toán là:
Pt = 0,8.6,72 = 5,38( kw )
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là:
Pct =

t
P
=
5,38
0,86
= 6,26 ( kw )
2, Xác định vòng quay đồng bộ của trục động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác là:
nlv =
60000.v
п.D
=
60000.0,48
3,14.320
= 28,66 ( vòng/phút )
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức:
ut = u1 . u2
trong đó: u1 là tỉ số truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp
chọn u1 = 16
u2 tỉ số truyền động đai thang thường
chọn u2 = 3
Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là:
ut = u1 . u2 = 16.3 =48
Số vòng quay sơ bộ của toàn bộ động cơ là:
nsb = nlv.ut = 28,66.48= 1419 ( vòng/phút )
3, Chọn động cơ
Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay thỏa mãn đồng thời các
điều kiện:
Pđc > Pct
nđc  nsb
1
T
T
T
T mm
dn
K

Theo bảng phụ lục P1.3(giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

https://lop5.net/
4
Ta chọn được động cơ kiểu: 4A132S4Y3
Các thông số của động cơ như sau:
Pđc = 7.5 kw
2
=
dn
K
T
T
; nđb = 1455 ( vòng/phút )
Ta thấy: Pđc = 7.5 > Pct
45
,
1
2
1
=

=
T
T
T
T mm
dn
K
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn
II. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền ut của hệ thống dẫn động
ut =
nđc
nlv
=
1455
28,66
= 49,2
mà: ut = un.uh
với un là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài. Chọn un = 3,15
ta có: uh =
ut
un
=
49,2
3,15
= 15,62
Tra bảng 3.1(Giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)
Chọn uh = 16 ta có u1=4,91; u2= 3,26
Trong đó: u1 là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh
u2 là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm
Tính lại: un =
h
t
u
u
=
49,2
16
=3,08
Ta có  =
3,15-3,08
3,15
.100% = 2,2 < 4%
III. Tính các thông số hình học
*, Công suất
- Công suất trên trục công tác
Pt = 6,82 ( kw )
- Công suất trên trục III là:
1
.
99
,
0
82
,
6
.
=
=
k
ot
t
III
P
P


=6,89 ( kw )

https://lop5.net/
5
- Công suất trên trục II là:
=
=
=
97
,
0
.
99
,
0
.
2
89
,
6
.
.
2 br
ol
III
II
P
P


3,585 ( kw )
- Công suất trên trục I là:
=
=
=
97
,
0
.
99
,
0
17
,
7
. br
ol
II
I
P
P


7,47 ( kw )
*, Số vòng quay
nI =
nđc
uđ
=
1455
3,15
= 462 ( vòng/phút )
nII =
nI
u1
=
462
4,91
= 94 ( vòng/phút )
nIII =
nII
u2
=
94
3,26
=29 ( vòng/phút )
*, Giá trị của momen
Tđc = 9,55.106
.
Pđc
nđc
= 9,55.106
.
7,5
1455
= 49227 (N.mm)
TI = 9,55.106
.
PI
nI
= 9,55.106
.
7,47
462
= 154412 (N.mm)
TII = 9,55.106
.
PII
nII
= 9,55.106
.
3,585
94
= 364221 (N.mm)
TIII = 9,55.106
.
PIII
nIII
= 9,55.106
.
6,89
29
= 2268948 (N.mm)
Bảng tính công suất, momen xoắn và tỉ số truyền
Trục
Thông số
Động
cơ
I II III
U Uđ = 3,15 U1= 4,91 U2 = 3,26
P(kw) 7,5 7,47 3,585 6,89
n(v/ph) 1455 462 94 29
T(N.mm) 49227 154412 364221 2268948

https://lop5.net/
6
PHẦN 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
A. Tính toán bộ truyền đai


2
1





d
d1
2
TiÕt diÖn A.
b

a : lµ kho¶ng c¸ch gi÷a hai trôc b¸nh ®ai.
: lµ gãc «m ®ai trªn b¸nh nhá vµ lín..
: lµ gãc gi÷a hai nh¸nh d©y ®ai.
: lµ chiÒu dµy cña d©y ®ai dÑt..
b : lµ chiÒu réng cña ®ai dÑt.
A : lµ diÖn tÝch tiÕt diÖn ®ai. A = bx

1 2

a


S¬ ®å bé truyÒn ®ai
1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong
hai ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn
phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta
lựa chọn loại đai dẹt được làm bằng vải và cao su.
2. Xác định đường kính đai nhỏ:
Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm:
( )3
1
1 T
.
4
,
6
2
,
5
d 
=
Ở đây T1 là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T1 = Tdc = 49227
(N.mm).
Thay số vào ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau:
( ) ( ) )
(
234
190
49227
.
4
,
6
2
,
5
.
4
,
6
2
,
5 3
3
1 mm
T
d dc 
=

=

=
Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được d1 = 224 (mm).
Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:
17
60000
1455
.
224
.
14
,
3
1000
.
60
.
. 1
1
=
=
=
n
d
v

(m/s).
Do v = 17 (m/s) < vmax = (2530) (m/s). Cho nên đường kính d1 là phù hợp
với điều kiện làm việc của bộ truyền.

https://lop5.net/
7
3. Xác định đường kính đai lớn:
Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: ( )

−
= 1
.
u
.
d
d 1
2
Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai  u = Ung = 3,15.
-  là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì  = 0,01 .
- d1 là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.
 ( ) ( ) ( ).
5
,
698
01
,
0
1
.
15
,
3
.
224
1
.
.
1
2 mm
u
d
d =
−
=
−
= 
Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d2 = 710 (mm). Bảng 21.15
* Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn. Ta có số vòng quay
thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau:
( ) ( ) 39
,
455
710
224
.
1455
.
01
,
0
1
.
.
1
2
1
1
'
2 =
−
=
−
=
d
d
n
n

(vòng/phút).
Với sai số vòng quay %
6
,
1
%
100
.
86
,
462
86
,
462
39
,
455
%
100
.
2
2
'
2
=
−
=
−
=

n
n
n
n
 n < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc
bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d2 đã
tính toán trên đây đạt yêu cầu.
4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.
)
1868
1401
(
)
710
224
).(
2
5
,
1
(
)
).(
2
5
,
1
( 2
1 
=
+

=
+

 d
d
a (mm)
Ta chọn a = 1500 (mm)
Khi đó L xác định theo công thức sau:
a
.
4
)
d
d
.(
2
)
d
d
.(
a
.
2
L 1
2
2
1 −

+
+

+
=
Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau:
4467
1500
.
4
)
224
710
.(
14
,
3
2
)
710
224
.(
14
,
3
1500
.
2 =
−
+
+
+
=
L (mm).
Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây
đai từ 100400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.

https://lop5.net/
8
5. Tính góc ôm đai 1.
Góc ôm 1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau:
( )
a
d
d
.
57
180 1
2
0
0 −
− .1 = 1800
-  =
Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có:
( ) '
31
161
5
.
161
1500
224
710
.
57
180 0
0
0
0
1 =
=
−
−
=

Nhận thấy rằng 1 = 1610
31’ > 1500
thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.
Số vòng chạy của đai:
i =
v(m/s)
L(m)
=
17
4,4667
=3,8 < imax = (35) (
1
s
)
6. Xác định chiều dày () và chiều rộng (b) của đai dẹt.
Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra
phải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc
không được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện
tượng trượt trơn hoàn toàn).
0
0
t
.
2




=
  t  2.0.0 = [t].
Mặt khác ta lại có:  
t
d
t
t
A
K
.
F


=
 
 
t
d
t K
.
F
.
b
A



= 
 


.
K
.
F
b
t
d
t
.
Trong đó: - Ft là lực vòng.
- Kd là hệ số tải động.
Lực vòng Ft được xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v
của đai:
).
(
2
,
441
17
1000
.
5
,
7
1000
.
N
v
P
F dc
t =
=
=
Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều .
Bảng 4.7

https://lop5.net/
9
Chiều dày của đai  được xác định theo tỉ số /d1 sao cho tỉ số không vượt
quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác
dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8
(Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .)
ta có (/d1)max = 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau:
/d1  1/40    d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm). Chọn  = 5 ( mm).
Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta
xác định được loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều dày của đai  = 5
(mm).
Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau:
     
t
t
t
d
t 2
,
103
.
5
,
4
15
,
1
.
404
.
K
.
F
b

=

=



Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau:
[t] =[t]o.Cp.C.Cv. (*)
Trong đó:
- Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do góc nghiêng bộ
truyền là 600
nên ta chọn Cb = 0,9
- C là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có:
C = 1 – 0,003.( 180o
- 1)
 C = 1 – 0,003.( 180o
- 161,5o
) = 0,94.
- Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. Cv = 1,04 – 0,0004.v2
 CV =
0,92.
[t]o là ứng suất có ích cho phép
Do góc nghiêng bộ truyền là 600
nên ta chọn o =1,8 (MPa)
Theo bảng 4.9 ta có: k1 = 2,5; k2 = 10
Nên [t]o = k1 -
k2.σ
d1
= 2,4

https://lop5.net/
10
[t] =[t]o.Cb.C.Cv = 2,4.0,9.0,94.0,92 = 1,87 (N/mm2
).
Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau:
 
)
(
6
,
56
5
.
87
,
1
2
,
1
.
2
,
441
.
2
,
1
.
2
,
441
mm
b
t
=
=



.
Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).
7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).
Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm).
8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr:
Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức:
Fr =2.Fo.sin(1/2) = 2.A.o.sin(1/2) = 2.b. .o.sin(1/2) =2 .b. . [t].
Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N).
Bảng kết quả tính bộ truyền đai.
mm
Tên đai lượng
mm
mm
Thêm 100 : 400
224
Đường kính đai lớn
Chiều rộng bánh đai.
Chiều dài dây đai
Tiết diện đai
Đường kính đai nhỏ
Lực tác dụng trục đai.
Đơn vị đo Kết qủa Ghi chú
mm
mm
N
710
71
4467
5x63
1178
Ký hiệu
d
d
B
L

F
xb
Góc ôm đai bánh nhỏ  độ 161 31'
0
1
2
1
2
mm
b 63
Chiều rộng đai.

https://lop5.net/
11
PHẦN III. TÍNH TOÁN CÁC TRUYỀN BÊN TRONG HỘP GIẢM
TỐC.
A.THIẾT KẾ CẶP BÁNH BÁNH RĂNG THẲNG Ở CẤP NHANH:
1.Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải
thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới
hạn bền chảy) lần lượt như sau:
HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)
lần lượt như sau:
HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uấn [f] cho phép.
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:
  ( ) xH
L
V
R
H
lim
H
H K
.
K
.
Z
.
Z
.
S

=
 .
Trong đó: - SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có   H
lim
H
H S
/

=

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như
sau:
HL
o
lim
H
lim
H K
.

=
 .

https://lop5.net/
12
Trong đó: - 
 lim
H là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ
khí) ta có công thức xác định 
 lim
H và SH như sau: 
 lim
H = 2.HB + 70 (MPa) còn
SH = 1,1.
Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như
sau:

H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).

H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KHL= 6
HE
HO N
N
Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4
.






=
=
=
=
=
=
7
4
,
2
4
,
2
2
2
7
4
,
2
4
,
2
1
1
10
.
47
,
1
235
.
30
.
30
10
.
7
,
1
250
.
30
.
30
HB
N
HB
N
HO
HO
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:
( ) .
n
.
t
.
T
/
T
.
c
.
60
N i
i
3
max
i
i
HE 
=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: ( ) .
.
.
/
.
.
60
3
max
2 i
i
i
HE n
t
T
T
c
N 
=
Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:
7
2
7
3
3
2 10
.
4
,
1
10
.
5
,
4
14000
.
94
.
8
6
,
4
.
)
66
,
0
(
8
2
,
3
1
.
1
.
60 =

=






+
= HO
HE N
N
1
=
→ HL
K
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

https://lop5.net/
13
  18
,
518
1
,
1
1
.
570
.
1
lim
1
=
=
=
H
HL
o
H
H
S
K

 (MPa).
  9
,
490
1
,
1
1
.
540
.
2
lim
2
=
=
=
H
HL
o
H
H
S
K

 (MPa)..
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép
xác định như sau:
     
( ) 9
,
490
,
min 2
1
=
= H
H
H 

 (MPa).
b. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:
  .
..
.
lim
F
FL
FC
F
F
S
K
K

 =
Trong đó: - [Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF.
- SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 (Bảng6.2).
- KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Chọn KFC = 1 do tải
đặt 1 phía, HB < 350
- KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền .
KFL = F
m
FE
FO N
N /
Trong đó - mF là bậc của đường cong mỏi, mF = 6 do HB < 350
- NFO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở, NFO = 4.106
với tất cả các loại
thép.
- NFE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
( ) .
.
.
/
.
.
60 max i
i
m
i
FE n
t
T
T
c
N F

=
Thay số vào ta có: (với bánh răng lớn trên trục II)
6
7
6
6
2 10
.
4
10
.
5
,
3
14000
.
94
.
8
6
,
4
.
)
66
,
0
(
8
2
,
3
1
.
1
.
60 =

=






+
= FO
FE N
N
1
=
→ FL
K
sau:

https://lop5.net/
14

F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).

F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa).
  1
,
257
75
,
1
1
.
1
.
450
.
.
1
lim
1
=
=
=
F
FC
FL
o
F
F
S
K
K

 (MPa).
  7
,
241
75
,
1
1
.
1
.
423
.
2
lim
2
=
=
=
F
FC
FL
o
F
F
S
K
K

 (MPa).
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng :
a1  Ka .(u1 + 1)
 
3
1
2
1
.
.
.
ba
H
H
u
K
T



Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) T1 =
154412 (N.mm)
- u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u1 = 4,91
- Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng. Ka = 49,5 (Bảng
6.5)
Tra bảng 6.6 ta có
- KH là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
Chọn KH = 1,05
Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục a1:
a1 49,5.(4,91+1). 3
2
154412.1,05
189,5
481,8 .4,91.0,35
= (mm)
Vậy ta chọn sơ bộ a1 = 182 (mm).
09
,
1
)
1
91
,
4
.(
035
.
53
,
0
)
1
(
.
53
,
0 1
. =
+
=
+
= u
ba
bd 


https://lop5.net/
15
 Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:
m = (0,01  0,02).a1 = (0,01  0,02).225 = 2,25  4,5.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có :
( ) ( )
38
,
25
1
91
,
4
.
3
225
.
2
1
.
.
2 1
1 =
+
=
+
=
u
m
a
Z 
Chọn Z1 = 25 răng.
 Z2 = U1 Z1 = 4,91.25 = 122,8 (răng). Chọn Z2 = 125 (răng).
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 25 + 125 = 150 .
* Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 = 2aw1/(u1+ 1) = 2.225/(4,91+1) = 76,1 (mm).
* Tính lại khoảng cách trục:
aw =
m.Zt
2
=
2
150
.
3
=225 (mm).
Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 490,9 MPa.
Do H =
1
1
1
1 .
)
1
.(
.
.
2
.
U
b
U
K
T
d
Z
Z
Z H
H
M


 +
;
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b : Chiều rộng vành răng.
- d1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động;
Ta đã biết được các thông số như sau:
- T1 = 154412 (N.mm).

https://lop5.net/
16
- b = ba . a = 0,35.225 = 78,75 mm ;
- U1 = 4,91 và d1 = 76,1 (mm).
- ZM = 274 Mpa1/3
vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5
- ZH = 76
,
1
40
sin
2
2
sin
2
0
=
=
tw

- Z = 85
,
0
)
3
/
73
,
1
4
(
3
/
)
4
( =
−
=
− 

Vì hệ số trùng khớp  = 1,88 – 3,2 73
,
1
125
1
25
1
2
,
3
88
,
1
1
1
2
1
=






+
−
=








+
Z
Z
.
- Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KH.KHα.KHv
KH = 1,05 (bảng 6.7)
KHα = 1 ( bánh răng thẳng)
KHv







=
=
=
=
+
=
+
=
5
,
5
91
,
4
225
.
84
,
1
.
73
.
006
,
0
.
.
.
1
,
1
1
.
05
,
1
.
154412
.
2
1
,
76
.
75
,
78
.
5
,
5
1
.
.
.
2
.
.
1
1
1
u
a
v
g
K
K
T
d
b
K
o
F
H
H
H
H
Hv








Vận tốc bánh dẫn: v = 84
,
1
60000
462
.
1
,
76
.
14
,
3
60000
.
. 1
1
=
=
n
d

m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  H =
0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go =
73.
 KH = KH.KHv.KHα = 1,05.1,1.1 = 1,155.
Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng
như sau:
H = 7
,
397
91
,
4
.
75
,
78
)
1
91
,
4
.(
155
,
1
.
154412
.
2
1
,
76
85
,
0
.
76
,
1
.
274
=
+
(MPa).

https://lop5.net/
17
Do H = 397,7 < [H] =490,9 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
*, Tính lại chiều rộng vành răng:
bw = 78,75.( 2
])
/[ H
H 
 = 78,75.(397,7/490,9)2
= 51,7 (mm)
Ta chọn bw = 70 (mm).
bw
‘
= 64(mm).
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn
tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:
F  [F].
Ta co:
m
d
b
Y
Y
Y
K
T F
F
F
.
.
.
.
.
2
1
1
.
1
1




 =  [F1]
F2 = F1 . YF2 / YF1  [F2].
Trong đó : - T1 = 154412 (N.mm).
- m = 3, b = 87,75 (mm), 1

d = 76,1 (mm).
+, 136
,
1
88
,
0
1
1
=
=
=



Y
- Yε là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- 
 là hệ số trùng khớp ngang
+, Yβ = 1- β/40 = 1- 0/40 = 1 ( do răng thẳng ).
- YF : Hệ số dạng răng.
Tra bảng 6.18 ta có: YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6
- KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KF.KF KFv.
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng
răng.
Tra bảng 6.7: KF = 1,1
- KF : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.

https://lop5.net/
18
KF = 1 (với bánh răng thẳng)
- m : Môdum của bánh răng.
- KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Còn







=
=
=
=
+
=
+
=
5
,
14
91
,
4
/
225
.
84
,
1
.
73
.
016
,
0
.
.
.
26
,
1
1
.
1
,
1
.
154412
.
2
1
,
76
.
75
,
78
.
5
,
14
1
.
.
.
2
.
.
1
1
1
u
a
v
g
K
K
T
d
b
K
o
F
F
F
F
F
Fv








Vận tốc bánh dẫn: v = 84
,
1
60000
462
.
1
,
76
.
14
,
3
60000
.
. 1
1
=
=
n
d

m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F =
0,016.
73.
 KF = KF.KF KFv = 1,1.1.1,26 = 1,39.
Vậy ta có: 1
,
93
3
.
1
,
76
.
75
,
78
9
,
3
.
39
,
1
.
154412
.
2
.
.
.
.
.
2
1
1
1
1 =
=
=
m
d
b
Y
K
T F
F
F


 (MPa).
 F2 = F1 . YF2 / YF1 = 93,1.3,6/3,9= 85,9 (MPa).
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
( )   ( )
( )   ( )



=

=
=

=
MPa
MPa
MPa
MPa
F
F
F
F
7
,
241
9
,
85
1
,
257
1
,
93
2
2
1
1




7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen
xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc
biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại
Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho
phép [H]max và [F1]max.

https://lop5.net/
19
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:
 
 




=


=

ch
max
F
ch
max
H
.
8
,
0
.
8
,
2
.
Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗi bánh răng xác định như
sau:
  ( )
  ( )



=
=

=

=
=

=

.
MPa
464
580
.
8
,
0
.
8
,
0
.
MPa
1624
580
.
8
,
2
.
8
,
2
ch
max
1
F
1
ch
max
1
H
  ( )
  ( )



=
=

=

=
=

=

MPa
360
450
.
8
,
0
.
8
,
0
.
MPa
1260
450
.
8
,
2
.
8
,
2
ch
max
2
F
2
ch
max
2
H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:






=


=

qt
F
max
F
qt
H
max
H
K
.
K
.
(*)
Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )   ( )
( )   ( )
( )   ( )







=

=
=
=
=

=
=
=
=

=
=
=
.
360
98
,
188
2
,
2
.
9
,
85
.
.
464
82
,
204
2
,
2
.
1
,
93
.
.
1260
9
,
589
2
,
2
.
7
,
397
.
max
2
2
max
max
1
1
max
max
1
1
max
MPa
MPa
K
MPa
MPa
K
MPa
MPa
K
F
qt
F
F
F
qt
F
F
H
qt
H
H









Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo
được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a = 182 mm.
- Môđun bánh răng: m = 3 mm.
- Chiều rộng vành răng: bw = 70 mm ; bw
‘
= 64 mm.
- Số răng bánh răng: Z1 = 25 và Z2 = 125 răng.
- Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.25 = 75 mm;
d2 = m.Z2 = 3.125 = 375 mm;

https://lop5.net/
20
- Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+ x1 -y).m = 81mm.
da2= d2 + 2(1+ x1 -y).m = 381mm.
- Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 67,5 mm.
df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 367,5 mm
- Đường kính cơ sở: db1 = d1. cos  = 66. cos 20
= 70,5 mm;
db2 = d2. cos  = 375. cos 20
= 352,4 mm
- Góc ăn khớp: o
t
t a
m
Z
ac 20
)
.
2
/
cos
.
.
cos( =
= 

 
- Góc prôfin răng gốc:  = 200
.
- Bánh răng không có sự dịch chỉnh.

https://lop5.net/
21
B. THIẾT KẾ CẶP BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG Ở CẤP CHẬM:
1.Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần
lượt như sau:
HB = 241  285; b1 = 850 MPa ; ch 1 = 580 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250.
Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia
công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần
lượt như sau:
HB = 192  240; b2 = 750 MPa ; ch2 = 450 Mpa
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235.
2. Xác định ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uấn [f] cho phép.
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:
  ( ) xH
L
V
R
H
lim
H
H K
.
K
.
Z
.
Z
.
S

=
 .
Trong đó: - SH là hệ số an toàn.
- ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.
- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.
- ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.
- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1    H
lim
H
H S
/

=

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như
sau:
HL
o
lim
H
lim
H K
.

=
 .
Trong đó: - 
 lim
H là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

https://lop5.net/
22
- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta
công thức xác định SH và 
 lim
H như sau: 
 lim
H = 2.HB + 70 ; SH = 1,1
sau:

H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).

H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KHL= 6
HE
HO N
N
Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4
.







=
=
=
=
=
7
4
,
2
4
,
2
2
2
7
4
,
2
4
,
2
1
1
10
.
47
,
1
235
.
30
.
30
10
.
2
250
.
30
.
30
HB
N
HB
N
HO
HO
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng nghiêng được
xác định như sau: ( ) i
i
m
max
i
HE n
.
t
.
T
/
T
.
c
.
60
N H

=
- mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3.
Vậy với bánh răng lớn ta có: ( ) i
i
3
max
i
2
HE n
.
t
.
T
/
T
.
c
.
60
N 
=
Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có.
7
2
7
3
3
2 10
.
47
,
1
10
.
4
,
1
14000
.
29
.
8
6
,
4
.
)
66
,
0
(
8
2
,
3
1
.
1
.
60 =

=






+
= HO
HE N
N
Ta chọn : 1
=
HL
K
  18
,
518
1
,
1
1
.
570
.
1
lim
1
=
=
=
H
HL
o
H
H
S
K

 (MPa).

https://lop5.net/
23
  9
,
490
1
,
1
1
.
540
.
2
lim
2
=
=
=
H
HL
o
H
H
S
K

 (MPa).
Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng
là
54
,
504
2
9
,
490
18
,
518
2
]
[
]
[
]
[ 2
1
=
+
=
+
= H
H
H


 (MPa).
Ta thấy: 25
,
1
03
,
1
9
,
490
54
,
504
]
[
]
[
min

=
=
H
H


Vậy ]
[ H
 = 504,54 (MPa) thỏa mãn
b. Ứng suất uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:
  .
/
.
.
.
.
.
lim F
FL
FC
xF
S
R
F
o
F S
K
K
K
Y
Y

 =
Trong đó:
- 
 lim
F là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.
- KFC là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt. KFC = 1
- YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước
răng.
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có
công thức xác định SF và 
 lim
H như sau: 
 lim
F = 1,8.HB và SF =1,75.
sau:

F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa).

F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng được xác định như sau:
KFL= 6
FE
FO N
N
Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106
được xác định cho mọi loại thép.
Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:

https://lop5.net/
24
( ) i
i
m
max
i
FE n
.
t
.
T
/
T
.
c
.
60
N F

=
- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6.
Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có: ( ) i
i
6
max
i
2
FE n
.
t
.
T
/
T
.
c
.
60
N 
=
Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:
6
2
7
6
6
2 10
.
4
10
.
09
,
1
14000
.
29
.
8
6
,
4
.
)
66
,
0
(
8
2
,
3
1
.
1
.
60 =

=






+
= FO
FE N
N
Ta chọn 1
=
FL
K
  1
,
257
75
,
1
1
.
450
.
1
lim
1
=
=
=
F
FL
o
F
F
S
K

 (MPa).
  7
,
241
75
,
1
1
.
423
.
2
lim
2
=
=
=
F
FL
o
F
F
S
K

 (MPa).
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a
a2  Ka . (u2 + 1)
 
3
2
2
.
.
.
ba
H
H
u
K
T



(mm)
Trong đó: - T là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
- ba = b/a1 = 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng. (bảng 6.7)
- KH là hệ số tập trung tải trọng.
- u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.
Ở đây ta đã có:
- T = T2 = 364221 (N.mm).

https://lop5.net/
25
- u2 = 3,26; và [H ] = 518,15 (MPa)
- Ka là hệ số phụ thuộc vật liệu. Tra bảng 6.5 chọn Ka = 43
9
,
0
)
1
2226
,
3
.(
4
,
0
.
53
,
0
)
1
(
.
53
,
0 2 =
+
=
+
= u
ba
bd 

Tra bảng 6.7 ta chọn K 
H =1,13
Thay số vào ta có:
3
,
193
4
,
0
.
26
,
3
.
15
,
518
13
,
1
.
364221
)
1
26
,
3
.(
43 3
2
2 =
+


a (mm)
Chọn a 2
 = 215 (mm)
4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.
* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau:
m = (0,01  0,02).a1 = (0,01  0,02).240 = 2,4  4,8 mm.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 3 mm.
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng
của mỗi bánh răng là  = 30  40. Vậy chọn sơ bộ  = 350
 cos  = 0,82 khi
đó ta có:
( ) ( )
8
,
30
1
26
,
3
.
3
82
,
0
.
240
.
2
1
.
cos
.
.
2 2
1 =
+
=
+
=
u
m
a
Z


. Chọn Z1 = 30 (răng).
Z2 = U2 Z1 = 3,26.30 = 97,8 (răng). Chọn Z2 = 98 (răng).
 Zt = Z1 + Z2 = 30 + 98 = 128.
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:
 = arccos[(m.Zt)/(2.a)] = arccos[(3.128/(2.240)] = 36,870
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện H  [H] = 504,54 (MPa).
Do H =
2
2
1 .
)
1
.(
.
.
2
.
U
b
U
K
T
d
Z
Z
Z H
H
M


 +
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

https://lop5.net/
26
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV. KH.
- d1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính được các thông số:
- T = 364221 (N.mm).
- b = ba
 .a = 0,4.240 = 96 (mm) .
- d1 = 2.a/(u+1) = 2.240/(3,26+1) = 112,7(mm). Và u2 = Uch = 3,26.
- ZM = 274 Mpa1/3
Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
- ZH = 46
,
1
75
,
0
8
,
0
.
2
49
sin
87
,
36
cos
.
2
2
sin
cos
2 0
=
=
= 
tw


.(t = actg(tg/cos) 24,50
- Z = 845
,
0
4
,
1
/
1
/
1 =
=

 .
Vì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/30 +1/98 )].cos36,870
=1,4
Do vận tốc bánh dẫn: v = 55
,
0
60000
94
.
7
,
112
.
14
,
3
60000
.
. 1
1
=
=
n
d

m/s < 4 m/s tra Bảng
6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính
xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được
: KH = 1,13.
Còn







=
=
=
=
+
=
+
=
69
,
0
26
,
3
240
.
55
,
0
.
73
.
002
,
0
.
.
.
008
,
1
13
,
1
.
13
,
1
.
5
,
364220
.
2
7
,
112
.
96
.
69
,
0
1
.
.
.
2
.
.
1
1
1
u
a
v
g
K
K
T
d
b
K
o
H
H
H
H
Hv








Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  H =
0,002.
73.

https://lop5.net/
27
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  KH =
1,13.
 KH = KH.KHV. KH =1,13.1,008. 1,13 = 1,29.
Thay số : H = 2
,
339
26
,
3
.
96
)
1
26
,
3
.(
29
,
1
.
5
,
364220
.
2
7
,
112
845
,
0
.
46
,
1
.
274
=
+
(Mpa)
Nhận thấy rằng H = 339,2 (MPa) < [H] = 504,54 (MPa) do đó bánh răng
nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.
*, Tính lại chiều rộng vành răng:
bw =96.( 2
])
/[ H
H 
 =96.(339,2/504,54)2
=43,4 (mm)
Chọn bw = 60 (mm) .
bw
‘
= 0,9.60 = 54 (mm). Chọn bw
‘
= 55 (mm).
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất
uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F]
hay: F  [F].
Mà
m
d
b
Y
Y
Y
K
T F
F
F
.
.
.
.
.
.
.
2
1
1
1
1




 = còn F2 = F1 . YF2 / YF1
Trong đó:
- Y 71
,
0
4
,
1
1
1
=
=
=



- 74
,
0
140
87
,
36
1
140
1 =
−
=
−
=


Y
Do





=

=
=
=

=
=
6
,
3
4
,
191
)
/(cos
61
,
3
6
,
58
)
/(cos
2
3
2
2
1
3
1
1
F
v
F
v
Y
Z
Z
Y
Z
Z


Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính
toán...).
Còn







=
=
=
=
+
=
+
=
07
,
2
26
,
3
/
240
.
55
,
0
.
73
.
006
,
0
.
.
.
02
,
1
37
,
1
.
3
,
1
.
5
,
364220
.
2
7
,
112
.
96
.
07
,
2
1
.
.
.
2
.
.
1
1
1
u
a
v
g
K
K
T
d
b
K
o
F
F
F
F
Fv









https://lop5.net/
28
Vận tốc bánh dẫn : v = 55
,
0
60000
94
.
7
,
112
.
14
,
3
60000
.
. 1
1
=
=
n
d

(m/s) < 4 (m/s) tra Bảng
6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính
xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được
KF =1,37.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F =
0,006.
73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...)  KF = 1,3.
 KF = KF KF KFv = 1,37.1,3.1,02 = 1,82.
Vậy ta có: 5
,
77
3
.
7
,
112
.
96
61
,
3
.
71
,
0
.
74
,
0
.
82
,
1
.
5
,
364220
.
2
.
.
.
.
.
.
.
2
1
1
1
1 =
=
=
m
d
b
Y
Y
Y
K
T F
F
F




 (MPa).
 F2 = F1 . YF2 / YF1 = 77,5.3,6/3,61 = 77,3 (MPa).
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
( )   ( )
( )   ( )



=

=
=

=
MPa
MPa
MPa
MPa
F
F
F
F
7
,
241
3
,
77
1
,
257
5
,
77
2
2
1
1




7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực
đại Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép
[H]max và [F1]max.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max được xác định như sau:
 
 




=


=

ch
max
F
ch
max
H
.
8
,
0
.
8
,
2
.
Vậy suất quá tải cho phép [H]max và [F1]max của mỗ bánh được xác định như
sau:
  ( )
  ( )



=
=

=

=
=

=

.
MPa
464
580
.
8
,
0
.
8
,
0
.
MPa
1624
580
.
8
,
2
.
8
,
2
1
ch
max
1
F
1
ch
max
1
H

https://lop5.net/
29
  ( )
  ( )



=
=

=

=
=

=

.
MPa
360
450
.
8
,
0
.
8
,
0
.
MPa
1260
450
.
8
,
2
.
8
,
2
2
ch
max
2
F
2
ch
max
2
H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:






=


=

qt
F
max
F
qt
H
max
H
K
.
K
.
(*)
Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )   ( )
( )   ( )
( )   ( )







=

=
=
=
=

=
=
=
=

=
=
=
.
360
170
2
,
2
.
3
,
77
.
.
464
5
,
170
2
,
2
.
5
,
77
.
.
1260
1
,
503
2
,
2
.
339,2
.
max
2
2
max
max
1
1
max
max
2
max
MPa
MPa
K
MPa
MPa
K
MPa
MPa
K
F
qt
F
F
F
qt
F
F
H
qt
H
H









Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo
được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a = 215 mm.
- Môđun pháp bánh răng: m =3 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b = 60 mm ; bw
‘
= 55mm.
- Số răng bánh răng: Z1 = 30 và Z2 = 98.
- Góc nghiêng của răng:  = 36,870
.
- Góc prôfin gốc :  = 20
.
- Góc ăn khớp: t = t = arctg(tg/cos) = 24,50
.
- Đường kính chia : d1 = m.Z1/cos = 3.30/0,8 = 112,5 mm.
d2 = m.Z2/cos =3.98/0,8 = 367,5 mm.
- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 112,5 + 2.3 = 118,5 mm.
da2 = d2 + 2.m = 367,5 + 2.3 = 373,5 mm.
- Đường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5. m = 112,5 - 2,5.3 = 105mm.

https://lop5.net/
30
df2 = d2 - 2,5.m = 367,5 - 2,5.3 = 360 mm.
- Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos  = 112,5.cos 20
= 105,7
mm,
db2 = d2. cos  = 367,5. cos 20
= 345,3 m

https://lop5.net/
31
C. THIẾT KẾ TRỤC
1. chọn vật liệu
Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung
bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và có các tính chất như sau:
- σb = 600 Mpa ; σch = 340 Mpa
Với độ cứng là 200HB
ứng suất xoắn cho phép là [ τ] = 15 … 30 Mpa ( lấy giá nhỏ đối với trục vào và
giá trị lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc
2. xác định sơ bộ đường kính trục
Theo (10.9), đường kính trục thứ k với k =1…3
3 ]
[
2
,
0
/ 
k
k T
d 
-Ta có T1 = 154412 (N.mm) ; chọn [τ] = 15 => d1 3
15
.
2
,
0
/
154412
 37,2 (mm)
Chọn d1= 40 (mm) => bo1 = 23 (bảng 10.2)
Ta có T2 = 364221 (N.mm) ; chọn [τ] = 20 => d2  45 (mm)
Chọn d2 = 45 (mm) => bo2 = 25
- Ta có T3 = 2268948 (N.mm) ; chọn [τ] = 30 => d3  72,3 (mm)
Chọn d3 = 75 (mm) => bo3 = 37
3. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ bảng 10.3 ta chọn:
- k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa
các chi tiết với nhau. Chọn k1 = 10 mm ; k2 = 10 mm ; k3 = 15 mm ; hn = 20
mm
- k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp. Chọn k2 = 10 mm
- k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp. Chọn k3 = 15 mm
- hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Chọn hn = 20 mm
Ta có chiều dài may ơ, bánh đai ,răng nối trục
- lm12 = (1,2  1,5).d1= (1,2  1,5).40 = 48 60

Chọn lm12 = 55 mm
Chọn lm13 = 60 mm

https://lop5.net/
32
- lm22 = lm24 = (1,2  1,5).d2 = (1,2  1,5).45 = 54  67,5
Chọn lm22 = l24 = 60 mm
- lm23 = (1,2 … 1,5).d2 = 54  67,5
Chọn lm23 = 64 mm
- chiều dài may ơ khớp nối
lm33= ( 1,4  2,5).d3 = ( 1,4  2,5).75=105  187,5
Chọn lm33 = 150 mm
Khoảng cách công xôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai vào là :
- lc12 = 0,5. (bo1 + lm12) + k3 + hn = 0,5.( 23 + 50) + 15 + 20 = 71,5 mm
Chọn lc12 = 72 mm
Khoảng công xôn để nối trục đàn hồi trên trục ra là:
- lc33 = 0,5. (bo3 + lm33) + k3 + hn = 0,5.( 37 + 150 ) +15 +20 = 128,5 mm
Chọn lc33 = 130 mm

https://lop5.net/
33
• Khoảng cách trên các trục là :
* Trên trục II
- l22 = 0,5. (lm22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5.(60 +25) +10 +10 = 62,5 (mm)
Chọn l22 = 63 (mm)
- l23 = l22 + 0,5.( lm22 + lm23 ) + k1 = 63 + 0,5. ( 60 + 64) +10 = 135 (mm)
- l24 = 2l23 – l22 = 2.135 – 63 = 207 (mm)
- l21 = 2.l23 = 2.135 = 270 (mm)

https://lop5.net/
34
* Trên trục III
- l32 = l22 = 63 (mm)
- l31 = l21 = 270 (mm)
- l33 = l24 = 207 (mm)
* Trên trục I
- l12 = lc12 = 72 (mm)
- l13 = l23 = 135 (mm)
- l11 = l21 = 270 (mm)
Khoảng cách giữa các gối đỡ
- l11 = l21 = l31 = 270 (mm)
Kết quả tính toán
Trục thứ Khoảng cách lki
I l12 = 72 mm ; l13 = 135 mm ;
l11= 270 mm
II l22 = 63 mm ; l23 = 135 mm ;
l24 =207 mm ; l21 = 270 mm
III l32 = 63 mm; l31 = 270 mm;
l33 = 207 mm
4. Tính các lực tác dụng lên trục
Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực trong bộ truyền
bánh răng khi ăn khớp
- Lực tác dụng của đai lên trục Fđ = 1178 (N)
Vì vậy ta có:
Fxđ = Fđ.cosα = 1178. cos 500
= 589 (N)
( với α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài)
Fyđ = Fđ. sinα = 1178. sin 500
= 1020 (N)
- Lực tác dụng lên khớp nối :
Fk = (0,2  0,3). 2T3/ Dt

https://lop5.net/
35
Với T3 = 2268948 (N.mm) ta chọn Dt = 200 ( theo bảng 16.10a)
=> Fk = (0,2  0,3).2.2268948/200 = 4538  6807
Lấy Fk = 6000 (N)
Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền đai được chia làm 3 thành phần
Ft : lực vòng ; Fr : lực hướng tâm ; Fa : lực dọc trục
Trong đó:
Cặp bánh răng thằng
Ft1 = Ft2 = 2T1/ d1 = 2.154412/75 = 4118 (N)
Fr1 = Ft1. tgαtw = 4118.tan20o
=1499(N)
Cặp bánh răng nghiêng:
Ft3 = Ft4 = 2T2/d1 = 2.364221/112,5 = 6475 (N)
Fr3 = Fr4 = Ft3.tgαtw / cos = 6475.tg24,5o
/cos36,87o
= 3684 (N)
Fa3 = Fa4 = Ft3.tg = 6475tg36,870
= 4856 (N)
*. Xác định đường kính trục vào của hộp giảm tốc
a. các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men
- lực từ bánh đai tác dụng lên trục:
Fxđ = 589 (N)
Fyđ = 1020 (N)
- lực từ bánh răng thẳng tác dụng lên trục:
Ft1 = 4118 (N)
Fr1 = 1499 (N)
Từ biểu đồ lực ta có hệ:







=
−
+
=
=
−
+
=
=
+
−
−
=
=
+
−
+
=




0
.
270
.
135
.
72
0
.
270
.
135
.
72
0
0
1
1
1
1
yB
r
yđ
yA
xB
t
xđ
xA
yB
r
yA
yđ
y
xB
t
xA
xđ
x
F
F
F
M
F
F
F
M
F
F
F
F
F
F
F
F
F
F
Gải hệ phương trình ta có:

https://lop5.net/
36







=
=
=
=
5
,
1021
2216
5
,
542
1313
yB
xB
yA
xA
F
F
F
F
b, Tính momen trên trục:
+, Mx
Mxđt = Mxđp = 0 (N.mm)
MxA = 72. Fyđ = -72.1020 = -73440 (N.mm)
MxCt = MxCp = -[(72+135). Fyđ - FyA .135] = -[207.1020-542,5.135] = - 137903
(N.mm)
+,My
MyA = Fxđ .72 = 589.72 = 42408 (N.mm)
MyC = Fxđ .(72+135) +FxA .135 = 589.207 + 589.135 = 299178 (N.mm)
+, Mz
Mz = Ft1.( d1 /2) = 4118.( 75/2) = 154425 (N.mm)

https://lop5.net/
37
Biểu đồ mômen trên trục I
C, Tính chính xác trục I của hộp giảm tốc
Theo công thức 10.15;10.16;10.17 ta tính được
- Tại chỗ lắp bánh đai
- Mđ = 0
- Mtđđ = 133725
154412
.
75
,
0
.
75
,
0 2
2
1 =
=
T (N.mm)
=> dđ = 68
,
27
63
.
1
,
0
133725
]
.[
1
,
0
3
3 =
=

tđđ
M
( mm)
Ta chọn [σ] = 63 theo bảng 10.5
Chọn dđ theo tiêu chuẩn ta được dđ = 28 mm
- Tại chỗ lắp ổ lăn (tiết diện A)
MA = yA
xA M
M 2
2
+ = 84805 (N.mm)

https://lop5.net/
38
MtđA = 158348
154412
.
75
,
0
430401
.
75
,
0 2
2
2
1
2
=
+
=
+ T
M A ( N.mm)
=> dA = 29,3 (mm)
Chọn dA theo tiêu chuẩn d10 = 35 (mm)
- Tại chỗ lắp bánh răng
MC = yC
xC M
M 2
2
+ = 329431 (N.mm)
MtđC = 2
1
2
.
75
,
0 T
MC + = 355538 (N.mm)
 dC = 3
]
.[
1
,
0 
tdC
M
= 38,35 (mm)
Chọn dC = 40 (mm)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau:
Đường kính chỗ lắp bánh răng dC =40 mm
Đường kính chỗ lắp ổ lăn dA = dB = 35 mm
Đường kính chỗ lắp bánh đai dđ = 30 mm
Dựa vào bảng 9.1a sách [1] ta chọn then lắp bánh răng
- b =12 ; h = 8 ; t1 = 5 ; t2 = 3,3
D, Kiểm nghiệm về độ bền mỏi
kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện

+
=


 
2
2
.
S
S
S
S
S [s]
Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 … 2,5 )
Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 … 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)
sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng
suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21
mj
a
d j
j
j
k
S







.
.
1
+
= −
j
j
j m
a
d
Tj
k
S





 .
.
1
+
= −

https://lop5.net/
39
Trong đó σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn xoắn của chu trình đối xứng, vật liệu thép
45 thường hóa có )
(
600 MPa
b =

σ-1 =0,436. b
 = 0,436.600 = 261,6 (MPa)
τ-1 = 0,58.σ-1= 151,73 (MPa)
Theo bảng 10.7 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi
ψσ = 0,05
ψτ = 0
vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối
xứng do đó
σm= 0 ; σa= σmax = Mj/ Wj
tại tiết diện C ( chỗ lắp bánh răng )
có MC = 329431 (N.mm)
WC =
40
.
2
)
5
40
.(
5
.
12
32
40
.
.
2
)
(
.
32
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


C
C
C
d
t
d
t
b
d
= 5361
- σC = MC / WC = 329431/ 5361 = 61,4 Mpa
WoC =
40
.
2
)
5
40
.(
5
.
12
16
40
.
.
2
)
(
.
16
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


C
C
C
d
t
d
t
b
d
= 11641
Vì trục quay 1 chiều,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động
- τm = τa = Tmax / 2 = Tj / 2.Woj
Ta có T1= 154412 N.mm, WoC = 11641
τmC = τaC = T1 /2.WoC = 154412/2.11641 = 6,6
hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 là
Kσd = (Kσ/ εσ + Kx - 1)/ Ky
Kτd = (Kτ/ετ + Kx - 1)/ ky
Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
Ra= 2,5 … 0,63μm. Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái
bề mặt kx = 1,06 . do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng
bền ky = 1.

https://lop5.net/
40
Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then
ứng với vật liệu có σb = 600 Mpa là kσ = 1,46 ; kτ = 1,54. theo bảng 10.10 tra
được hệ số kích thước tai tiết diện C là :
- εσ13 = 0,85 ; ετ13 = 0,78
Vậy kσd = (1,46/0,85+1,06-1)/1 = 1,78
kτd = (1,54/0,78+1,06-1)/1 = 2,03
ta có :
4
,
2
0
.
05
,
0
4
,
61
.
78
,
1
16
,
261
.
.
1
=
+
=
+
= −
mC
C
dC
C
k
S







3
,
11
6
.
6
.
0
6
,
6
.
03
,
2
73
,
151
.
.
1
=
+
=
+
= −
C
C m
aC
d
TC
k
S






vậy ta có 3
,
2
3
,
11
4
,
2
3
,
11
.
4
,
2
.
2
2
2
2
=
+
=
+
=


 
S
S
S
S
S > [S]
vậy tiết diện C ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi)
*, Xác định đường kính trục II của hộp giảm tốc
- lực từ bánh răng thẳng tác dụng lên trục:
Ft2 = 4118 (N)
Fr2 = 1499 (N)
-Lực từ bánh răng nghiêng tác dụng lên trục:
Ft3 = Ft4 = 6475 (N)
Fr3 = Fr4 = 3684 (N)
Fa3 = Fa4 = 4856 (N)
3 2 4
3 2 4
3 2 4
3 2 4
0
0
63. 135. 207. 270 0
63. 135. 207 270. 0
x xD t t t xH
y yD r r r yH
xD t t t xH
yD r r r yH
F F F F F F
F F F F F F
M F F F F
M F F F F
 = − − − + =

= − + − + =


= + + − =

 = − + − =






https://lop5.net/
41







=
=
=
=
)
(
5
,
2934
)
(
8534
)
(
5
,
2934
)
(
8534
N
F
N
N
F
N
F
N
F
yD
xD
yH
xH
+, Mx
MxEt = -FyD . 63 = -2934,5.63 = -184873,5 (N.mm)
MxEp = -[FyD . 63 +Fa3.(d3 /2)] = -[184873,5 + 4856.112,5/2] = -458023,5
(N.mm)
MxF = -135. FyD + (135 - 63).Fr3 = -135.2934,5 + 72.3684 = -130909,5 (N.mm)
MxGt = MxEp = -458023,5 (N.mm)
MxGp = MxEt = -184873,5 (N.mm)
+,My
MyE = -FxD.63 = -8534.63 = -537642 (N.mm)
MyF = -FxD.135 + Ft3.72= -8534.135 +6475.72 = -685890 (N.mm)
MyG = MyE = -537642 (N.mm)
+, Mz
Mz = Ft3 .( d3/2) = 6475.( 112,5/2) = 364219 (N.mm)

https://lop5.net/
42
Biểu đồ mômen trên trục II

https://lop5.net/
43
c, Tính chính xác trục II của hộp giảm tốc
- Tại chỗ lắp bánh răng nghiêng (tiết diện E):
- ME = 684717
537642
5
,
424003 2
2
2
2
=
+
=
+ yE
xE M
M (N.mm)
- MtđE = 753877
364221
.
75
,
0
684717
.
75
,
0 2
2
2
2
2
=
+
=
+ T
ME (N.mm)
=> dE = 3
,
49
63
.
1
,
0
753877
]
.[
1
,
0
3
3 =
=

E
M
( mm)
Chọn dE theo tiêu chuẩn ta được dE = 50 mm
- Tại chỗ lắp bánh răng thẳng (tiết diện F)
MF = yF
xF M
M 2
2
+ = 698271 (N.mm)
MtđF = 766208
364221
.
75
,
0
698271
.
75
,
0 2
2
2
2
2
=
+
=
+ T
M F ( N.mm)
=> dF = 3
]
.[
1
,
0 
F
M
= 49,5( mm)
Chọn dF = 52 (mm)
Xuất phát từ yêu cầu lắp ghép ta chọn dD = dH =45 (mm)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau:
Đường kính chỗ lắp bánh răng thẳng dF =52 mm
Đường kính chỗ lắp ổ lăn dD = dH = 45 mm
Đường kính chỗ lắp bánh răng nghiêng dE = dG = 48 mm
Dựa vào bảng 9.1a sách [1] ta chọn then lắp bánh răng thẳng
- b =16 ; h = 10 ; t1 = 6 ; t2 = 4,3
ta chọn then lắp bánh răng nghiêng
- b =14 ; h = 9 ; t1 = 5,5 ; t2 = 3,8

+
=


 
2
2
.
S
S
S
S
S [s]

https://lop5.net/
44
mj
a
d j
j
j
k
S







.
.
1
+
= −
j
j
j m
a
d
Tj
k
S





 .
.
1
+
= −
(
600 MPa
b =

σ-1 =0,436. b
 = 0,436.600 = 261,6 (MPa)
τ-1 = 0,58.σ-1= 151,73 (MPa)
bền mỏi
ψσ = 0,05
ψτ = 0
xứng do đó
*, Tại tiết diện E ( chỗ lắp bánh răng nghiêng )
có ME = 684717 (N.mm)
WE =
50
.
2
)
5
,
5
50
.(
5
,
5
.
14
32
50
.
.
2
)
(
.
32
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


E
E
E
d
t
d
t
b
d
= 10741
- σE = ME / WE = 684717/ 10741 = 63,7 Mpa
WoE =
50
.
2
)
5
,
5
50
.(
5
,
5
.
14
16
50
.
.
2
)
(
.
16
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


E
E
E
d
t
d
t
b
d
= 23006
- τm = τa = Tmax / 2 = Tj / 2Woj
Ta có T2= 364221 N.mm, WoE = 23006

https://lop5.net/
45
τmE = τaE = T2 /2.WoE = 364221/2.23006 = 7,9
bền ky = 1.
được hệ số kích thước tai tiết diện E là :
- εσ13 = 0,81 ; ετ13 = 0,76
Vậy kσdE = (1,46/0,81+1,06-1)/1 = 1,8
kτdE = (1,54/0,76+1,06-1)/1 = 2,09
ta có :
2
,
2
0
.
05
,
0
7
,
63
.
86
,
1
16
,
261
.
.
1
=
+
=
+
= −
mE
E
dE
E
k
S







2
,
9
9
,
7
.
0
9
,
7
.
09
,
2
73
,
151
.
.
1
=
+
=
+
= −
E
E m
aE
d
TE
k
S






vậy ta có 14
,
2
2
,
9
2
,
2
2
,
9
.
2
,
2
.
2
2
2
2
=
+
=
+
=


 
S
S
S
S
S > [S]
vậy tiết diện E ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi)
*, Tại tiết diện F ( chỗ lắp bánh răng thẳng )
có MF = 698271 (N.mm)
WF =
55
.
2
)
6
55
.(
6
.
16
32
55
.
.
2
)
(
.
32
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


F
F
F
d
t
d
t
b
d
= 14230
- σF = MF / WF = 698271/ 14230 = 49 Mpa
WoF =
55
.
2
)
6
55
.(
6
.
16
16
55
.
.
2
)
(
.
16
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


F
F
F
d
t
d
t
b
d
= 30556

https://lop5.net/
46
Ta có T2= 364221 N.mm, WoF = 30556
τmF = τaF = T2 /2.WoF = 364221/2.30556 = 6
bền ky = 1.
được hệ số kích thước tai tiết diện F là :
- εσ13 = 0,81 ; ετ13 = 0,76
Vậy kσdF = (1,46/0,81+1,06-1)/1 = 1,86
kτdF = (1,54/0,76+1,06-1)/1 = 2,09
ta có :
9
,
2
0
.
05
,
0
49
.
86
,
1
16
,
261
.
.
1
=
+
=
+
= −
mF
F
dF
F
k
S







12
6
.
0
6
.
09
,
2
73
,
151
.
.
1
=
+
=
+
= −
mF
aF
dF
TF
k
S






vậy ta có 8
,
2
12
9
,
2
12
.
9
,
2
.
2
2
2
2
=
+
=
+
=


 
S
S
S
S
S > [S]
vậy tiết diện F ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi)
*, Xác định đường kính trục III của hộp giảm tốc
-Lực từ bánh răng nghiêng tác dụng lên trục:
Ft6 = Ft5 = Ft3 = 6475 (N)
Fr6 = Fr5 = Fr3 = 3684 (N)
Fa6 = Fa5 = Fa3 = 4856 (N)
- Lực khớp nối: Fk = 6000 (N)

https://lop5.net/
47







=
−
+
=
=
+
−
+
+
=
=
+
−
−
=
=
+
−
−
−
=




0
.
270
207
.
63
0
).
130
270
(
.
270
.
207
.
63
0
0
6
5
6
5
6
5
6
5
yM
r
r
yI
K
xM
t
t
xI
M
r
r
yI
y
K
xM
t
t
xI
x
F
F
F
M
F
F
F
F
M
Y
F
F
F
F
F
F
F
F
F
F







=
=
=
=
)
(
3684
)
(
3065
)
(
3684
)
(
10015
N
F
N
N
F
N
F
N
F
yM
xM
yI
xI
+, Mx
MxKt = FyI. 63 = 3684.63 = 232092 (N.mm) ( Tính từ I - P)
MxKp = FyI. 63 - Fa5.(d5/2) = 232092 - 4856.367,5/2 = -660198 (N.mm)
MxLt = MxKt = 232092 (N.mm) ( Tính từ P - I )
MxLp= MxLp - Fa6. d6 /2 = -660198 (N.mm)
+,My
MyK = FxI.63 = 10015.63 = 630945 (N.mm)
MyL = FxI.207 - Ft5.(207 - 63)= 10015.207 - 6475.144 = 1140705 (N.mm)
MyM = FxI. 270 - Ft5 .(270-63) - Ft6.63 = 955800 (N.mm)
+, Mz
Mz = Ft5.( d5/2) = 6475.( 367,5/2) = 1189781 (N.mm)

https://lop5.net/
48
Biểu đồ momen trên trục III

https://lop5.net/
49
c, Tính chính xác trục III của hộp giảm tốc
- Tại chỗ lắp bánh răng nghiêng (tiết diện K):
- MK = 1092828
630945
892290 2
2
2
2
=
+
=
+ yK
xK M
M (N.mm)
- MtđK = 2248414
2268948
.
75
,
0
1092828
.
75
,
0 2
2
2
3
2
=
+
=
+ T
M K (N.mm)
=> dK = 93
,
70
63
.
1
,
0
2248414
]
.[
1
,
0
3
3 =
=

tđđ
M
( mm)
Chọn dK theo tiêu chuẩn ta được dK = 70 mm
-Tại khớp nối:
MP = 0
MtđP = 1964967
2268948
.
75
,
0
0 2
=
+ (N.mm)
dP = 3
63
.
1
,
0
1964967
= 67,8 (mm)
Chọn dP = 65 mm
Xuất phát từ yêu cầu lắp ghép ta chọn
dK = dL = 75 mm
dI = dM = 70 mm
dP = 65 mm
Dựa vào bảng 9.1a sách [1] ta chọn then lắp bánh răng nghiêng
- b = 20 ; h = 12 ; t1 = 7,5 ; t2 = 4,9

+
=


 
2
2
.
S
S
S
S
S [s]

https://lop5.net/
50
mj
a
d j
j
j
k
S







.
.
1
+
= −
j
j
j m
a
d
Tj
k
S





 .
.
1
+
= −
(
600 MPa
b =

σ-1 =0,436. b
 = 0,436.600 = 261,6 (MPa)
τ-1 = 0,58.σ-1= 151,73 (MPa)
bền mỏi
ψσ = 0,05
ψτ = 0
xứng do đó
*, Tại tiết diện K ( chỗ lắp bánh răng nghiêng )
có MK = 1092828 (N.mm)
WK =
75
.
2
)
12
75
.(
12
.
20
32
75
.
.
2
)
(
.
32
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


K
K
K
d
t
d
t
b
d
= 35046
- σK = MK / WK = 1092828/ 35046 = 31,2 Mpa
WoK =
75
.
2
)
12
75
.(
12
.
20
16
75
.
.
2
)
(
.
16
. 2
3
2
1
.
1
3
−
−
=
−
−


K
K
K
d
t
d
t
b
d
= 76443
Ta có T3 = 2268948 N.mm, WoK = 76443
τmE = τaE = T3/2.WoE = 2268948/2.76443 = 14,8

https://lop5.net/
51
bền ky = 1.
được hệ số kích thước tai tiết diện K là :
- εσK = 0,73 ; ετK = 0,71
Vậy kσdK = (1,46/0,73+1,06-1)/1 = 2,06
kτdK = (1,54/0,71+1,06-1)/1 = 2,2
ta có :
06
,
4
0
.
05
,
0
2
,
31
.
06
,
2
16
,
261
.
.
1
=
+
=
+
= −
mK
K
dK
K
k
S







7
,
4
8
,
14
.
0
8
,
14
.
2
,
2
73
,
151
.
.
1
=
+
=
+
= −
K
K m
aK
d
TK
k
S






vậy ta có 3
7
,
4
06
,
4
7
,
4
.
06
,
4
.
2
2
2
2
=
+
=
+
=


 
S
S
S
S
S > [S]
vậy tiết diện K ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi)
D. TÍNH TOÁN KIỂU THEN LẮP TRÊN TRỤC
Để then làm việc tốt với mối ghép thì kích thược của then phải đáp ứng được
các điều kiện ứng suất dập và ứng suât cắt phát sinh trong quá trình làm việc
phải nhỏ hơn giá trị giới hạn cho phép ứng với mỗi loại vật liệu.
Ta có:
d = 2.T/[d.lt(h- t1)]  [d] Còn c = 2.T/(d.ltb)  [c] ;
Trong đó các đại lượng được xác định như sau:
- d,c làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa).
- d là đường kính trục lặp then (mm).
- T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm).
- lt = (0,8  0,9)lm. Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm).

https://lop5.net/
52
- b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm).
- [d] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng
va đập nhẹ [d] = 100 MPa ;
- [c ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu
tải trọng va đập nhẹ [c] = 20  30 MPa ;
*, Xét trên trục I
d = 40 (mm); b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3; T1 =154412 (N.mm)
]
[
2
,
71
)
5
8
.(
45
.
40
/
154412
.
2 b
d 
 
=
−
=
]
[
8
,
17
12
.
45
.
40
/
154412
.
2 b
d 
 
=
=
Thỏa mãn điều kiên bền
*, Xét trên trục II
- Tại tiết diện E
d = 50 (mm); b = 14; h = 9; t1 = 5,5; t2 = 3,8; T2 = 364221 (N.mm)
]
[
77
)
5
,
5
9
.(
54
.
50
/
364221
.
2 b
d 
 
=
−
=
]
[
3
,
19
14
.
54
.
50
/
364221
.
2 b
d 
 
=
=
- Tại tiết diện F
d = 55 (mm); b = 16; h = 10; t1 = 5,5; t2 = 3,8; T2 = 364221 (N.mm)
]
[
49
)
5
,
5
10
.(
60
.
55
/
364221
.
2 b
d 
 
=
−
=
]
[
8
,
13
16
.
60
.
55
/
364221
.
2 b
d 
 
=
=
*, Xét trên trục III
d = 75 (mm); b = 20; h = 12; t1 = 7,5; t2 = 4,9; T2 = 2268948 (N.mm)
]
[
6
,
89
)
5
,
7
12
.(
150
.
75
/
2268948
.
2 b
d 
 
=
−
=

https://lop5.net/
53
]
[
2
,
20
20
.
150
.
75
/
2268948
.
2 b
d 
 
=
=
E. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN
A, Chọn ổ lăn cho trục I
1. Chọn ổ lăn
- Chọn loại ổ bi đỡ 1 dãy do:
Xét:
Fa
Fr
=
0
Fr
= 0
- Đường kính chỗ lắp ổ lăn là 30 mm. Tra bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung.
Ký hiệu: 306 có các thông số.
Đường kính trong d =30 mm còn đường kính ngoài D = 72 mm.
Chiều rộng của ổ B = 19 mm còn đường kính bi db = 12,30 mm.
Khả năng tải động C = 22 kN, khả năng tải tĩnh Co = 15,1 kN;
2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc:
a. Khả năng tải động:
Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức:
Cd = QE.m
L
Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ bi đỡ thì m = 3.
- QE là tải trọng động tương đương (kN).
- L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng.
Do tải trọng động tương đương QE =m
i
i
m
i L
/
L
.
Q  ( Với i = 1,2)
Với Qi là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công
thức:
Qi =(X.V.Fri + Y.Fa).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0).
Trong đó: - Fai, Fri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ
trên gối i (kN).
- V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V =
1.

https://lop5.net/
54
- kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì kđ =
1,2.
- kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi  = 105o

kt = 1.
Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng
tâm Fr tại ổ lăn A và B lắp trên trên trục như sau:
FrA = )
(
1421
5
,
542
1313 2
2
2
2
N
F
F yA
xA =
+
=
+ ,
FrB = N
F
F yB
xB 2440
5
,
1021
2216 2
2
2
2
=
+
=
+ ,
Tải trọng quy ước: QA =X.V.FrA .kt.kđ = 1. 1. 1421. 1,3. 1 = 1847,3 N.
QB =X.V.FB .kt.kđ = 1. 1. 2163. 1,3. 1 = 2811,9N.
Chọn Q = QB để tính toán vì QB > QA khi đó tải trọng tương đương là:
QE = ( )
m
i
m
i L
L
Q
 
/ 
3
1
2
3
1
2
1
3
1
1
.
















+








=
h
h
h
h
B
E
L
L
Q
Q
L
L
Q
Q
Q
Q
Thay số vao ta có: QE = 2811,9.(13
.3,2/8 + (0,66)3
.4,6/8)1/3
= 2325 N = 2,325
kN.
Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau:
L = Lh.n1.60.10-6
= 17000. 462. 60. 10-6
= 388 (triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động được tính như sau:
Cd = 2,325.3
388 = 17 kN < C = 22 kN  loại ổ đảm bảo khả năng tải động
b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.
Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra Bảng 11.6 ta
lấy các giá trị X0 = 0,6 , Y0 = 0,5.
Tải trọng tĩnh tính toán được sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:
Q0 = X0.Fr = 0,6. 2811,9 = 1687,14 N = 1,68714 (Vì Fa = 0)
Q1 = Fr = 2811,9 N = 2,8119 kN.
Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0.

https://lop5.net/
55
Do Q0 = 2,8119 kN < C0 = 15,1 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải
tĩnh.
Vậy với ổ bi đỡ một dãy có ký hiệu là 306 đáp ứng được điều kiện làm việc
cho trục.
B. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc.
1.Chọn loại ổ lăn
Ta có:
Fa = Fa4 + Fa3 =0 nên Fa/Fr = 0. Mặt khác ổ lắp trên trục trung gian lại là
loại ổ tuỳ động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục được.
Do vậy ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có ngấn chặn
2. Chọn sơ bộ kích thược của ổ:
Dựa vào đường kính chỗ lắp ổ lăn d = 45 mm tiến hành tra Bảng P2.8 chọn
loại ổ đũa trụ ngắn trung cỡ hẹp mang kí hiệu : 2309 có các thông số hình học
như sau:
Đường kính trong d = 45 mm còn đường kính ngoài D = 100 mm.
Chiều rộng của ổ B = 25 mm còn kích thước con lăn d = 14 và l = 14 mm.
Khả năng tải động C = 56,5 kN, khả năng tải tĩnh Co = 40,7 kN;
a. Theo khả năng tải động:
Khả năng tải động được tính theo công thức:
Cd = QE.m
L
Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa thì m = 10/3.
Do tải trọng động tương đương QE =  i
i
m
i L
L
Q /
. ( Với i = 1,2)
thức:

https://lop5.net/
56
Qi =(X.V.Fri + Y.Fai).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0).
trên gối i (kN).
1.
1,2.

kt = 1.
Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng
tâm Fr tại ổ lăn D và H lắp trên trên trục như sau:
FrH = FrD = )
(
9024
5
,
2934
8534 2
2
2
2
N
F
F yD
xD =
+
=
+ ,
Tải trọng quy ước: QD = QH =X.V.FrAI .kt.kđ = 1. 1. 9024. 1,2. 1 = 10829 N.
Vậy Q = QD khi đó tải trọng tương đương là:
QE = ( )
m
i
m
i L
L
Q
 
/  QE = QD
10
3
2
3
/
10
1
2
1
3
/
10
1
1
















+








h
h
h
h
L
L
Q
Q
L
L
Q
Q
Thay số vào ta có:QE = 10829.(110/3
. 3,2/8 + (0,66)10/3
.4,6/8)3/10
= 9021 N =
9,021 KN.
Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau:
L = Lh.n1.60.10-6
= 17000. 94. 60. 10-6
= 79 triệu vòng
Hệ số khả năng tải động: Cd = 9,021.3
79 = 38,7 kN.
Do Cd = 38,7 kN < C = 56,5 kN  loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải
động.
Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra Bảng 11.6
ta có X0 = 0,6 , Y0 = 0,5.

https://lop5.net/
57
Tải trọng tính toán sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:
Q0 = X0.Fr = X0.FrD =0,6.9024 = 5414,4 N = 5,4 kN. (Vì Fa = 0)
Q1 = Fri = FrAI = 9024 N = 9,024 kN.
Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0
Do Q0 = 9,024 kN < C0 = 40,7 kN  loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải
tĩnh.
Vậy với ổ đũa ngắn đỡ một dãy như tính toán sơ bộ là hoàn toàn thích hợp
trong cả hai trường hợp tải tĩnh và tải động.
C. Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc:
1.Chọn loại ổ lăn
Do trục ra chỉ lắp cặp bánh răng nghiêng nên thành phần lực tổng hợp tác
dụng theo phương dọc trục Fa = 0  Fa/Fr = 0. Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một
dãy
2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ:
Dựa vào đường kính chỗ lắp ổ lăn d =70 mm, ta tra Bảng P2.7 chọn loại ổ bi
đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 214 có các thông số hình học như sau:
Đường kính trong d = 70 mm còn đường kính ngoài D = 125 mm.
Chiều rộng của ổ B = 24 mm còn đường kính bi db = 17,46 mm.
Khả năng tải động C = 48,8 kN, khả năng tải tĩnh Co = 38,1 kN;
a. Theo khả năng tải động:
Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức:
Cd = QE.m
L
Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa thì m = 3.

https://lop5.net/
58
Do tải trọng động tương đương QE =  i
i
m
i L
L
Q /
. ( Với i = 1,2)
thức:
Qi =(X.V.Fri + Y.Fai).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0).
trên gối i (kN).
1.
1,2.

kt = 1.
Ta có:
FrI = N
F
F yI
xI 10671
3684
10015 2
2
2
2
=
+
=
+ ,
FrM = N
F
F yM
xM 3
,
4792
3684
3065 2
2
2
2
=
+
=
+ ,
Ta thấy: FrI > FrM nên ta chọn FrI để kiểm nghiệm
Tải trọng quy ước: QI =X.V.FI .kt.kđ = 1. 1. 10671. 1,2. 1 = 12805,2 N.
Vậy Q = QAI khi đó tải trọng tương đương là:
QE = ( )
m
i
m
i L
L
Q
 
/  QE = QI
3
1
2
3
1
2
1
3
1
1
















+








h
h
h
h
L
L
Q
Q
L
L
Q
Q
QE = 12805,2.(13
. 3,2/8 + (0,66)3
.4,6/8)1/3
= 10588 N = 10,588 kN.
Tuổi thọ của ổ lăn:
L = Lh.n1.60.10-6
= 17000. 29. 60. 10-6
= 24,36 (triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động: Cd = 10,588.3
36
,
24 = 30,7 kN.
Do Cd = 30,7 kN < C = 48,8 kN  loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải
động.

https://lop5.net/
59
Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục tra Bảng 11.6
ta có X0 = 0,6 , Y0 = 0,5.
Tải trọng tính toán sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:
Q0 = X0.Fri = X0.FrI =0,6. 10671 = 6402,6 N = 6,4026 kN. (Vì Fa = 0)
Q1 = Fri = FrAI = 10671 N = 10,671 kN.
Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0
Do Q0 = 10,671 kN < C0 = 38,1 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải
tĩnh.
Vậy ổ bi đỡ một dãy được chọn phù hợp với cả hai trường hợp tải tĩnh và tải
động.

https://lop5.net/
60
PHẦN IV: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC
BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP
I, Chọn bề mặt ghép nắp và thân
Vỏ hộp đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận
tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ chuyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết
máy tránh bụi bặm .
Tính kết cấu hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu
GX 15-32
Chọn bề mặt lắp ghép và thân đi qua tâm trục
*, Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày:0
+ thân hộp:
+ Nắp hộp: 1

 = 0,03.a +3 = 0,03.240 + 3
= 10,2> 6mm
1
 = 0,9.  = 0,9.10,2 = 9,18 mm
Chọn  = 10 mm; 1
 = 9 mm
Gân tăng cứng:
+chiều dày e
+ Chiều cao, h
+ Độ dốc
e = (0,8…1). = 8…10 chọn e = 9mm
h <5. = 5.10=50 mm
khoảng 2o

https://lop5.net/
61
Đường kính:
+Bu lông nền, d1
+Bu lông cạnh ổ d2
+Bu lông ghép bích nắp và
thân d3
+Vít nắp ổ d4( theo bảng 18.2)
+Vít ghép nắp cửa thăm dầu d5
d1> 0,04. a +10 = 19,6 mm
chọn d1 = M20
d2 = ( 0,7…0,8)d1 = 14…16
chọn d2 = M16
d3 = ( 0,8…0,9 ) d2
=> chọn d3 = M12
d4 = ( 0,6…0,7).d2 => chọn d4 = M10
d5 = (0,5…0,6).d2 => chọn d5 = M8
Mặt bích ghép nắp và thân
+Chiều dài bích thân hộp S3
+Chiều dài bích nắp hộp S4
+Bề rộng bích nắp và thân K3
S3 = (1,4…1,8).d3 = 19,6…25,2
chọn S3 = 20 mm
S4 = (0,9…1)S3 = 18…20 chọn S4 = 18
mm
K3 = K2 – (3…5)mm = 50 - (3…5)
= 45 mm
Kích thước gối trục
+Đường kính ngoài và tâm lỗ vít
D3 , D2 (bảng 18.2)
+Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh
ổ: K2
+Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 và C (
k là khoảng cách từ tâm bulông
đến mép lỗ)
+Chiều cao: h
Định theo kích thước ổ nắp
K2 = E2+R2+(3…5)
= 25+20+5 = 50 mm
E2 = 1,6.d2 = 25,6 mm chọn E2 = 25 mm
R2 = 1,3.d2 = 20,8 chọn R2 = 20mm
C = D3/2 = 90 mm ; k  1,2 d2 = 19,2
=> k = 20mm
h : phụ thuộc vào tâm lỗ bulông và kích
thước mặt tựa
Mặt đế hộp

https://lop5.net/
62
Chiều dày khi không có phần lồi
S1
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
Khi có phần lồi
S1 = (1,3…1,5)d1 => S1 = 28mm
K1  3.d1 = 3.20 = 60mm
S2  1,1.d1 = 22 mm
S1 = (1,4…1,7) .d1 => S1 = 30 mm
q = K1 + 2. = 60+2.10 = 80 mm
Khe hở giữa các chi tiết
+Giữa bánh răng và thành trong
của hộp
+Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp
+Giữa bề mặt các răng với nhau
 
)
2
,
1
...
1
(
 =>  = 11mm
 50
...
30
)
5
...
3
( =
  => 1
 = 40 mm
2 
  => 2
 = 11mm
Số lượng bu lông trên nền Z = ( L+ B) / ( 200…300)
1200 / 200 = 6 chọn Z = 6
II.Bôi trơn trong hộp giảm tốc
-1, Bôi trơn bánh răng:
Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm. Với bánh
răng cấp nhanh lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 bán kính. Lượng dầu bôi
trơn khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1 kW công suất truyền
-2, Bôi trơn ổ lăn:
Chất bôi trơn được lựa chọn dụa trên nhiệt độ và số vòng quay của ổ. Trong thực
tế khi vận tôc trượt v <4 đến 5 m/s có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn. Theo
bảng 15.15
-3, Dầu bôi trơn hộp giảm tốc

https://lop5.net/
63
chọn độ nhớt để bôi trơn dầu phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh răng
tra theo bảng 18.11 ta chọn độ nhớt dầu ở 50o
C (100o
C) là:
186(11)
16(2)
Từ độ nhớt đã chọn này tùy chọn phạm vi sử dụng hộp giảm tốc ta chọn loại dầu
bôi trơn phù hợp theo bảng 18.13 là loại dầu công nghiệp 45
-4, Lắp bánh răng nên trục và điều trỉnh sự ăn khớp
để lắp bánh răng nên trục ta chọn mối ghép then và chọn kiểu lắp là:
H7
k6
vì nó
chịu tải trọng va đập nhẹ
-5, Điều chỉnh sự ăn khớp:
để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng
bánh răng nhỏ tăng nên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn.
III. Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ
1- Bu lông vòng
theo bảng 18-3 ta có kích thước bu lông vòng
Ren
D
d
1
d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2
M12 54 30 12 30 17 26 10 7 25 2 14 1,8 3.5 2 5 6
2- Nắp quan sát
theo bảng 18.5 ta có kích thước nắp quan sát
Bảng kích thước nắp quan sát
A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4
3- Nút thông hơi

https://lop5.net/
64
Theo bảng 18.6 ta chọn nút thông hơi có kích thước sau:
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
4- Nút tháo dầu
Theo bảng 18.7 ta chọn kích thước nút tháo dầu :
Bảng kích thước nút tháo dầu
D b m f L c q D S Do
M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6
5- Que thăm dầu
Hình dáng và kích thước như hình vẽ
6
30
3
5
18
6
9
12
12
6- Lắp ổ
Căn cứ vào bảng 18.2 các kích thước lắp ổ lăn như sau:
Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm h(mm) d4(mm) Số
lượng
Trục I 72 90 115 65 10 M8 6

https://lop5.net/
65
Trục II 100 120 150 90 12 M8 6
Trục
III
125 150 180 115 14 M10 6
IV: Lắp ghép trong hộp giảm tốc
1- Trên trục I:
- Lắp ghép trục với bánh răng thẳng
6
7
40
k
H

Lỗ  40H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
25
Trục 6
40k
 :



=
=
m
ei
m
es


2
18



−
=
−
=
=
−
=

m
S
m
S


18
18
0
min
23
2
25
max
(Kiểu lắp trung gian).
- Lắp ghép vòng chắn dầu với trục:
6
7
30
h
H
 :
Lỗ  30H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
25
Trục 6
30h
 :



−
=
=
m
ei
m
es


16
0



=
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


0
0
0
min
41
)
16
(
25
max
(Kiểu lắp lỏng).
- Lắp ghép trục với bạc chắn:
6
7
30
h
H
 :
Lỗ  30H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
25
Trục 6
30h
 :



−
=
=
m
ei
m
es


16
0



=
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


0
0
0
min
41
)
16
(
25
max
- Lắp ghép lỗ vỏ với vòng ngoài ổ lăn:
8
7
72
e
H
 :

https://lop5.net/
66
Lỗ  72H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
25
Trục 8
72e
 :



−
=
−
=
m
ei
m
es


106
60



=
−
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


60
)
60
(
0
min
131
)
106
(
25
max
2- Trên trục II:
- Lắp ghép bánh răng thẳng với trục:
6
7
55
k
H

Lỗ  55H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
30
Trục 6
55k
 :



=
=
m
ei
m
es


2
21



−
=
−
=
=
−
=

m
S
m
S


21
21
0
min
28
2
30
max
- Lắp ghép bánh răng nghiêng với trục:
6
7
50
k
H

Lỗ  50H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
25
Trục 6
50k
 :



=
=
m
ei
m
es


2
18



−
=
−
=
=
−
=

m
S
m
S


18
18
0
min
23
2
25
max
6
7
45
h
H
 :
Lỗ  45H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
25
Trục 6
45h
 :



−
=
=
m
ei
m
es


16
0



=
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


0
0
0
min
41
)
16
(
25
max
8
7
100
e
H
 :
Lỗ  100H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
35
Trục 8
100e
 :



−
=
−
=
m
ei
m
es


126
72



=
−
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


72
)
72
(
0
min
161
)
126
(
35
max

https://lop5.net/
67
3- Trên trục III:
- Lắp ghép bánh răng nghiêng với trục:
6
7
75
k
H

Lỗ  75H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
30
Trục 6
75k
 :



=
=
m
ei
m
es


2
21



−
=
−
=
=
−
=

m
S
m
S


21
21
0
min
28
2
30
max
6
7
70
h
H
 :
Lỗ  70H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
30
Trục 6
70h
 :



−
=
=
m
ei
m
es


19
0



=
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


0
0
0
min
49
)
19
(
30
max
8
7
125
e
H
 :
Lỗ  125H7:



=
=
m
EI
m
ES


0
40
Trục 8
125e
 :



−
=
−
=
m
ei
m
es


143
85



=
−
−
=
=
−
−
=

m
S
m
S


85
)
85
(
0
min
183
)
143
(
40
max

Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh

Recommended

Recommended

More Related Content

Similar to Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh

Similar to Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh (20)

More from Amanda Quitzon

More from Amanda Quitzon (9)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Đồ án Chi tiết máy - Đỗ Văn Vinh