đồ áN môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI ĐỒ ÁN MÔN HỌC
KHOA CƠ KHÍ CHI TIẾT MÁY
BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY
ĐỀ SỐ IV
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
Họ tên SV: Hoắc Vỹ Quang Lớp: Cơ khí ô tô-k57
Ngày giao đề : 18/02/2019
Ngày nôp bài: 20/06/2019
GV hướng dẫn: Văn Quốc Hữu
SƠ ĐỒ HƯỚNG DẪN
Chế độ làm việc: tải trọng va đâp nhe, quay một chiều:
Kngày = 0,67 =
𝑡𝑝
24
; Knăm = 0,8 =
𝑎
365
tp – số giờ làm việc thực tế trong ngày; a – số ngày làm việc thực tế trong năm
Phương án 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Lực kéo trên xích tải P (kG) 470 800 600 750 600 750 600 730 875 600
Vận tốc xích tải V (m/s) 0,13 0,12 0,1 0,08 0,06 0,08 0,14 0,1 0,07 0,1
Bước xích tải t (mm) 100 125 160 80 100 125 100 160 180 125
Số răng đĩa xích tải 10 9 9 12 10 11 10 9 12 11
Chiều cao tâm đĩa xích (mm) 550 600 550 450 580 540 500 525 525 575
Thời hạn phục vụ (năm) 5 5 5 4 5 4 4 4 5 5
Sai số vận tốc (%) 5 5 4 5 4 5 4 5 5 4

2
Nhận xét của giảng viên hướng dẫn:
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………
TP.HCM, ngày…tháng…năm 2019
GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN

3
MỤC LỤC
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ .............................................................................. 5
1.Công suất bộ phận công tác ....................................................................................................................... 5
2.Số vòng quay trục công tác......................................................................................................................... 6
3.Phân phối tỉ số truyền ................................................................................................................................ 7
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC............................................................. 9
I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh. ............................................................................................................. 9
1 Tính vận tốc sơ bộ .................................................................................................................................. 9
2 Tính ứng suất cho phép.......................................................................................................................... 9
3 Tính thiết kế.......................................................................................................................................... 10
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc............................................................................................................... 11
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn ..................................................................................................................... 12
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.................................................................................................. 12
7 Tính nhiệt truyền động trục vít............................................................................................................. 13
II. Tính toán bộ truyền cấp chậm............................................................................................................. 14
1. Tính vận tốc sơ bộ ............................................................................................................................... 14
2. Tính ứng suất cho phép....................................................................................................................... 14
3. Tính thiết kế......................................................................................................................................... 15
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc............................................................................................................... 16
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn ..................................................................................................................... 17
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.................................................................................................. 17
7 Tính nhiệt truyền động trục vít............................................................................................................. 19
PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI .................................................................................................... 19
1. Thiết kế trục.................................................................................................................................... 19
2. Tính chọn ổ lăn ............................................................................................................................... 35
3. Tính chọn khớp nối......................................................................................................................... 42
PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG
HỘP.............................................................................................................................................................. 44
1. Thiết kế các kích thước vỏ hộp................................................................................................ 44
2. Một số kết cấu khác liên quan tới vỏ hộp ................................................................................... 46
PHẦN V: TÍNH DUNG SAI VÀ KÍCH THƯỚC TRỤC......................................................................... 50

4
LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể
nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất. Đối với các hệ thống
truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức đã học
trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có
cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta
hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ
bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ
sung và hoàn thiện kỹ năng vẽhình chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một
kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Văn Quốc Hữu và các bạn trong khoa cơ khí đã
giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong
nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Sinh viên thực hiện
Hoắc Vỹ Quang

5
PHẦN I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐÔNG CƠ KHÍ
1.Công suất bộ phận công tác
/
đ c ct
sb đb
P P
n n





Từ công thức 2.11 trang 20 [I] ta có:
Công suất trục tang quay :
P1 =
7300×0,1
1000
= 0,73 (kW)
v (m/s): Vận tốc xích tải
F(N): sức kéo trên xích tải
Tải trọng thay đổi theo chu kì nên ta xác định công suất tính toán bằng công thức sau:
Ptt = √
𝑃1
2 × 𝑡1 + 𝑃 2
2 × 𝑡2 + 𝑃3
2 × 𝑡3
𝑡1 + 𝑡2 + 𝑡3
Vì giá trị Mmax chỉ tồn tại trong một khoảng thời gian rất ngắn: 3 giây nên ta bỏ qua giá trị
này khi công suất tính toán. Dựa vào hình vẽ ta tính được Ptt:
Ptt = √
0,732 × 4 + 0,5112 × 2 + 0,3652 ×2
8
= 0,604 (kW)
Trong đó:
P1: Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên máy công tác
máy(kw)
P2 = 0,7P1 = 0,7 × 0,73 = 0,511 (kW)
P3 = 0,5P1 = 0,5 × 0,73 = 0,365 (kW)
Hiệu suất chung của hệ thống
 = ol
3
× tv
2
× k
Tra bảng 2.3 trang 19 [I] ta có:
 ol =0,99 Hiệu suất ổ lăn.
 tv =0,82 Hiệu suất trục vít.

6
 k = 1 Hiệu suất khớp nối.
 = 0,993
×0,822
× 1=0,65
Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19 [I]
- Công suất cần thiết
Pct =
𝑃𝑡𝑡
 =
0,604
0,65
= 0,93 (kW)
Vì Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ. Điều kiện để chọn động cơ sẽ là : Pđc ≥ 0,93
(kw)
2.Số vòng quay trục công tác
nct =
60000 × v
z×t
=
60000 × 0,1
9 × 160
= 4,17 (vg/ph)
Tra bảng 2.4 tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ trang 21 [I]
Tỉ số truyền chung:
uch = uhộp = 300
Với uhộp = 300 tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nct × uch = 4,17× 300 = 1215 (vg/ph)
Như vậy ta phải chọn động cơ có công suất định mức ≥ 0,93 (kW)
Nếu chọn động cơ có số vòng quay quá lớn thì tỉ số truyền động chung tăng, dẫn đến việc
tăng khuôn khổ, kích thước của máy và giá thành của thiết bị, vì vậy ta chọn động cơ sao
cho hợp lí nhất.
Động cơ được chọn cần thỏa mãn điều kiện
{
𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡
𝑛𝑑𝑏 ≈ 𝑛𝑠𝑏
Theo bảng P1.3 trang 236 - [I]
Chọn: động cơ loại 4A kiểu: 4A80A4Y3
Công suất Pđc = 1,1 (kw)
Số vòng quay nđc = 1400 (vòng/phút)
Momen kđ : Tk/Tdn = 2,0
Hiệu suất :  = 75%
Kiểm tra thỏa điều kiện mở máy 2,0
mm k
dn
T T
T T
 =

7
3.Phân phối tỉ số truyền
- Tính chính xác tỉ số truyền
uch =
nđc
nlv
=
1400
4,17
= 335,73
Vì là hộp giảm tốc 2 cấp trục vít, kết cấu chung của hộp sẽ hợp lí nếu khoảng cách
trục cấp chậm bằng khoảng hai lần khoảng cách trục cấp nhanh. Muốn vậy cần chọn tỉ số
truyền cấp nhanh nhỏ hơn một ít so với cấp chậm, tức là:
u1 < √𝑢𝑐ℎ = √335,73 = 18,32
Ta chọn tỉ số truyền của trục cấp nhanh :
u1 = 17,45
Tỉ số truyền của trục cấp chậm :
u2 =
uh
u1
=
335,73
17,45
= 19,24
Xác định công suất ,momen và số vòng quay trên các trục :
• Công suất:
P3 =
𝑃𝑙𝑣
𝑜𝑙
=
0,604
0,99
= 0,61 kW
P2 =
𝑃3
𝑡𝑣 .𝑜𝑙
=
0,61
0,82 .0,99
= 0,751 kW
P1 =
𝑃2
𝑡𝑣.𝑜𝑙
=
0,751
0,82 .0,99
= 0,925 kW
• Số vòng quay các trục công tác:
n1 = nđc = 1400 vg/ph
n2 =
n1
u1
=
1400
17,45
= 80,3 vg/ph
n3 =
n2
u2
=
80,3
19,24
= 4,17 vg/ph
• Momen quay các trục công tác:
T1 = 9,55 .106
P1
n1
= 9,55.106
.
0,925
1400
= 6309,82 Nmm
T2 = 9,55.106
P2
n2
= 9,55.106
.
0,751
80,3
= 89315,69 Nmm

8
T3 = 9,55.106
P3
n3
= 9,55.106
.
0,61
4,17
= 1397002,4 Nmm
Tđc = 9,55.106
Pđc
nđc
= 9.55.106
.
1,1
1400
= 7503,57 Nmm
• Bảng đặc tính kỹ thuật:
Trục
Thông số
Động
cơ
1 2 3
Công suất P, kW 1,1 0,925 0,751 0,61
Tỉ số truyền u 1 17,45 19,24
Số vòng quay n, vg/ph 1400 1400 80,3 4,17
Momen xoắn T, Nmm 7503,57 6309,82 89315,69 1397002,4

9
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Thiết kế bộ truyền trục vít bao gồm các bước sau:
-Chọn vật liệu
-Xác định ứng suất cho phép
-Tính thiết kế, tính kiểm nghiệm
-Quyết định lần cuối các kích thước và thông số bộ truyền
-Kiểm nghiệm về nhiệt
I. Tính toán bộ truyền cấp nhanh.
1 Tính vận tốc sơ bộ
vsb = 4,5×10-5
×n1×√𝑇2
3
= 4,5×10-5
×1400×√89315,69
3
= 2,8 (m/s)
Với vsb < 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc
Tra bảng 7.1/146 [I]
Vật liệu bánh vít:
_cụ thể là đồng thanh nhôm sắt ƂpA Ж 9-4
_Cách đúc: dùng khuôn cát
_ σb = 400 (MPa)
_ σch = 200 (MPa)
Vật liệu trục vít: thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45
2 Tính ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Theo bảng 7.2/148 [I] với cập vật liệu ƂpA Ж 9-4 và thép tôi, ta chọn [σH] =
180 (MPa)
• Ứng suất uốn cho phép [σF]
Bộ truyền làm việc một chiều
[σFO] = 0,25×σb + 0,08×σch = 0,25×400 + 0,08×200 = 116 (MPa)
Hệ số tuổi thọ
KFL = √
106
𝑁𝐹𝐸
9
= √
106
𝑁𝐹𝐸
9
Trong đó NFE = 60 𝛴 (T2i/T2max)
9
n2iti

10
Với n2i, T2i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở
chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T2max là momen xoắn lớn nhất
trong các trị số T2i.
Thay số vào, ta có
NFE = 60𝛴 (T2i/T2max)
9
n2iti
= 60×80,3×18781× ( 19
.4 + 0,79
.2 + 0,59
.2) ×
1
8
= 4,6.107
= > KFL = √
106
4,6.107
9
= 0,65
Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO]. KFL = 116 × 0,65 = 75,4 (MPa)
• Ứng suất cho phép khi quá tải
Bánh vít đồng thanh không thiếc
▪ [σH]max = 2σch = 2.200 = 400 (MPa)
▪ [σF]max = 0,8σch = 0,8.200 = 160 (MPa)
3 Tính thiết kế
Xác định aw
aw = ( z2 + q ).√(170/𝑧2 [σ𝐻 ])2 × (𝑇2 𝐾𝐻/𝑞)
3
Chọn sơ bộ KH = 1,1
Với u = 17,45 ; chọn z1 = 2, do đó z2 = u.z1 = 17,45 . 2 = 34,9 ; chọn z2 = 35
Tỉ số truyền thực tế um =
𝑧2
𝑧1
=
35
2
= 17,5
Sai lệch tỉ số truyền
du =
𝑢𝑚− 𝑢
𝑢
.100 =
17,5 − 17,45
17,45
.100 = 0,29% ≤ 4% = > thõa mãn
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm
q = 0,25.z2 = 0,25.35 = 8,75. Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10
T2 = 89315,69 Nmm
Khoảng cách trục sơ bộ :
aw = ( 35 + 10 ).√(170/35 . 180)2 × (89315,69 . 1,1/10)
3
= 86,71 (mm)
Lấy aw = 95 (mm)
Tính mođun m = 2aw /(z2 + q) = 2×95/(10 + 35) = 4,22
Theo bảng 7.3/150[I] chọn mođun tiêu chuẩn m = 5
Tính chính xác khoảng cách trục : aw =
𝑚
2
( q + z2 ) =
5
2
× ( 10 + 35 ) = 112,5
Chọn aw = 115

11
Xác định hệ số dịch chỉnh x = ( aw/m) – 0,5( q + z2 )
= (115/5) – 0,5( 10 + 35) = 0,5
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Vận tốc trượt vs
vs =
𝜋𝑑𝑤𝑛1
60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤
Trong đó 𝛾w = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg[2/(10 + 2 . 0,5)] = 10, 31°
dw = (q + 2x).m = (10 + 2.0,5 ) . 5 = 55
vs =
𝜋 .55.1400
60000𝑐𝑜𝑠(10,31°)
= 4,1 (m/s)
Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾w + 𝜑 )
Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs
Với vs = 2,8 m/s, ta có 𝜑 = 2,7
Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(10,31°)/tg( 10,31°+ 2,7°) = 0,75
Hệ số tải trọng trọng
KH = 𝐾𝐻𝛽
𝐾𝐻𝑉
Trong đó + 𝐾𝐻𝛽
- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
𝐾𝐻𝑣 - hệ số tải trọng động
𝐾𝐻𝛽
= 1 + (z2/𝜃)3
.( 1 – T2m/T2max)
▪ với 𝜃 là hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào z1
và q
Tra bảng 7.5/153[I] với z1 = 2, q = 10 = > 𝜃 = 86
▪ T2m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít
▪ T2max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn
T2m
T2max
=
( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 )
8
= 0,8
𝐾𝐻𝛽
= 1 + (35/86)3
.( 1 – 0,8 ) = 1,01
+ Với vs = 4,1 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 8
theo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉
= 1,22
Ứng suất tiếp xúc
[σH] = (170/z2)√[(𝑧2 + 𝑞 )/𝑎𝑤]3𝑇2𝐾𝐻/𝑞
= (170/35)√[(35 + 10 )/115]3. 89315,69 .1,01.1,22/10

12
= 124,73 MPa ≤ [σH] = 180 MPa
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn
𝜎𝐹 =
1,4𝑇2𝑌𝐹𝐾𝐹
𝑏2𝑑2𝑚𝑛
≤ [σF]
Trong đó -[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít
-YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương
đương
zv = z2/cos3
𝛾 = 35/cos3
(10,31) = 37
Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 37 chọn YF = 1,61
-KF hệ số tải trọng KF = KFβKFv
Với KFβ = KHβ = 1,01
KFv = KHv = 1,22
KF = 1,01.1,22 = 1,232
-b2 chiều rộng vành răng bánh vít
Với z1 = 2, b2 ≤ 0,75da1
da1 = m( q + 2) = 5( 10+2) = 60
b2 ≤ 0,75.60 = 45
chọn 42 mm
-d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 5.35 = 70 mm
-mn mođun pháp của răng bánh vít
mn = mcos 𝛾 = 5cos(10,31) = 4,92 mm
= > 𝜎𝐹 =
𝑏2𝑑2𝑚𝑛
=
1,4.89315,69 .1,61.1,232
42.70.4,92
= 17,15 MPa ≤ [σF] = 75,4 MPa
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max
= 180√1,5 = 220,45 ≤ [σH]max = 400 MPa (thõa mãn)
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại
được vượt quá một giá trị cho phép
σFmax = σFKqt ≤ [σF]max
= 75,4.1,5 = 113,1 ≤ [σF]max = 160 MPa (thõa mãn)
➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền

13
Thông số Kí
hiệu
Gía trị
Khoảng cách trục aw 115
Môđun m 5
Hệ số đường kính q 10
Tỉ số truyền u 17,5
Số ren trục vít và số răng bánh vít z1, z2 2,35
Hệ số dịch chỉnh bánh vít x 0,5
Góc vít 𝛾 10,31°
Chiều rộng bánh vít b2 42
Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1 72,5
Đường kính vòng chia d1, d2 50, 175
Đường kính vòng đỉnh da1, 𝑑𝑎2 60, 190
Đường kính ngoài bánh vít daM2 197,5
Đường kính đáy df1, df2 38, 168
Góc ôm 𝛿 46°55′
7 Tính nhiệt truyền động trục vít
Điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hợp giảm tốc phải cân bằng với nhiệt lượng thoát
đi
td = t0 + 1000( 1 - Ƞ )P1/[KtA( 1 + 𝜓 )𝛽] ≤ [td]
Trong đó:
Ƞ : Hiệu suất bộ truyền
P1 : Công suất trên trục vít P1 = 0,925 kW
Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2
℃ ) chọn Kt = 13
t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20°
td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt trên nên chọn td = 70°
𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25

14
𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng
𝛽 = tck /(𝛴𝑃𝑖𝑡𝑖/𝑡𝑐𝑘) = 1/(1.0,5 + 0,7.0,25 + 0,5.0,25) = 1,25
A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2
)
A = A1 + A2
A1 diện tích bề mặt hộp giảm tốc với aw là khoảng cách trục
A1 = 20aw
2
= 20.0,1152
= 0,26 m
A2 = 0,1A1 = 0,026 m
A = 0,26 + 0,026 = 0,286 m2
Thay số vào, ta được : td = 20 +
1000(1−0,75).0,925
13.0,286.(1+0,25)1,25
= 59,81 ≤ 70 (thõa yêu cầu)
II. Tính toán bộ truyền cấp chậm.
1. Tính vận tốc sơ bộ
vsb = 4,5×10-5
×n2×√𝑇3
3
= 4,5×10-5
×80,3×√1397002,4
3
= 0,4 (m/s)
Với vsb < 2 m/s dùng gang
Tra bảng 7.1/146 [I]
Vật liệu bánh vít:
_cụ thể là gang xám tương đối mềm CЧ 15-32
_Cách đúc: dùng khuôn cát
_ σb = 150 (MPa)
_ σbu = 320 (MPa)
Vật liệu trục vít: thép 20X, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45
2. Tính ứng suất cho phép
• Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Theo bảng 7.2/148 [I] với cặp vật liệu CЧ 15-32 và thép 20X thấm C và tôi, ta
chọn [σH] = 194,2 (MPa)
• Ứng suất uốn cho phép [σF]
Bộ truyền làm việc một chiều
[σFO] = 0,25×σb + 0,08×σbu = 0,25×150 + 0,08×320 = 63,1 (MPa)
Hệ số tuổi thọ
KFL = √
106
𝑁𝐹𝐸
9
= √
106
𝑁𝐹𝐸
9

15
Trong đó NFE = 60 𝛴 (T3i/T3max)
9
n3iti
Với n3i, T3i là số vòng quay trong một phút và momen xoắn trên bánh vít ở
chế độ thứ i, ti là số giờ làm việc ở chế độ thứ i, T3max là momen xoắn lớn nhất
trong các trị số T3i.
Thay số vào, ta có
NFE = 60𝛴 (T3i/T3max)
9
n2iti
= 60×4,17×18781× ( 19
.4 + 0,79
.2 + 0,59
.2) ×
1
8
= 2,4.106
= > KFL = √
106
2,4.106
9
= 0,91
Vậy ứng suất uốn cho phép : [σF] = [σFO]. KFL = 63,1 × 0,91 = 57,42 (MPa)
• Ứng suất cho phép khi quá tải
Bánh vít bằng gang
▪ [σH]max = 1,5[σH] = 1,5. 194,2 = 291,3 (MPa)
▪ [σF]max = 0,6σb = 0,6.150 = 90 (MPa)
3. Tính thiết kế
Xác định aw
aw = ( z2 + q ).√(170/𝑧2 [σ𝐻 ])2 × (𝑇3 𝐾𝐻/𝑞)
3
Chọn sơ bộ KH = 1,1
Với u = 19,24 ; chọn z1 = 2, do đó z2 = u.z1 = 19,24. 2 = 38,48 ; chọn z2 = 39
Tỉ số truyền thực tế um =
𝑧2
𝑧1
=
39
2
= 19,5
Sai lệch tỉ số truyền
du =
𝑢𝑚− 𝑢
𝑢
.100 =
19,5 − 19,24
19,24
.100 = 1,35 % ≤ 4% = > thõa mãn
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm
q = 0,25.z2 = 0,25.39 = 9,75. Theo bảng 7.3/150[I] chọn q = 10
T3 = 1397002,4 Nmm
Khoảng cách trục sơ bộ :
aw = ( 39 + 10 ).√(170/39 . 194,2)2 × (1397002,4 . 1,1/10)
3
= 208,84 (mm)
Lấy aw = 210 (mm)
Tính mođun m = 2aw /(z2 + q) = 2×210/(39 + 10) = 8,57
Theo bảng 7.3/150[I] chọn mođun tiêu chuẩn m = 10
Tính chính xác khoảng cách trục : aw =
𝑚
2
( q + z2 ) =
10
2
× ( 10 + 39 ) = 245

16
Chọn aw = 250 mm
Xác định hệ số dịch chỉnh x = ( aw/m) – 0,5( q + z2 )
= (250/10) – 0,5( 10 + 39) = 0,5
4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Vận tốc trượt vs
vs =
𝜋𝑑𝑤𝑛2
60000𝑐𝑜𝑠𝛾𝑤
Trong đó 𝛾w = arctg[z1/(q + 2x)] = arctg[2/[10 + 2 . 0,5] = 10, 31°
dw = (q + 2x).m = [10 + 2.0,5] .10 = 110
vs =
𝜋 .110.80,3
60000𝑐𝑜𝑠(10,31°)
= 0,47 (m/s)
Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(𝛾w)/tg( 𝛾w + 𝜑 )
Góc ma sát 𝜑 tra trong bảng 7.4/152[I] theo trị số vận tốc trượt vs
Với vs = 0,4 m/s, ta có 𝜑 = 5,38
Hiệu suất ƞ = 0,95. 𝑡𝑔(10,31°)/tg( 10,31°+ 5,38°) = 0,62
Hệ số tải trọng trọng
KH = 𝐾𝐻𝛽
𝐾𝐻𝑉
Trong đó + 𝐾𝐻𝛽
- hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
𝐾𝐻𝑣
- hệ số tải trọng động
𝐾𝐻𝛽
= 1 + (z2/𝜃)3
.( 1 – T3m/T3max)
▪ với 𝜃 là hệ số biến dạng của trục vít, phụ thuộc vào z1
và q
Tra bảng 7.5/153[I] với z1 = 2, q = 10 = > 𝜃 = 86
▪ T3m là momen xoắn trung bình trên trục bánh vít
▪ T3max là momen xoắn lớn nhất trong các momen xoắn
T3m
T3max
=
( 1.4 + 0,7.2 + 0,5.2 )
8
= 0,8
𝐾𝐻𝛽
= 1 + (40/86)3
.( 1 – 0,8 ) = 1,02
+ Với vs = 0,47 m/s, theo bảng 7.6 chọn cấp chính xác 9
Ttheo bảng 7.7 chọn 𝐾𝐻𝑉
= 1,3
Ứng suất tiếp xúc
[σH] = (170/z2)√[(𝑧2 + 𝑞 )/𝑎𝑤]3𝑇3𝐾𝐻/𝑞

17
= (170/39)√[(39 + 10 )/250]3. 1397002,4 . 1,02 . 1,3/10
= 162,79 MPa ≤ [σH] = 194,2 MPa
5 Kiểm nghiệm độ bền uốn
𝜎𝐹 =
𝑏2𝑑2𝑚𝑛
≤ [σF]
Trong đó -[σF] là ứng suất uốn cho phép của bánh vít
-YF hệ số dạng răng, phụ thuộc vào số răng bánh vít tương
đương
zv = z2/cos3
𝛾 = 39/cos3
(10,31) = 41
Tra bảng 7.8/154[I], với zv = 41 chọn YF = 1,54
-KF hệ số tải trọng KF = KFβKFv
Với KFβ = KHβ = 1,02
KFv = KHv = 1,3
KF = 1,02.1,3 = 1,326
-b2 chiều rộng vành răng bánh vít
Với z1 = 2, b2 ≤ 0,75da1
da1 = m( q + 2) = 10( 10+2) = 120
b2 ≤ 0,75.120 = 90
chọn 85 mm
-d2 đường kính vòng chia bánh vít d2 = mz2 = 10.39 = 390
mm
-mn mođun pháp của răng bánh vít
mn = mcos 𝛾 = 10cos(10,31) = 9,84 mm
= > 𝜎𝐹 =
𝑏2𝑑2𝑚𝑛
=
1,4.1397002,4 .1,54.1,326
85.390.9,84
= 12,24 MPa ≤ [σF] = 57,42
MPa
6 Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được
vượt quá một giá trị cho phép
σHmax = σH√𝐾𝑞𝑡 ≤ [σH]max
= 194,2 √1,5 = 237,85 ≤ [σH]max = 291,3 MPa (thõa mãn)
Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại
được vượt quá một giá trị cho phép

18
σFmax = σFKqt ≤ [σF]max
= 57,42.1,5 = 86,13 ≤ [σF]max = 90 MPa (thõa mãn)
➢ Các thông số cơ bản của bộ truyền
Thông số Kí
hiệu
Gía trị
Khoảng cách trục aw 250
Môđun m 10
Hệ số đường kính q 10
Tỉ số truyền u 19,5
Số ren trục vít và số răng bánh vít z1, z2 2,39
Hệ số dịch chỉnh bánh vít x 0,5
Góc vít 𝛾 10,31°
Chiều rộng bánh vít b2 85
Chiều dài phần cắt ren của trục vít b1 150
Đường kính vòng chia d1, d2 100, 390
Đường kính vòng đỉnh da1, 𝑑𝑎2 120, 420

19
Đường kính ngoài bánh vít daM2 435
Đường kính đáy df1, df2 76, 376
Góc ôm 𝛿 47°39′
7 Tính nhiệt truyền động trục vít
Điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hợp giảm tốc phải cân bằng với nhiệt lượng thoát
đi
td = t0 + 1000( 1 - Ƞ )P2/[KtA( 1 + 𝜓 )𝛽] ≤ [td]
Trong đó:
Ƞ : Hiệu suất bộ truyền
P1 : Công suất trên trục vít P2 = 0,751kW
Kt : Hệ số tỏa nhiệt ( 8…17,5 W/( m2
℃ ) chọn Kt = 13
t0 : Nhiệt độ môi trường xung quanh, chọn t0 = 20°
td : Nhiệt độ cho phép cao nhất của dầu, do trục vít đặt dưới nên chọn td = 90°
𝜓 : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp (0,25…0,3) chọn 𝜓 = 0,25
𝛽 : Hệ số giảm nhiệt do làm việc ngắt quãng
𝛽 = tck /(𝛴𝑃𝑖𝑡𝑖/𝑡𝑐𝑘) = 1/(1.0,5 + 0,7.0,25 + 0,5.0,25) = 1,25
A : Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m2
)
A = A1 + A2
A1 diện tích bề mặt hộp giảm tốc với aw là khoảng cách trục
A1 = 20aw
2
= 20.0,2552
= 1,3 m
A2 = 0,1A1 = 0,13 m
A = 1,3 + 0,13 = 1,43 m2
Thay số vào, ta được : td = 20 +
1000(1−0,62).0,751
13.1,43.(1+0,25)1,25
= 29,82 ≤ 90 (thõa yêu cầu)
PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
1. Thiết kế trục
a. Tính trục theo độ bền mỏi
Chọn vật liệu là thép C45 thường hóa có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] =
15…30 MPa

20
b. Tính sơ bộ đường kính trục
Đường kính trục được xác định theo công thức:
d ≥ √
𝑇
0,2[τ]
3
Trong đó
T: là momen xoắn (Nmm)
[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa), [τ] = 15…30
Đường kính trục vào của hộp giảm tốc:
d1 ≥ √
𝑇
0,2[τ]
3
= √
6309,82
0,2.15
3
= 12,81, chọn sơ bộ d1 = 20 mm
Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc:
d2 ≥ √
𝑇
0,2[τ]
3
= √
89315,69
0,2.20
3
= 28,16, chọn sơ bộ d2 = 30 mm
Đường kính trục ra của hộp giảm tốc:
d3 ≥ √
𝑇
0,2[τ]
3
= √
1397002,4
0,2.30
3
= 61,52, chọn sơ bộ d3 = 65 mm
Với d1 = 20 mm, ta được chiều rộng ổ lăn bo1 = 15 mm
c. Thiết kế trục
• Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
Để tính các kích thước của trục trước hết ta chọn các kích thước sau đây
▪ k1 = 8…15 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
▪ k2 = 5…15 khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
▪ k3 = 10…20 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
▪ hn = 15…20 chiều cao nắp ổ và đầu bulông

21
Sơ đồ lực hộp giảm tốc
Trục 1
Chiều dài mayo nữa khớp nối
Ở đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi nên lm12 = (1,4…2,5)d1
= (1,4…2,5)20 = 28…50
Chọn lm12 = 50 mm
Chiều dài mayo bánh vít lm22 = (1,2…1,8)d2 = (1,2…1,8)30 = 36…54
Chọn lm22 = 42 mm
Theo bảng 10.4/191[I]:
l12 = -lc12
l11 = (0,9…1)daM2
l13 = l11/2
Trong đó lc12 = 0,5( lm12 + b0 ) + k3 +hn
= 0,5(50 + 15) + 20 + 20 = 72,5 => l12 = 72,5 mm
l11 = (0,9…1)197,5 = 177,75…197,5 = > chọn l11 = 197 mm
l13 = 197/2 = 98,5 mm
Lực tác dụng lên trục

22
Fa1 = Ft2 = 2T2/d2 = 2. 89315,69/175 = 1020,75 N
Ft1 = Fa2 = Fa1tg( 𝛾 + 𝜑) ≈ Fa1tg 𝛾 = 185,69 N
Fr1 = Fr2 = Fa1cos 𝜑/cos(𝛾 + 𝜑)tg𝛼cos 𝜑 ≈ Fa1tg𝛼 = 1020,75.tg20 = 351,52 N
Fx1 = (0,2…0,3).2.T1/D0 = 0,2.2. 6309,82 / 45 = 56,09 N = Fk
Với D0 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn
hồi (tra bảng 16-10a/68[II]) chọn D0 = 45 mm
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
- Tính phản lực tại các gối
Fr1 = Fy12 = 351,52 N
Ft1 = Fx12 = 185,69 N
Fa1 = Fz12 = 1020,75 N
• Xét mặt phẳng xOz:
X = 0 ⇔ Fx12 + Fx10 + Fx11 + Fk = 0 (1)
M0y = ⇔ Fx11.l11 + Fx12.l13 - Fk.l12 = 0 (2)
(2) ⇔ Fx11 =
𝐹𝑘.𝑙12− 𝐹𝑥12.𝑙13
𝑙11
=
56,09.72,5 − 185,69.98,5
197
= -72,2 N
(1) ⇔ Fx10 = -Fx12 – Fk – Fx11 = -169,58 N
Vậy Fx10, Fx11 ngược chiều đã chọn
• Xét mặt phẳng yOz:
Y = 0 ⇔ Fy12 + Fy10 + Fy11 = 0 (3)

23
M0x = 0 ⇔ Fy12.l13 + Fy11.l11 + Fz12.
𝑑1
2
= 0 (4)
(4) ⇔ Fy11 =
−𝐹𝑦12.𝑙13− 𝐹𝑧12.
𝑑1
2
𝑙11
=
−351,52.98,5 − 1020,75.
50
2
197
= -305,3 N
(3) ⇔ Fy10 = - Fy12 - Fy11 = -46,22 N
Vậy Fy11, Fy10 ngược chiều đã chọn
- Vẽ biểu đồ momen Mx và My trong các mặt phẳng zOy và zOx và vẽ biểu đồ
momen xoắn T
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục vào hộp giảm tốc
- Tính momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên
chiều dài trục
M10 = √𝑀𝑦10
2
+ 𝑀𝑥10
2
= √4066.532 = 4066,53 Nmm

24
Mtd10 = √𝑀10
2
+ 0,75𝑇10
2
= √4066,532 + 0,75. 6309,822 = 6811,54 Nmm
M11 = 0
Mtd11 = 0
Mk = 0
Mtdk = √0,75. 6309,822 = 5464,46 Nmm
M12 = √𝑀𝑦12
2
+ 𝑀𝑥12
2
= √30071,742 + 7111,972 = 30901,29 Nmm
Mtd12 = √𝑀12
2
+ 0,75𝑇12
2
= √30901,29 2 + 0,75. 6309,822 = 31380,73 Nmm
- Tính đường kính trục tại các tiết diện j
d10 = √𝑀𝑡𝑑10/(0,1[𝜎])
3
= √6811,54 /(0,1.73)
3
= 9,77 mm
d11 = 0
dk = √𝑀𝑡𝑑𝑘/(0,1[𝜎])
3
= √5464,46/(0,1.73)
3
= 9,08 mm
d12 = √𝑀𝑡𝑑12/(0,1[𝜎])
3
= √31380,73 /(0,1.73)
3
= 16,26 mm
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn trục có đường
kính các đoạn trục như sau
d10 = 25 mm d11 = 25 mm dk = 20mm d12 = 60 mm
Trục 2
l22 = 0,5. (lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5. (42 + 19) + 14 + 8 = 52,5 mm
l21 = 0,5. (daM2 + lm22) + k1 = 0,5. (435 + 42) + 14 = 252,5 mm
l23 = 0,5. daM2 = 0,5.435 = 217,5 mm
Lực tác dụng lên trục
Fr2 = 351,52 N
Ft2 = 1020,75 N
Fa2 = 185,69 N
Fa3 = Ft4 = 2T3/d2 = 2. 1397002,4/390 = 7164,11 N
Ft3 = Fa4 = Fa3tg( 𝛾 + 𝜑) ≈ Fa3tg 𝛾 = 1303,23 N
Fr3 = Fr4 = Fa3cos 𝜑/cos(𝛾 + 𝜑)tg𝛼cos 𝜑 ≈ Fa3tg𝛼 = 7164,11.tg20 = 2607,52 N

25
Fr2 = Fy12 = 351,52 N Fr3 = Fy13 = 2607,52 N
Ft2 = Fx12 = 1020,75 N Ft3 = Fx13 = 1303,23 N
Fa2 = Fz12 = 185,69 N Fa3 = Fz13 = 7164,11 N
• Xét mặt phẳng xOz
X = 0 ⇔ Fx12 + Fx10 + Fx11 - Fx13 = 0 (1)
M0y = 0 ⇔ Fx11.(l22 + l21 + l23) + Fx12.(l21 + l23) - Fx13.l23 = 0 (2)
(2) ⇔ Fx11 =
𝐹𝑥13.𝑙23− 𝐹𝑥12(𝑙21+𝑙23)
𝑙22+𝑙21+𝑙23
=
1303,23.217,5 − 1020,75.( 252,5 +217,5)
52,5 + 252,5 + 217,5
= -375,69 N
(1) ⇔ Fx10 = Fx13 – Fx11 – Fx12
= 1303,23 + 375,69 – 1020,75 = 658,17 N
Vậy Fx11 ngược chiều đã chọn
• Xét mặt phẳng yOz
Y = 0 ⇔ Fy10 – Fy12 – Fy13 + Fy11 = 0 (3)
M0x = 0 ⇔ Fy11.(l22+l21+l23)–Fy12.(l21+l23)–Fy13.l23–Fz13
𝑑1
2
+Fz12.
𝑑2
2
= 0 (4)
(4) ⇔ Fy11 =
𝐹𝑦12.(𝑙21+𝑙23)+𝐹𝑦13.𝑙23+𝐹𝑧13
𝑑1
2
−𝐹𝑧12
𝑑2
2
𝑙22+𝑙21+𝑙23
=
351,52.470 + 2607,52.217,5 + 7164,11.
100
2
− 185,69.
175
2
52,5 + 252,5 + 217,5
= 2056,09 N

26
(3 ) ⇔ Fy10 = Fy12 + Fy13 – Fy11 = 351,52 + 2607,52 – 2056,09
= 902,95 N
momen xoắn T
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục trung gian hộp giảm tốc
chiều dài trục
M13 = √𝑀𝑦13
2
+ 𝑀𝑥13
2
= √554597,1252 + 143151,9752 = 572774,35 Nmm
Mtd13 = √𝑀13
2
+ 0,75𝑇13
2

27
= √572774,353 2 + 0,75. 89315,692 = 577973,554 Nmm
M10 = 0
Mtd10 = 0
M11 = 0
Mtd11 = 0
M12 = √𝑀𝑦12
2
+ 𝑀𝑥12
2
= √19723,7252 + 124193,2 = 125749,657 Nmm
Mtd12 = √𝑀12
2
+ 0,75𝑇12
2
= √125749,657 2 + 0,75. 89315,692 = 147634,5 Nmm
d10 = 0
d11 = 0
d13 = √𝑀𝑡𝑑13/(0,1[𝜎])
3
= √577973,554/(0,1.67)
3
= 44,19 mm
d12 = √𝑀𝑡𝑑12/(0,1[𝜎])
3
= √147634,5/(0,1.67)
3
= 28,04 mm
d10 = 30 mm d11 = 30 mm d12 = 45 mm d13 = 100 mm
Trục 3
Chiều dài mayo bánh vít lm32 = (1,2…1,8)d3 = (1,2…1,8).65 = 78…117
Chọn lm33 = 94 mm
Chiều dài mayo xích tải lmx = (1,2…1,5)d3 = 78…97,5
Chọn lmx = 97 mm
l31 = 0,5(lm33 + b03) + k1 + k2 + hn = 0,5.(94 + 33) + 15 + 15 + 15 = 108,5 mm
l32 = 0,5( lm33 + b03 ) + k1 + k2 + hn = 0,5.(94 + 33) + 13 + 15 + 20= 111,5 mm
lc32 = 0,5(lmx + b03) + k3 + hn = 0,5(97 + 33) + 20 + 20 = 105 mm
l33 = l32 + lc32 = 111,5 + 105 = 216,5 mm
Các lực tác dụng lên trục
Fa4 = 1303,23 N
Fr4 = 2607,52 N
Ft4 = 7164,11 N

28
Lực từ xích tải tác dụng lên phương y được tính bằng công thức
Frx = kx.Ft
Trong đó kx: hệ số kể đến trọng lượng xích, kx = 1,15 ( xích tải đặt ngang)
Ft: lực vòng Ft = 1000P/v = 1000.0,61/0,1 = 6100 N
= > Frx = 7015 N
Fr4 = Fy13 = 2607,52 N
Fa4 = Fz13 = 1303,23 N
Ft4 = Fx13 = 7164,11 N
• Xét mặt phẳng xOz:
X = 0 ⇔ Fx10 + Fx11 – Fx13 = 0 (1)
M0y = 0 ⇔ Fx13.l31 – Fx11.(l32 + l31) = 0 (2)
(2 ) ⇔ Fx11 =
𝐹𝑥13.𝑙31
𝑙32+ 𝑙31
=
7164,11 . 108,5
220
= 3533,21 N
(1) ⇔ Fx10 = Fx13 - Fx11 = 3630,9 N
• Xét mặt phẳng yOz:
Y = 0 ⇔ Fy10 + Fy11 + Fy13 + Frx = 0 (3)
M0x = 0⇔ Fy13.l31 + Fy11.(l32 + l31) + Frx. (l33 + l31) – Fz13.
𝑑2
2
= 0 (4)
(4) ⇔ Fy11 =
𝐹𝑧13.
𝑑2
2
− 𝐹𝑟𝑥.(𝑙33+𝑙31) − 𝐹𝑦13.𝑙31
𝑙32+𝑙31

29
=
1303,23.
390
2
− 7015 .325 − 2607,52 .108,5
220
= -10493,9 N
(3) ⇔ Fy10 = -Fy11 – Fy13 – Frx = 871,38 N
Vậy Fy11 ngược chiều đã chọn
momen xoắn T
Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen của trục ra hộp giảm tốc
chiều dài trục
M11 = √𝑀𝑦11
2
+ 𝑀𝑥11
2
= √7365752 = 736575 Nmm

30
Mtd11 = √𝑀11
2
+ 0,75𝑇11
2
= √7365752 + 0,75. 1397002,42 = 1416423,14 Nmm
M10 = 0
Mtd10 = 0
Mrx = 0
Mtdrx = √0,75𝑇𝑟𝑥
2 = 1209839,568 Nmm
M13 = √𝑀𝑦13
2
+ 𝑀𝑥13
2
= √348606,092 + 393952,782 = 526046,57 Nmm
Mtd13 = √𝑀13
2
+ 0,75𝑇13
2
= √526046,57 2 + 0,75. 1397002,42 = 1319256,14 Nmm
d10 = 0
drx = √𝑀𝑡𝑑𝑟𝑥/(0,1[𝜎])
3
= √1209839,568/(0,1.53,5)
3
= 60,92 mm
d11 = √𝑀𝑡𝑑11/(0,1[𝜎])
3
= √1416423,14/(0,1.53,5)
3
= 64,21 mm
d13 = √𝑀𝑡𝑑13/(0,1[𝜎])
3
= √1319256,14 /(0,1.53,5)
3
= 62,71 mm
d10 = 70 mm drx = 65 mm d11 = 70 mm d13 = 80 mm
d. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa, do đó ta có σb = 600 MPa và có
[τ] = 15 MPa.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện
nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau.
sj = sσj.s τj /√𝑠σj
2
+ 𝑠τj
2
≥ [s] (công thức 10.19 trang 195/[I])
[s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [ ] 1,5...2,5
S =
sσj, sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng
ứng suất tiếp tại tiết điện j
sσj =
σ−1
Kσdjσaj+ψσσmj
sτj =
τ−1
Kτdjτaj+ψττmj
𝜎−1 = 0,436𝜎𝑏 = 0,436.600 = 261,6 MPa

31
𝜏−1 = 0,58𝜎−1 = 0,58.261,6 = 151,73 MPa
σaj, τaj, σmj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng
ứng suất tiếp tại tiết diện j
σaj =
σmaxj − σminj
2
σmj =
σmaxj − σminj
2
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:
σmj = 0
σmaxj = Mj/Wj
Trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động
𝜏𝑚𝑗 = 𝜏𝑎𝑗 = 𝜏maxj/2 = Tj/(2Woj)
Wj, Woj là momen cản uốn và momen cản uốn của trục, xác định theo
bảng 10.6 trang 196/[I] với trục có một rãnh then
Wj =
𝜋𝑑𝑗
3
32
−
𝑏𝑡1(𝑑𝑗 − 𝑡1)2
2𝑑𝑗
Woj =
𝜋𝑑𝑗
3
16
−
𝑏𝑡1(𝑑𝑗 − 𝑡1)2
2𝑑𝑗
ψσ, ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi, tra theo bảng 10.7 trang 197/[I]
Xác định tiết diện nguy hiểm ở từng trục như sau:
+ Trục I: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện I0, I2
+ Trục II: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện II2 và II3
+ Trục III: có 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện III3, III1
Đó là các tiết diện có momen lớn theo các phương và gây nguy hiểm cho trục, do đó ta
phải kiểm tra hệ số an toàn tại các tiết diện này thỏa mãn các điều kiện trên thì trục đảm bảo
độ bền mỏi.
Các phương pháp lắp ghép: Ổ lăn lắp trên trục theo K6, lắp bánh vít, đĩa xích, nối trục
theo K6 kết hợp với lắp then
Kích thước then được cho trong bảng 9.1a trang 173/ [I], trị số momen cản uốn và
momen cản xoắn(công thức tính trong bảng 10.6 [I]) ứng với các tiết diện trục nguy hiểm
được tính và ghi lại trong bảng sau:

32
Tiết diện Đường kính
d(mm)
bh(mm) t1(mm) W(mm)3
W0(mm)3
I0 25* - - 1533,98 3067,96
I2 60* - - 21205,75 42411,5
II2 45 12x8 5 7611,3 16557,47
II3 100* - - 98174,77 196349,54
III1 70* - - 33673,95 67347,89
III3 80 22x14 9 44027,24 94292,72
Chú ý: (*): đây là vị trí không lắp then, nên ta dùng công thức đối với trục
có tiết diện tròn Wj =
π.dj
3
32
và Woj =
π.dj
3
16
Với b,h là kích thước tiết diện then (mm)
t1 là chiều sâu rãnh then trên trục (mm)
Kσdj và Kτdj: hệ số xác định theo công thức
Kσdj = (Kσ/εσ + Kx – 1)/Ky
Kτdj = (K𝜏/ετ + Kx – 1)/Ky
𝐾𝑥 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công
và độ nhẵn bề mặt. Tra bảng 10.8/197[I] ta chọn phương pháp tiện tại các tiết diện nguy
hiểm yêu cầu Ra = 2,5 → 0,63μm
Với σb = 600(MPa) ta có Kx = 1,06
𝐾𝑦 là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính
của vật liệu. Ở đây không dung phương pháp tang bền bề mặt trục nên Ky = 1
Tra bảng 10.12/199 [I], dùng dao phay ngón để gia công rãnh then thì hệ số tập trung
ứng suất tại rãnh then Kσ, Kτ ứng với vật liệu đã chọn ta có: Kσ = 1,76; Kτ = 1,54
εσ; ετ- Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục. Từ đường kính trục của các tiết diện
nguy hiểm, vật liệu của trục là thép cacbon, dựa vào bảng 10.10/198 [I]. Và theo bảng
10.11/198 [I], ứng với các kiểu lắp đã chọn, 𝜎𝑏 = 600(𝑀𝑃) với các đường kính của các tiết
diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp có độ dôi) tại các tiết diện này. Ta
có bảng:
Tiết diện Đường kính   Rãnh then Lắp căng
K/ K/ K/ K/

33
I0 25 0,9 0,85 - - 2,06 1,64
I2 60 0,79 0,75 - - 2,52 2,03
II2 45 0,83 0,77 2,12 2 2,06 1,64
II3 100 0,7 0,7 - - 2,52 2,03
III1 70 0,76 0,73 - - 2,52 2,03
III3 80 0,73 0,71 2,41 2,17 2,52 2,03
Như vậy tại các tiết diện trên đồng thời tồn tại 2 yếu tố gây mất tập trung ứng suất, đó là
lắp có độ dôi và rãnh then. Vậy ta phải so sánh các giá trị của K/ với nhau và K/ với
nhau rồi lấy giá trị lớn hơn để tính. Từ các số liệu đã có ta tính được 𝐾𝜎𝑑𝑗, 𝐾𝜏𝑑𝑗 theo công
thức 10.25 và 10.26/197 [I].
Tiết diện Đường kính K/ K/ 𝐾𝜎𝑑 𝐾𝜏𝑑
I0 25 2,06 1,64 2,12 1,7
I2 60 2,52 2,03 2,58 2,09
II2 45 2,12 2 2,18 2,06
II3 100 2,52 2,03 2,58 2,09
III1 70 2,52 2,03 2,58 2,09
III3 80 2,52 2,17 2,58 2,23
Dựa vào các số liệu đã có và công thức 10.22, 10.23/196 [I] ta xác định được các hệ số
𝜎𝑎𝑗; 𝜏𝑚𝑗 và 𝜏𝑎𝑗 trong bảng như sau:
Tiết
diện
M W(mm)3
W0(mm)3
T(Nm) a m = a
I0 4066,53 1533,98 3067,96 6309,82 2,1 1,03
I2 29268,8 21205,75 42411,5 6309,82 1,38 0,07
II2 125749,657 7611,3 16557,47 89315,69 16,52 2,7
II3 572774,353 98174,77 196349,54 89315,69 5,83 0,23
III1 736575 33673,95 67347,89 1397002,4 19,06 10,37

34
III3 526046,57 44027,24 94292,72 1397002,4 9,85 7,41
Theo các công thức 10.19,10.20 và 10.21, với các số liệu tính được ta có bảng
Tiết diện Đường kính 𝑆𝜎 𝑆𝜏 𝑆
I0 25 58,76 86,65 48,65
I2 60 73,47 1037,12 73,29
II2 45 7,26 27,28 7,02
II3 100 17,39 351,64 17,37
III1 70 5,32 7 4,24
III3 80 10,29 9,18 6,85
Vì thông thường [𝑆] = 1,5. . .2,5 nên với các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy
hiểm trên các trục đã tính ở trên đều thỏa mãn điều kiện 𝑆 ≥ [𝑆]. Vậy các trục I, II, III đều
đảm bảo độ bền mỏi. Và vì hệ số an toàn quá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ
cứng của các trục.
e. Tính kiểm nghiệm độ bền của then
Then phải thỏa mãn điều kiền bền dập và điều kiện bền cắt (theo công thức 9.1 và 9.2
trang 173/[I]):
σd =
2T
d.lt(h−t1)
≤ [σd]
τc =
2.T
d.lt.b
≤ [τc]
Trong đó :
+) σd: Ứng suất dập tính toán (MPa)
+) τc: Ứng suát cắt tính toán (MPa)
+) d : đường kính trục (mm)
+) T : momen xoắn trên trục (Nmm)
+) b,h,t1 : kích thước (mm)
+) Đối với then bằng: t m
l (0,8...0,9)l
=
( m
l là chiều dài mayơ)

35
+) [σd]: ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5 trang 178/[I], với vật liệu thép, va đập nhẹ
ta chọn [σd] = 100(𝑀𝑃𝑎)
+) [τc]: ứng suất cắt cho phép (MPa),với then bằng, thép 45 khi chịu tải trọng tĩnh [τc] =
(60...90)(MPa), trường hợp đề bài này là chịu tải trọng va đập nhẹ nên ta lấy giảm đi
1
3
[τc]
tức là [τc] =
2
3
(60. . .90) = 40. . .60 (MPa)
Kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục như sau:
Tiết diện d b x h t1 T(mm) lt σd(MPa) τc(MPa)
Ik 20 6x6 3,5 7503,57 36 8,34 3,47
II2 32 12x8 5 89315,69 40 41,3 10,3
III3 80 22x14 9 1397002,4 80 87,31 19,84
IIIrx 65 20x12 7,5 1397002,4 80 119,4 26,87
Tuy then tại xích tải (IIIrx) thỏa mãn ứng suất cắt nhưng không thỏa ứng suất dập,
nên trong trường hợp này có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o
, khi đó mỗi then
có thể tiếp nhận 0,75T. Khi đó suất suất dập và ứng suất cắt thực tế tại vị trí lắp xích
tải của mỗi then là:
σd = 2.0,75T/[d.lt(h – t1)] = 2.0,75.1397002,4/[65.80.(12 – 7,5)] = 89,55 MPa
τc = 2.0,75.T/(d.lt.b) = 2.0,75.1397002,4/(65.80.20) = 20,15 MPa
2. Tính chọn ổ lăn
a. Tính chọn ổ lăn cho trục 1
+ Chọn loại ổ
Vì trên đầu trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fk ngược với
chiều đã dùng khi tính trục, tức là ngược chiều với lực Ft1. Khi đó phản lực trong
mặt phẳng x0z là:
X = 0 ⇔ Fx12 + Fx10 + Fx11 - Fk = 0 (1)
M0y = ⇔ Fx11.l11 + Fx12.l13 + Fk.l12 = 0 (2)
(2) ⇔ Fx11 =
−𝐹𝑘.𝑙12− 𝐹𝑥12.𝑙13
𝑙11
=
−56,09.72,5 − 185,69.98,5
197
= -113,44 N
(1) ⇔ Fx10 = -Fx12 + Fk – Fx11 = -16,16 N

36
Dấu “ – “ chứng tỏ các phản lực này ngược với chiều của Fx12 và Fk. vậy phản
lực tổng trên 2 ổ
𝐹𝑡10 = √Fx10
2
+ Fy10
2
= √16,162 + 46,222 = 48,96 (N)
𝐹𝑡11 = √Fx11
2
+ Fy11
2
= √113,442 + 317,532 = 325,69 (N)
Trong khi đó theo dấu bài phản lực tại 2 gối đỡ khi tính trục là Ft10 =175,77 N,
Ft11 = 313,72 N. Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Ft11
= 325,69 N
Lực dọc trục: 𝐹at1 =1020,75 N
Xét
𝐹𝑎𝑡1
𝐹𝑟11
=
1020,75
325,69
= 3,13 > 1,5
Ta chọn ổ đũa côn cho cả 2 gối do d10 = d11 mà Fr11>Fr10 nên ta dựa vào ổ 1 để
chọn kích thước ổ.
+ Chọn cấp chính xác ổ lăn
Do không có yêu cầu đặc biệt về độ chính xác nên chọn cấp chính xác 0
+ Chọn kích thước ổ lăn
Tra bảng (P2.11)[I], ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7305 có các thông
số sau
d=25 mm, D = 62 mm, 𝐶 = 29,6 KN ; 𝐶0 = 20,9 KN ; 𝛼 = 13, 5𝑜
+ Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
- Theo bảng 11.4 trang 215/[I] , với ổ đũa côn, hệ sô thực nghiệm e là:
𝑒 = 1,5.tg𝛼=1, 5.tg(11, 33𝑜) = 0,36
Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ
Fs10 = 0,83.e.Fr10 = 0,83.0,36.48,96 = 14,63 N
Fs11 = 0,83.e.Fr11 = 0,83.0,3.325,69 = 81,1 N
- Sơ đồ bố trí ổ:

37
∑Fa10 = Fs11 − Fat1 = 81,1 − 1020,75 = −939,65 (N)
∑ Fa11 = Fs10 + Fat1 = 14,63 + 1020,75 = 1035,38 (N)
Vì ∑Fa10 = −939,65 < Fs10 = 14,63 nên Fa10 = Fs10 = 14,63 (N)
Vì ∑Fa11 = 1035,38 > Fs11 = 81,1 nên Fa11 = ∑Fa11 = 1035,38 (N)
- Xác định hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y theo bảng
(11.4) trang 215/[I], ta có:
Fa10
V.Fr10
=
14,63
1.48,96
= 0,3 = e => {
𝑋 = 1
𝑌 = 0
Fa11
V.Fr11
=
1035,38
1.325,69
= 3,18 > e = 0,3=> {
𝑋 = 0,4
𝑌 = 0,4𝑐𝑜𝑡𝑔𝛼 = 0,4. 𝑐𝑜𝑡𝑔(13,5°) = 1,67
- Tải trọng động quy ước
Q0 = (XVFr0 +YFa0)ktkd = (1.1.48,96 + 0.11).1.1 = 48,96 N
Q1 = (XVFr1 +YFa1)ktkd = (0,4.1.325,69+ 1,67.1035,38).1.1 = 1859,36 N
- Tải trọng động tương đương
QE11 = 1859,36 . √1, 5
10
3 .
3
3600.8
+
1
10
3 .4
8
+ 0, 7
10
3 .
2
8
+ 0, 5
10
3 .
2
8
10
3
= 1596,25 (N)
- Khả năng tải động của ổ Cd:
Cd = QE11. √L
10
3
Trị số tuổi thọ: 3
h
L (10...25) 10 (h)
= 
Chọn Lh = 20000(h)

38
L = 60n10-6
Lh = 60.1400.10-6
.20000 = 1680 triệu vòng
= > Cd = 1596,25. √1680
10
3
= 14814,73 N = 14,81 kN < C
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.
- Khả năng tải tĩnh của ổ
+) Theo bảng (11.6) trang 221/[I], với ổ đũa côn ta có
{
𝑋0 = 0,5
𝑌0 = 0,22.cotg𝛼 = 0,22.cotg(13,5) = 0,92
Qt = X0. Fr11 + Y0. Fa11
= 0,5.325,69 + 0,92.1035,38 = 1115,39 = 1,1 (kN) < C0
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
b. Tính chọn ổ lăn cho trục 2
+ Chọn loại ổ
Tổng lực dọc trục: 𝐹at2 = 𝐹𝑎3-F𝑎2 = 7164,11 − 185,69 = 6978,42 (𝑁)
Lực hướng tâm tại các ổ:
𝐹𝑟20 = √Fx20
2
+ Fy20
2
= √658,172 + 902,952 = 1117,37 (N)
𝐹𝑟21 = √Fx21
2
+ Fy21
2
= √375,692 + 2056,092 = 2090,13 (N)
= >
𝐹𝑎𝑡2
𝐹𝑟21
=
6978,42
2090,13
= 3,34 > 1,5
Tra bảng (P2.11)[I], ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung rộng kí hiệu 7606 có các
thông số sau
d=30 mm, D = 72 mm, 𝐶 = 61,3 KN ; 𝐶0 = 51,0 KN ; 𝛼 = 12, 00𝑜

39
𝑒 = 1,5.tg𝛼=1, 5.tg(12, 00𝑜) = 0,319
Fs20 = 0,83.e.Fr20 = 0,83.0,319. 1117,37 = 295,85 N
Fs21 = 0,83.e.Fr21 = 0,83.0,319.2090,13 = 553,4 N
∑Fa20 = Fs21 + Fa2 − Fa3 = 553,5 + 185,69 − 7164,11 = −6425,02 (N)
∑ Fa21 = Fs20 + Fa3 − Fa2 = 295,85 + 7164,11 − 185,69 = 7274,27 (N)
Vì ∑Fa20 = −6425,02 < Fs20 = 295,85 nên Fa20 = Fs20 = 295,85 (N)
Vì ∑Fa21 = 7274,27 > Fs21 = 553,4 nên Fa21 = ∑Fa21 = 7274,27 (N)
(11.4) trang 215/[I], ta có:
Fa20
V.Fr20
=
295,85
1.1117,37
= 0,265 < e = 0,319 => {
𝑋 = 1
𝑌 = 0
Fa21
V.Fr21
=
7274,27
1.2090,13
= 3,48 > e = 0,319
=> {
𝑋 = 0,4
𝑌 = 0,4𝑐𝑜𝑡𝑔𝛼 = 0,4. 𝑐𝑜𝑡𝑔(12,00°) = 1,88
Tải trọng động quy ước
Q0 = (XVFr0 +YFa0)ktkd = (1.1. 1117,37 + 0. 295,85).1.1 = 1117,37 N
Q1 = (XVFr1 +YFa1)ktkd = (0,4.1. 2090,13 + 1,88. 7274,27).1.1 = 14511,68 N

40
QE21 = 14511,68. √1, 5
10
3 .
3
3600.8
+
1
10
3 .4
8
+ 0, 7
10
3 .
2
8
+ 0, 5
10
3 .
2
8
10
3
= 12458,18 (N)
Cd = QE21. √L
10
3
h
L (10...25) 10 (h)
= 
Chọn Lh = 20000(h)
L = 60n10-6
Lh = 60.80,3.10-6
.20000 = 96,36 triệu vòng
= > Cd = 12458,18. √96,36
10
3
= 49048,26 N = 49,05 kN < C
{
𝑋0 = 0,5
𝑌0 = 0,22.cotg𝛼 = 0,22.cotg(12,00) = 1,035
Qt = X0. Fr21 + Y0. Fa21
= 0,5.2090,13 + 1,035.7274,27 = 8573,93 = 8,6 (kN) < C0
c. Tính chọn ổ lăn cho trục 3
+ Chọn loại ổ
Tổng lực dọc trục: 𝐹at3 = 𝐹𝑎4 = 1303,23 (𝑁)
Lực hướng tâm tại các ổ:
𝐹𝑟30 = √Fx30
2
+ Fy30
2
= √3630,92 + 871,382 = 3734 (N)
𝐹𝑟31 = √Fx31
2
+ Fy31
2
= √3533,212 + 10493,92 = 11072,74 (N)
= >
𝐹𝑎𝑡3
𝐹𝑟31
=
1303,23
11072,74
= 0,118 < 0,3
Dù lực dọc trục Fa khá nhỏ so với lực hướng tâm Fr nhưng là ổ đỡ trục bánh vít
nên dung ổ đũa côn để đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo
phương dọc trục .

41
Tra bảng (P2.11)[I], ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung kí hiệu 7314 có các thông
số sau
d=70 mm, D = 150 mm, 𝐶 = 168,0 KN ; 𝐶0 = 137,0 KN ; 𝛼 = 11, 67𝑜
𝑒 = 1,5.tg𝛼=1, 5.tg(11,67) = 0,31
Fs30 = 0,83.e.Fr30 = 0,83.0,31. 3734 = 960,76 N
Fs31 = 0,83.e.Fr31 = 0,83.0,31.11072,74 = 2849,02 N
∑Fa30 = Fs31 + Fa4 = 2849,02 + 1303,23 = 4152,25 (N)
∑ Fa31 = Fs30 − Fa4 = 960,76 − 1303,23 = −342,47 (N)
Vì ∑Fa30 = 4152,25 > Fs30 = 960,76 nên Fa30 = ∑Fa30 = 4152,25 (N)
Vì ∑Fa31 = −342,47 < Fs31 = 2849,02 nên Fa31 = Fs31 = 2849,02 (N)

42
(11.4) trang 215/[I], ta có:
Fa30
V.Fr30
=
4152,25
1.3734
= 1,11 > e = 0,31
=> {
𝑋 = 0,4
𝑌 = 0,4𝑐𝑜𝑡𝑔𝛼 = 0,4. 𝑐𝑜𝑡𝑔(11,67°) = 1,94
Fa31
V.Fr31
=
2849,02
1.11072,74
= 0,26 < e = 0,351 => {
𝑋 = 1
𝑌 = 0
Tải trọng động quy ước
Q0 = (XVFr0 +YFa0)ktkd = (0,4.1. 3734 +1,94.4152,25 ).1.1 = 9548,97 N
Q1 = (XVFr1 +YFa1)ktkd = (1.1.11074,72 + 0.2849,02).1.1 = 11074,72 N
QE31 = 11074,72 . √1, 5
10
3 .
3
3600.8
+
1
10
3 .4
8
+ 0, 7
10
3 .
2
8
+ 0, 5
10
3 .
2
8
10
3
= 9507,57 (N)
Cd = QE31. √L
10
3
h
L (10...25) 10 (h)
= 
Chọn Lh = 20000(h)
L = 60n10-6
Lh = 60. 4,17.10-6
.20000 = 5,004 triệu vòng
= > Cd = 9507,57. √5,004
10
3
= 15412,2 N = 15,41 kN < C
{
𝑋0 = 0,5
𝑌0 = 0,22.cotg𝛼 = 0,22.cotg(13,17) = 0,94
Qt = X0. Fr31 + Y0. Fa31
= 0,5.11074,72 + 0,94.2849,02 = 8215,44 = 8,2 (kN) < C0
3. Tính chọn khớp nối

43
Có nhiều loại nối trục khác nhau, nhưng ta chọn khớp nối trụ vòng đàn hồi vì:
- Có bộ phận đàn hồi cho nên nó 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.
- Nối trục có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, nên được
sử dụng khá rộng rãi.
Momen xoắn trục 1: T1 = 7503,57 Nmm = 7,5 Nm
Đường kính trục qua mặt cắt d = 20 mm
Tra bảng 16-10a trang 68/[II] ta được T = 31,5 Nm
d=20 mm D=90mm dm=28mm l=40mm L=84mm
B=4mm D0=63mm Z=4 nmax =6500 D3=20mm
B1=28mm l2=20mm l1=21mm d1=32mm
Tra bảng 16-10b trang 69/[II] ta có các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
dc d1 D2 l l1 l2 l3 h
10 M8 15 42 20 10 15 1,5
Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi

44
σd =
2kT
Z.D0.dc.l3
≤ [σ]d (1)
Kiểm nghiệm sức bền của chốt
σu =
kT.l0
0,1.dc
3.D0.Z
≤ [σ]u (2)
Trong đó
[σ]d: ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [σ]d = (2-4) MPa
[σ]u = 60-80 MPa ứng suất cho phép của chốt
k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, ở đây chọn k = 1,5
(xích tải)
lo: l1+l2/2 = 20+5 = 25
(1) < = > σd =
2.1,5.7503,57
4.63.10.15
= 0,6 (MPa) < [σ]d = 4(MPa)
(2) < = > σu =
1,5.7503,57.25
0,1.103.63.4
= 11,17 (MPa) ≤ [σu] = 80(MPa)
Vậy thõa điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi và sức bền chốt
PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ, BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC
VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP
1. Thiết kế các kích thước vỏ hộp
Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, theo trang
82/[II], chọn vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc là gang xám, kí hiệu GX15-32. Chọn
bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Theo bảng 18.1 trang 85/[II]
Tên gọi
Kí
hiệu
Công thức tính
Kết
quả
Chiều dày thân hộp  3
.
03
,
0 +
= a
 10,5
Chiều dày nắp hộp 1
 
 9
,
0
1 = 9,45
Chiều dày gân tăng cứng e ( )
.
1
8
,
0 
=
e 8,4
Chiều cao gân tăng cứng h 58

h 50

45
Độ dốc gân tăng cứng 2
Đường kính bu lông nền d1 10
.
04
,
0
1 +
 a
d 21
Đường kính bu lông cạnh ổ d2 ( ) 1
2 .
8
,
0
7
,
0 d
d 
= 16
Đường kính bu lông ghép bích nắp và thân d3 ( ) 2
3 .
9
,
0
8
,
0 d
d 
= 13
Đường kính vít ghép nắp ổ d4 ( ) 2
4 .
7
,
0
6
,
0 d
d 
= 10
Đường kính vít ghép nắp cửa thăm d5 ( ) 2
5 .
6
,
0
5
,
0 d
d 
= 9
Chiều dày bích thân hộp 3
S 3 3
S (1,4 1,8).d
=  20
Chiều dày bích nắp hộp 4
S 4 3
S (0,9 1).S
=  20
Bề rộng bích nắp và thân 3
K 3 2
K K (3 5)
= −  47
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ gối trục 2
K
𝐾2 = 1,6. 𝑑2 + 1,3. 𝑑2
+ (3
÷ 5)
50
Chiều dày mặt đế hộp 1
S 1 1
(1,3 1,5).
S d
=  30
Bề rộng mặt đế hộp 1;
K q
1 1
3
=
K d
1 2.
 +
q K 
63
90
Khe hở giữa bánh vít và thành hộp  (1 1,2).
    12
Khe hở giữa đỉnh bánh vít lớn với đỉnh
hộp
1
 1 (3 5).
    52
Khe hở giữa đỉnh bánh vít nhỏ với đáy
hộp
2
 2 (3 5).
 =  50
Khe hở giữa mặt bên các bánh vít với
nhau
    16
Số lượng bulông nền Z
200 300
+
=

L B
Z

46
*Kích thước gối trục
➢ Trục I:
Với đường kính ngoài ổ lăn trục I là D = 62 (mm), tra bảng 18-2 trang 88/[II]
D2 = 75 (mm); D3 = 90 (mm), d4 = M6, h = 8 (mm)
➢ Trục II:
Theo trang 83 quyển 2:
+) Vì dtv=120(mm) > D=72 (mm) nên phải dùng cốt lót với chiều dày  :
𝛿 = 𝐶. 𝐷 = 72.0,13 = 9,36 (𝑚𝑚)
Trong đó:
C: Hệ số phụ thuộc vào đường kính lỗ, tra bảng 15-14 trang 42/[II], với đường kính ngoài ổ
lăn trục II là D=72 (mm), ta chọn C=0,13 (mm)
+) Đường kính ngoài của cốc lót: 𝐷′
= 𝐷 + 2𝛿 = 72 + 2.9,36 = 90,72 (𝑚𝑚)
+) Theo công thức trang 88/[II]
𝐷2 ≈ 𝐷′
+ (1,6 ÷ 2). 𝑑4 = 90,72 + (1,6 ÷ 2).10 = 110 (𝑚𝑚)
𝐷3 ≈ 𝐷′
+ 4,4. 𝑑4 = 90,72 + 4,4.10 = 134,72 (𝑚𝑚)
➢ Trục III:
Theo công thức trang 88/[II], với đường kính ngoài ổ lăn trục III là D=150(mm):
𝐷2 ≈ 𝐷 + (1,6. . .2). 𝑑4 = 150 + (1,6. . .2).10 = 170 (𝑚𝑚)
𝐷3 ≈ 𝐷 + 4,4. 𝑑4 = 150 + 4,4.10 = 194 (𝑚𝑚)
2. Một số kết cấu khác liên quan tới vỏ hộp
a. bulong vòng hoặc vòng móc
- Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, trên than và nắp thường lắp thêm bulong
vòng hoặc móc.
- Kích thước bu long vòng tra theo bảng 18.3a trang 89/[II]:

47
1.
Ren (d): M16, d1=63; d2=35; d3=14; d4=35; d5=22; h1=12; h2=8; h=30;
l≥32; f=2; b=16; c=2; x=4; r=2; r1=6=r2
Trọng lượng nâng được : 550(a); 500(b); 250(c).
b. Chốt định vị
- Tra bảng18.4b trang 91/[II], ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn:
d = 6 mm; c = 1 mm ; l = 20 ÷ 110 mm
c. Cửa thăm
- Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào
hộp trên đỉnh hộp, ta làm cửa thăm, có nắp quan sát ; theo bảng 18.5 trang
120°
h
2
d
d5
6
0
60
60
d1
x
h
f
4
5
°
l
6
0
3
d
c
h
1
d2
r r2
d4
r1
b
d3

48
92/[II], ta tra ra một số kích thước của nắp quan sát, hình vẽ trang 92/[II]:
A=100; B=75; A1=150; B1=100; C=125; K=87; R=12;Vít M8x22, số lượng:4
d. Nút thông hơi
- Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí
bên trong và bên ngoài hộp ta làm nút thông hơi, hình dạng và kích thước nút
thông hơi tra bảng 18.6 trang 93/[II], chọn loại M27x2, các kích thước : B= 15;
C= 30; D= 15; E= 45; G= 36; H= 32; I= 6 ; K= 4 ; L= 10; M= 8; N=22;O=6; P=
32; Q= 18; R= 36; S= 32.
e. Nút tháo dầu
- Theo bảng 18.7 trang 93/[II], ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu
trụ M22x2:
Các thông số: b=15; m=10; f=3; L=29; c=2,5; q=19,8; D=32; S=22; D0=25,4.
f. Que thấm dầu
- Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu
và kích thước như hình vẽ
g. Bôi trơn hộp giảm tốc
- Bánh vít và trục vít được ngâm trong dầu. Khi vận tốc bộ truyền xấp xỉ v ≤ 10
m/s thì bánh vít được ngâm trong dầu với chiều sâu ngâm dầu bằng (0,75~2)h
với h là chiều cao răng nhưng không được nhỏ hơn 10mm.

49
- Bôi trơn các bộ truyền trong hộp: Chọn độ nhớt của dầu ở 500
C(1000
C) để bôi
trơn bộ truyền trục vít : Bảng 18.11 trang 100/[I]: Với vận tốc trượt <5 m/s, nên
dùng loại dầu bôi trơn có độ nhớt
165(20)
24(3,34)
tức là độ nhớt Centistoc là 165 (20)
hay độ nhớt Engle là 24(3,34). Tra bảng 18.13 sách [I], với độ nhớt đã chọn, ta
tìm được loại dầu bôi trơn trục vít bánh vít: Dầu ô tô máy kéo AK -15, với các
độ nhớt ở 500
C(1000
C) là ≥ 135(15) Centistoc.
- Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kĩ thuật nó sẽ không bị mài mòn,
bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp
với nhau. Ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài 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.
- Về nguyên tắc, tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ; chât bôi
trơn được chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ.
So với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời 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. Dầu
bôi trơn được khuyến khích áp dụng khi số vòng quay lớn hoặc nhiệt độ làm
việc cao, khi cần tỏa nhiệt nhanh hoặc khi các chi tiết khác trong máy được bôi
trơn bằng dầu.
- Số vòng quay tới hạn cho từng loại ổ bôi trơn bằng mỡ hay bằng dầu được ghi
trong các catalô của ổ lăn.
- Vì thế ta chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ, theo bảng 15.15a trang 45/[II] chọn loại
mỡ LGMT3, loại này đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ trung bình và cỡ lớn,
ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn. Với các thông số của mỡ : Dầu làm đặc:
lithium soap; Dầu cơ sở: dầu mỏ; nhiệt độ chạy liên tục: -30 đến +1200
C; độ
nhớt động của dầu cơ sở (tại 400
C): 120 (mm2
/s); độ đậm đặc: 3 (thanh: NLGI).
- Về lượng mỡ tra vào ổ lăn lần đầu theo công thức trang 46/[II]:
G = 0,005DB
Trong đó:
G : lượng mỡ (g)
D: đường kính vòng ngoài (mm) (P2.11trang 262/[I])
B : chiều rộng ổ lăn(mm) (P2.11trang 262/[II])

50
Đối với ổ lăn trên trục I:
G = 0,005.62.17 = 5,27 (g)
Đối với ổ lăn trên trục II:
G = 0,005.72.27 = 9,72 (g)
Đối với ổ lăn trên trục III:
G = 0,005.70.35 = 12,25 (g)
PHẦN V: TÍNH DUNG SAI VÀ KÍCH THƯỚC TRỤC
Tính dung sai kích thước cho trục III
Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta
chọn các kiểu lắp ghép sau:
Do chịu tải trọng thay đổi va đập nhẹ, ta chọn kiểu dung sai H7/k6
Tính toán dung sai cho một trục bất kì: Chọn trục III
Bảng dung sai lắp ghép bánh vít trục III :
Mối lắp
Sai lệch giới hạn trên
(m)
Sai lệch giới hạn
dưới (m)
ES es EI ei
H7/k6 +30 +21 0 +2
H7/k6 +30 +21 0 +2
Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn trục III:
Mối lắp es ei
70k6 +21 +2

51
Bảng dung sai lắp ghép then trục III:
Kích thước
tiết diện
then
b x h
Sai lệch giới hạn chiều rộng rănh
then
Chiều sâu rănh then
Trên trục t1 Trên bạc t2
Trên trục Trên bạc
t1
Sai lệch
giới hạn
t2
Sai lệch
giới hạn
H9 D10
22 x 14 +0,052
+0,149
+0,065
9 +0,036 5,4 +0,03
20 x 12 +0,052
+0,149
+0,0065
7,5 +0,036 4,9 +0,03
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Tính toán thiết kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí. Tập I+II.

52
Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. NXBGD, 1998
2. Cơ sở thiết kế Máy và Chi Tiết Máy.
Trịnh Chất. NXBKH&KT, 2001
3. Chi Tiết Máy. Tập I+II.
Nguyễn Trọng Hiệp. NXBDH&GDCN,1992

đồ áN môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to đồ áN môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải

Similar to đồ áN môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải (20)

More from https://www.facebook.com/garmentspace

More from https://www.facebook.com/garmentspace (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

đồ áN môn chi tiết máy thiết kế trạm dẫn động xích tải