Thuyết minh.docx

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
VIỆN CƠ KHÍ
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ ROBOT
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
Thiết kế hệ thống cơ khí
NGUYỄN XUÂN TÙNG
Tung.nx187510@sis.hust.edu.vn
Chuyên ngành Cơ điện tử
Giảng viên hướng dẫn:
Bộ môn:
Viện:
Ths. Hoàng Văn Bạo
Cơ sở thiết kế máy và Robot
Cơ Khí
HÀ NỘI 7/2021

Nguyễn Xuân Tùng - 20187510
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI SME.EDU - Mẫu 6.a
VIỆN CƠ KHÍ Học kỳ: 2
Bộ môn Cơ điện tử Năm học: 2020 - 2021
ĐỒ ÁN MÔN HỌC: THIẾT KẾ HỆ THỐNG CƠ KHÍ Mã HP: ME4506
Thời gian thực hiện: 15 tuần; Mã đề: VCK04-…
Ngày giao nhiệm vụ:… /…/2021; Ngày hoàn thành: …/…/2021
Họ và tên sv: Nguyễn Xuân Tùng MSSV: 20187510 Mã lớp:121804 Chữ ký sv: …….
Ngày …/…/20…
ĐƠN VỊ CHUYÊN MÔN
(ký, ghi rõ họ tên)
Ngày …/…/20…
NGƯỜI RA ĐỀ
Ngày …/…/20…
CB Hướng dẫn
I. Nhiệm vụ thiết kế: Thiết kế hệ dẫn động cho kho hàng tự độn

II. Số liệu cho trước:
1. Thời hạn phục vụ: lh = 17500 (h)
2. Đặc tính tải trọng: Va đập vừa
Cụm xe nâng:
3. Đường kính lăn bánh răng 3 d3 = 190 (mm)
4. Chiều cao xe nâng h = 312,5 (mm)
5. Chiều dài xe nâng L = 1250 (mm)
6. Vận tốc nâng Vn = 34 (m/ph)
7. Trọng lượng tối đa của xe nâng (1, 2, 3, 4, 9) Gn = 300 (kg)
Cụm xe di chuyển:
8. Trọng lượng tối đa của hàng và xe di chuyển ngang (5,6,7,8,11,12,13) Gd = 160 (kg)
9. Đường kính bánh xe 8 d8 = 150 (mm)
10. Vận tốc xe di chuyển hàng Vx = 10 (m/ph)
11. Chiều dài xe di chuyển L1 = 700 (mm)
12. Chiều dài phần đặt hàng trên xe L2 = 600 (mm)
III. Nội dung thực hiện:
1. Phân tích nguyên lý và thông số kỹ thuật
- Tổng quan về hệ thống
- Nguyên lý hoạt động
- Xác định các thành phần cơ bản và thông số/yêu cầu kỹ thuật của hệ thống
2. Tính toán và thiết kế
- Tính toán động học
- Tính toán thiết kế các bộ truyền cơ khí
- Tính chọn động cơ
3. Thiết kế chi tiết và xây dựng bản vẽ lắp
- Xây dựng bản vẽ lắp 2D/3D: hệ dẫn động xe nâng
- Xây dựng bản vẽ chế tạo 1 chi tiết

LỜI NÓI ĐẦU
Ngày nay, thay vì cách lưu trữ hàng hóa thủ công tốn nhiều diện tích và nhân
công lao động, nhiều công ty trên thế giới trang bị hệ thống kho hàng tự động cho văn
phòng, nhà xưởng của minh,... Với công việc ứng dụng công nghệ cao trong việc cất
giữ hàng hóa, giờ đây chúng ta có thể quản lý hàng hóa của mình một cách khoa học,
có hệ thống và có tính linh hoạt cao, từ đó nâng cao hiệu quả hoạt động và giảm giá
thành hoạt động.
Cách mạng khoa học kỹ thuật phát triển, đặc biệt là trong lĩnh vực điện tử, công
nghệ thông tin đã thúc đẩy các ngành khác cùng phát triển. Xu hướng phát triển trong
lĩnh vực công nghiệp hiện nay trên thế giới là tự động hóa, linh hoạt trong sản xuất
theo hướng ứng dụng các loại xe tự động vào các hoạt động sản xuất và lưu kho. Ở
Việt Nam hiện nay, việc ứng dụng tự động hóa vào trong sản xuất đã được thực hiện
nhưng còn rất hạn chế và mới mẻ. Những kỹ sư phải có một kiến thức thiết kế, chế
tạo các loại xe tự hành trong công nghiệp. Từ những suy nghĩ này, em đã tìm hiểu và
thực hiện đồ án:” Thiết kế hệ thống dẫn động của kho hàng tự động”.
Là một sinh viên cơ khí năm 3 chuyên ngành cơ điện tử, do chưa được tiếp xúc
và nghiên cứu về hướng ứng dụng này nên em đã gặp không ít những khó khăn khi
tiếp cận với đề tài trên. Tuy nhiên được sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của thầy ThS.
Hoàng Văn Bạo mà em đã một phần nào đó thực hiện được đề tài này.
Do đây là đồ án đầu tiên mà em thực hiện nên không tránh khỏi nhũng sai sót
do thiếu kinh nghiệm thực tế. Em rất mong nhận được sự chỉ bảo của các thầy cô để
đồ án của được hoàn thiện hơn.
Sau cùng em xin gửi lời cảm ơn tới thầy Hoàng Văn Bạo đã hướng dẫn chỉ bảo
và giúp đỡ, tạo điều kiện thuận lợi giúp em thực hiện đồ án.
Hà Nội, ngày tháng năm
Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Xuân Tùng

MỤC LỤC
CHƯƠNG 1. PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT ………. 1
1.1 Tổng quan hệ thống…………………………………………………………… 1
1.2 Xác định các thành phần của hệ thống dẫn động…………………………….. 2
CHƯƠNG 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRONG HỆ THỐNG CƠ KHÍ ……….. 3
2.1 Tính toán động học…………………………………………………………….3
2.2 Phân phối tỉ số truyền………………………………………………………… 9
2.3 Tính các thông số trên các trục……………………………………………….. 9
2.4 Tính thiết kê…………………………………………………………………. 15
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN TRỤC…………………………………………………. 31
3.1 Chọn khớp nối…………………………………………………………….… 31
3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực…………………….. 34
3.3 Xác định các lực tác dụng lên trục I………………………………………… 36
3.4 Xác định các lực tác dụng lên trục II………………………………………… 37
3.5 Xác định các lực tác dụng lên trục III……………………………………….. 39
3.6 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục……………………………. 41
3.7 Tính chọn then………………………………………………………………. 44
3.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi……………………………………………. 47
CHƯƠNG 4. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN…………………………………… 50
4.1 Chọn ổ lăn cho trục I………………………………………………………… 50
4.2 Chọn ổ lăn cho trục II………………………………………………………... 53
4.3 Chọn ổ lăn cho trục III……………………………………………………...... 54
CHƯƠNG 5. LỰA CHỌN KẾT CẤU……………………………………………..... 57
5.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết………………………… 57
5.2 Một số chi tiết khác………………………………………………………….. 60
5.3 Bôi trơn cho hộp giảm tốc…………………………………………………… 64
5.4 Kết cấu bánh răng……………………………………………………………. 65
5.5 Xác định và chọn các kiểu lắp……………………………………………….. 66

CHƯƠNG 6. PHÂN TÍCH ỨNG SUẤT……………………………………………. 69
TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………………………………….. 72

DANH MỤC HÌNH VẼ
Hình 1.1 Chuyển động nâng........................................................................................ 2
Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống……....…………………………………………………….. 3
Hình 2.2 Sơ đồ động học............................................................................................. 4
Hình 2.3 Sơ đồ lực tác dụng lên bàn nâng ………………………………………….. 4
Hình 2.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng……………………………………...12
Hình 3.1 Sơ đồ đặt lực chung………………………………………………….…...35
Hình 3.2 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục I……………………………………..37
Hình 3.3 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục II………………..…………………39
Hình 3.4 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục III…………………………….…...41
Hình 5.1. Kích thước của nút thông hơi…………………………………………....61
Hình 5.2. Que thăm dầu dùng trong hộp giảm tốc………………………………....61
Hình 5.3: Kích thước chốt định vị……………………………………………….…62
Hình 5.4. Cấu tạo bulông vòng của hộp giảm tốc……………………………….....62

DANH MỤC BẢNG
Bảng 2.1. Hiệu suất các bộ phận , bộ truyền trong cụm truyền động ........................6
Bảng 2.2. Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển
động………………………………………………………………………………….8
Bảng 2.3. Bảng thông số của động cơ điện đã chọn……………………………..….9
Bảng 2.4. Lập bảng thông số Động học…………………………………….…….12
Bảng 2.5 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ I……………………………21
Bảng 2.6 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ II…………………………..29
Bảng 3.1 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục………….50
Bảng 5.1 Kết cầu vỏ hộp…………………………………………………………….58
Bảng 5.2 Thông số kết cấu bánh răng………………………………………………64
Bảng 5.3 Dung sai lắp ghép trên trục I………………………………………….….66
Bảng 5.4 Dung sai lắp ghép trên trục II……………………………………………..67
Bảng 5.5 Dung sai lắp ghép trên trục III……………………………………….……68

1
CHƯƠNG 1. PHÂN TÍCH NGUYÊN LÝ VÀ THÔNG SỐ LỸ THUẬT
1.1 Tổng quan hệ thống
Hệ gồm có 3 thành phần chuyển động độc lập chính bao gồm cơ cấu nâng (1),
chuyển động tịnh tiến của xe (2) và các con lăn chuyển hàng (3).
Có thể hình dung ra được quá trình làm việc của hệ như sau: Đầu tiên xe lấy
hàng và được nâng hoặc hạ đến dãy (tầng) được yêu cầu thông qua bộ phận nâng
(1), tiếp đó xe di chuyển vào kho thông qua bánh xe (2), khi đến nơi, hàng hóa trên
xe được xếp vào kho chứa thông qua các con lăn gắn trên xe (3).
Các thông số quan trọng của hệ thống:
1. Thời hạn phục vụ h
l = 17500 (h)
2. Đặc tính tải trọng: va đập vừa
Cụm xe nâng:
3. Đường kính lăn bánh răng 3
d = 190 (mm)
4. Chiều cao xe nâng: h = 312,5 (mm)
5. Chiều dài xe nâng: L = 1250 (mm)
6. Vận tốc nâng: n
V = 34 (m/ph)
7. Trọng lượng tối đa của xe nâng n
G = 300 (kg)
Cụm xe di chuyển:
8. Trọng lượng tối đa của hàng và xe d
G = 160 (kg)
9. Đường kính bánh xe s
d = 150 (mm)
10. Vận tốc xe di chuyển hàng x
V = 10 (m/ph)
11. Chiều dài xe di chuyển 1
L = 700 (mm)
12. Chiều dài phần đặt hàng trên xe 2
L = 600 (mm)

2
1.2 Xác định các thành phần của hệ thống dẫn động
Hệ có 2 thành phần độc lập, tách biệt nhau, bao gồm hệ thống nâng hạ sử dụng
bàn nâng và xe chở hàng.
Hệ thống con lăn và cơ cấu giữ xe nâng
Hệ bao gồm:
- 1 động cơ
- 1 hộp số 2 cấp
- 2 thanh răng được gắn với 2 cột dẫn hướng cố định
- 2 bánh răng nằm trên trục ra của hộp số và liên kết với thanh răng
- 6 bánh xe có nhiệm vụ tỳ và dẫn hướng cho cơ cấu
- khung xe và các khớp nối
 Hệ thống có nhiệm vụ nâng và hạ xe tới ray dẫn để đi vào kho.
Nguyên lý hoạt động:
Khi có tín hiệu điều khiển, động cơ được
cấp điện sẽ quay và kéo theo toàn bộ giá nâng
di chuyển tịnh tiến dọc trục Z đến vị trí yêu
cầu nhờ bộ truyền thanh răng – bánh răng biến
chuyển động quay thành chuyển động tịnh
tiến. Chiều chuyển động của giá nâng phụ
thuộc vào chiều của điện áp đặt vào động cơ.
Việc dừng và khống chế hành trình của giá
nâng phụ thuộc vào các cảm biến và công tắc
hành trình đặt dọc theo các ray dẫn hướng.
Hình 0.1. Chuyển động nâng

3
CHƯƠNG 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRONG HỆ THỐNG CƠ KHÍ
2.1 Tính toán động học
Chọn động cơ điện:
 Cần xác định:
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc (kW)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb (vg/ph) hoặc tốc độ đồng hồ của
động cơ ndb (vg/ph)
- Tỉ số momen mở máy: Tmm /T ( nếu cần)
 Kết quả:
- Chọn được động cơ điện phù hợp
- Tra các thông số cơ bản của động cơ
Sơ đồ động học của hệ thống xe
Hình 2.1. Sơ đồ hệ thống

4
Hình 2.2. Sơ đồ động học
Hình 2.3. Sơ đồ lực tác dụng lên bàn nâng

5
2.1.1. Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ điện
Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: Pyc = 𝑃𝑙𝑣/𝜂𝑐 (kW) (1.1)
Trong đó: Pyc - là công suất yêu cầu trên trục động cơ điện
Plv - là công suất trên bộ phận máy công tác ( trục của bộ phận làm
việc )
𝜂𝑐 - là hiệu suất chung của toàn cụm
 Xác định công suất trên trục máy công tác:
Cụm nâng của kho hàng có hai quá trình cần quan tâm là quá trình nâng và quá trình
hạ
Các lực cản:
- Trọng lực của các bộ phận trong cụm, gọi là lực cản chính ( vì thường
là lớn hơn các lực cản khác, vd: lực cản do ma sát);
- Lực ma sát giữa con lăn và ray ( tùy từng trường hợp cơ cấu đi lên hay
đi xuống ) mà chiều sẽ thay đổi ( nguyên tắc là ngược chiều di chuyển
của cụm).
Lực phát động:
- Khi nâng: cụm cơ cấu nâng ( bao gồm hàng và các cụm cơ cấu liên quan
như giá xe đỡ, xe mang hàng,…) đi lên: Thông thường lực phát động
khi nâng sẽ hướng lên . Do đó lực phát động thường ngược chiều lực
cản do ma sát và trọng lực;
- Khi hạ: cụm cơ cấu nâng ( bao gồm hàng và các cụm cơ cấu liên quan
nhưu giá xe đỡ, xe mang hàng,…) đi xuống : Thông thường lực phát
động khi hạ sẽ hướng xuống . Do đó lực phát động thường ngược chiều
lực cản do ma sát nhưng lại cùng chiều trọng lực;
Gọi: Trọng lượng của hàng và xe di chuyển là Gd ; Trọng lượng của xe
nâng là Gn ; Lực ma sát khi nâng là Fms,n ; Lực ma sát khi hạ là Fms,h
- Quá trình nâng: Fc,n = Fms,n + Gn + Gd (1.2a)
- Quá trình hạ: Fc,h = - Fms,h + Gn + Gd (1.2b)
Qua đó ta thấy: lực cản khi nâng sẽ lơn hơn lực cản khi hạ, do đó ta chỉ tính chọn
động cơ đủ khả năng làm việc khi nâng thì cũng thỏa mãn khi hạ.
Lực ma sát: Fms = f1 . N

6
Với: f1 – là hệ số ma sát giữa con lăn và dẫn hướng
N – là áp lực giữa con lăn và dẫn hướng
Do vậy: N = [Gn . L/2 + Gd . L] / h
Suy ra: Fms = f1 . [Gn . L/2 + Gd . L] / h với hệ số ma sát 1
f = 0,05 (thép – thép).
Công suất có ích trên trục bộ phận công tác: Plv,n = 𝐹𝑐,𝑛 . 𝑉𝑛
60.1000
(kW) (1.3a)
Cuối cùng ta có công suất trên trục bộ phận công tác:
Plv = Plv.n / (𝜂𝑡𝑟 . 𝜂𝑜𝑡𝑟) =
𝐹𝑐,𝑛 . 𝑉𝑛
60.1000.(𝜂𝑡𝑟 .𝜂𝑜𝑡𝑟)
(kW) (1.3b)
Trong đó: 𝜂𝑡𝑟 – là hiệu suất thanh răng – bánh răng
𝜂𝑜𝑡𝑟 – là hiệu suất ổ trục con lăn xe nâng
Vn – là vận tốc nâng ( đầu bài cho hoặc xác định từ yêu cầu thiết kế)
 Xác định hiệu suất chung của cụm truyền động:
𝜂𝑐 = 𝛱 𝜂𝑖
𝑘
(1.4a)
Trong đó: 𝜂𝑖 – là hiệu suất của chi tiết hoặc bộ truyền thứ i
K - là số chi tiết hay bộ truyền thứ i đó
Với sơ đồ bố trí hệ dẫn động như đề bài, ta có:
𝜂𝑐 = 𝛱 𝜂𝑖
𝑘
= 𝜂𝑘
2
. 𝜂𝑜𝑙
3
. 𝜂𝑏𝑟
2
(1.4b)
Bảng 2.1. Hiệu suất các bộ phận , bộ truyền trong cụm truyền động
Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú
Hiệu suất khớp nối 𝜂𝑘 2 1
Hiệu Suất 1 cặp ổ lăn 𝜂𝑜𝑙 3 0,995
Hiệu suất 1 cặp bánh răng 𝜂𝑏𝑟 2 0,97
 Tính công suất yêu cầu trên trục động cơ:
𝜂𝑐 = 12
. 0,9953
. 0,972
= 0,927 (theo 1.4b)
Fms,n =
0,05 . (300 .
1250
2
+160.1250)
312,5
= 62
Fc,n = 62 + 300 +160 = 522 ( theo 1.2a)

7
Plv =
522.34.10
60.1000.0,99.0,93
= 3,2 (kW) , với chọn 𝜂𝑡𝑟 = 0,93 , 𝜂𝑜𝑡𝑟 = 0,99 ,
gia tốc trọng trường g=10(m/𝑠2
) ( theo 1.3b)
Suy ra: Pyc =
3,2
0,972
= 3,45 (kW) (theo 1.1)
2.1.2. Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động cơ
cần
Tốc độ quay sơ bộ động cơ cần có: nđc,sb = nlv . usb (1.5)
Trong đó: nđc,sb - là số vòng quay sơ bộ mà động cơ cần có
nlv – là tốc độ quay của trục máy công tác
usb – là tỉ số truyền sơ bộ của cụm
 Xác định tốc độ quay trên trục bộ phận công tác:
Công thức chung: nlv =
𝑣𝑛
𝜋 . 𝑑3
(1.6a)
Trong đó: 𝑣𝑛 – là vận tốc nâng (m/ph)
𝑑3 – là đường kính lăn (m)
Với vận tốc nâng 𝑣𝑛 (m/ph); đường kính lăn 𝑑3(mm)
nlv =
1000 . 𝑣𝑛
𝜋 . 𝑑3
 Xác định tỷ số truyền chung của cụm
Công thức chung: 𝑢𝑠𝑏 = 𝛱 𝑢𝑖,𝑠𝑏 (1.7a)
Trong đó : 𝑢𝑖,𝑠𝑏 – là tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền thứ i;
Với sơ đồ cụm đã cho, ta có:
𝑢𝑠𝑏 = 𝛱 𝑢𝑖,𝑠𝑏 = 𝑢𝑘1 . 𝑢𝑏𝑟1,𝑠𝑏 . 𝑢𝑏𝑟2,𝑠𝑏 . 𝑢𝑘2 (1.7b)
Với 𝑢𝑏𝑟1,𝑠𝑏, 𝑢𝑏𝑟2,𝑠𝑏 lần lượt là tỉ số truyền sơ bộ của bánh răng cấp nhanh (
cấp 1) và bộ truyền bánh răng cấp chậm ( cấp 2) trong cụm; 𝑢𝑘1 , 𝑢𝑘1 lần lượt là tỉ

8
số truyền từ của khớp nối từ trục động cơ sang trục vào của HGT và của khớp nối
từ trục ra của HGT sang trục bộ phận công tác.
Bảng 2.2. Tỉ số truyền sơ bộ của các bộ phận, bộ truyền trong cụm truyền chuyển
động
Tên gọi Kí hiệu Số lượng Giá trị chọn Ghi chú
Tỉ số truyền khớp nối từ
trục động cơ sang trục vào
của HGT
𝑢𝑘1 1 1
Tỉ số truyền sơ bộ của bộ
truyền bánh răng cấp nhanh
( cấp 1)
𝑢𝑏𝑟1,𝑠𝑏 1 4
Tỉ số truyền sơ bộ của bộ
truyền bánh răng cấp chậm(
cấp 2)
𝑢𝑏𝑟2,𝑠𝑏 1 3,5
Tỉ số truyền của khớp nối từ
trục ra của HGT sang trục
bộ phận công tác
𝑢𝑘2 1 1
 Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ hoặc tốc độ đồng bộ của động
cần
nlv =
34 .1000
𝜋 .190
= 56,99(vg/ph)
𝑢𝑠𝑏 =8. 1 . 1 . 8 = 14
Suy ra: nđc,sb = 56,99 . 14 = 797,86(vg/ph) (theo 1.5)
Vậy, chọn => nsb = 1000 (vg/ph)
2.1.3 Chọn động cơ điện
Động cơ điện thỏa mãn: {
𝑃𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑦𝑐
𝑛𝑑𝑐 ≅ 𝑛𝑦𝑠𝑏
𝑇𝑚𝑚/𝑇 ≥ 𝑇𝑚𝑚/𝑇( 𝑛ế𝑢 𝑐ầ𝑛)
 Chọn được loại động cơ là:
3K132Ma6

9
Bảng 2.3. Bảng thông số của động cơ điện đã chọn
Kí hiệu động cơ 𝑃𝑑𝑐
(kW)
𝑛𝑑𝑐
(vg/ph)
𝑇𝑘/𝑑𝑛 𝑇𝑚𝑎𝑥/𝑇 𝑑𝑑𝑐
(mm)
𝑚𝑑𝑐
(kg)
3K132Ma6 4 975 2,0 2,2 38 72
2.2. Phân phối tỉ số truyền
 Tỉ số truyền chung của cụm:
𝑢𝑐 = 𝑛đ𝑐/𝑛𝑙𝑣 = 17,11 (1.8)
Trong đó: nđc - là tốc độ quay của động cơ đã chọn được (trong bảng trên )
nlv – là tốc độ quay trên trục công tác đã xác định ở trên ( ct 1.6b)
 Phân phối tỉ số truyền chung cho các bộ truyền trong hộp:
Công thức chung: 𝑢𝑐 = 𝛱 𝑢𝑖 (1.9a)
Với ui là tỉ số truyền bộ thứ i trong cụm
𝑢𝑐 = 𝛱 𝑢𝑖 = 𝑢𝑘1 . 𝑢𝑏𝑟1 . 𝑢𝑏𝑟2 . 𝑢𝑘2 (1.9b)
Do uk1 = uk2=1 nên tiến hành phân uc cho 𝑢𝑏𝑟1 ,𝑢𝑏𝑟2 dựa vào tiêu chí: theo
yêu cầu gọn nhẹ
- Lấy ubr1 = 1,25 . ubr2 . ubr2 = 1,25 . 𝑢𝑏𝑟2
2
=> ubr2 = √𝑢𝑐/1,25 = 3,70
- Suy ra ubr1 = uc/ubr2 = 1,25 . ubr2 = 4,63
2.3. Tính các thông số trên các trục
2.3.1. Tỉ số truyền
Hộp giảm tốc 1 cấp nên quy ước gọi trục vào của HGT là trục I, trục trung gian là
trục II, trục ra là trục III;
- Tỉ số truyền từ trục động cơ sang trục I( trục vào của hộp giảm tốc):
uđcI = uk = 1
- Tỉ số truyền từ trục I sang trục II của HGT: uIII = ubr1 = 4,63
- Tỉ số truyền từ trục II sang trục III của HGT: uIIIII = ubr2 = 3,70

10
- Tỉ số truyền từ trục III ( trục ra của hộp giảm tốc) sang trục bộ phận
công tác ( trục của bộ phận làm việc): uIIIlv = uk = 1
2.3.2. Tính tốc độ quay trên các trục
Xuất phát từ tốc độ quay của động cơ, tiến hành tính tốc độ quay cho các trục khác
theo trình tự từ trục động cơ sang các trục phía sau theo công thức:
ni =
𝑛𝑖−1
𝑛(𝑖−1)→𝑖
(vg/ph) (1.10)
Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục II (
trục ra của HGT) => trục bộ phận công tác:
Trình tự: nđc => nII => nIII => nlv,t
- Tốc đôh quay trên trục động cơ: nđc = 975
- Tốc độ quay trên trục I ( trục vào của HGT): nI =
𝑛đ𝑐
𝑛đ𝑐→𝐼
=
𝑛đ𝑐
𝑢𝑘1
=
975
1
=975 (vg/ph)
- Tốc độ quay trên trục II: nII =
𝑛𝐼
𝑛𝐼→𝐼𝐼
=
𝑛𝐼
𝑢𝑏𝑟1
=
975
4,54
= 214,76(vg/ph)
- Tốc độ quay trên trục III: nIII =
𝑛𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼→𝐼𝐼𝐼
=
𝑛𝐼𝐼
𝑢𝑏𝑟2
=
214,76
3,78
=56,81(vg/ph)
- Tốc độ quay trên trục bộ phận công tác: nlv,t =
𝑛𝐼𝐼𝐼
𝑢𝐼𝐼𝐼→𝑙𝑣
=
𝑛𝐼𝐼𝐼
𝑢𝑘2
=
56,81
1
=56,81 (vg/ph)
2.3.3. Tính công suất trên các trục
Xuất phát từ công suất trên trục bộ phận công tác, tiến hành tính công suất cho các
trục phía trước nó theo công thức:
ni-1 =
𝑃𝑖
𝜂(𝑖−1)→𝑖
(kW) (1.11)
Cụ thể, với sơ đồ truyền động: Động cơ => trục I ( trục vào của HGT ) => trục II (
trục ra của HGT) => trục bộ phận công tác:
Trình tự : Plv => PIII => PII => PI => Pđc,t
- Công suất trên trục bộ phận công tác: Plv = 3,2 (kW)
- Công suất trên trục III ( trục ra của HGT ):
PIII =
𝑃𝑙𝑣
𝜂𝐼𝐼→𝑙𝑣
=
𝑃𝑙𝑣
𝜂𝑘2
=
3,2
1
= 3,2 (kW)
- Công suất trên trục II ( trục ra của HGT ):

11
PII =
𝑃𝐼𝐼𝐼
𝜂𝐼𝐼→𝐼𝐼𝐼
=
𝑃𝐼𝐼𝐼
𝜂𝑜𝑙.𝜂𝑏𝑟2
=
3,2
0,995.0,97
= 3,32 (kW)
- Công suất trên trục I ( trục vào của HGT ):
PI =
𝑃𝐼𝐼
𝜂𝐼→𝐼𝐼
=
𝑃𝐼𝐼
𝜂𝑜𝑙.𝜂𝑏𝑟1
=
3,32
0,995.0,97
= 3,44(kW)
- Công suất trên trục động cơ ( thực cần – khác với công suất danh
nghĩa của động cơ): Pđc,t =
𝑃𝐼
𝜂đ𝑐→𝐼
=
𝑃𝐼
𝜂𝑜𝑙.𝜂𝑘1
=
3,44
0,995.1
= 3,46(kW)
Công suất trên trục một bên của trục III( trục ra của HGT ): P’III =
𝑃𝐼𝐼𝐼
2
=
3,2
2
=1,6(kW)
Công suất trên một trục công tác ( có 2 trục 2 bên ): P’lv =
𝑃𝑙𝑣
2
=
3,2
2
= 1,6(kW)
2.3.4. Tính momen xoắn trên các trục
Sau khi đã có công suất và tốc độ quay, ta tính momen xoắn trên các trục theo công
thức: Ti = 9,55 . 106
.
𝑃𝑖
𝑛𝑖
(Nmm) (1.12)
Tđc,t = 9,55 . 106
.
𝑃đ𝑐,𝑡
𝑛đ𝑐
= 9,55 . 106
.
3,46
975
= 33890,26 (Nmm)
TI =9,55 . 106
.
𝑃1
𝑛1
= 9,55 . 106
.
3,44
975
= 33694,36 (Nmm)
TII = 9,55 . 106
.
𝑃2
𝑛2
= 9,55 . 106
.
3,32
214,76
= 147634,57 (Nmm)
TIII = 9,55 . 106
.
𝑃3
𝑛3
= 9,55 . 106
.
3,2
56,81
= 537933,46 (Nmm)
Tlv,t = 9,55 . 106
.
𝑃𝑙𝑣
𝑛𝑙𝑣,𝑡
= 9,55 . 106
.
3,2
56,81
= 537933,46 (Nmm)
T’III =
𝑇𝐼𝐼𝐼
2
=
537933,46
2
= 268966,73 (Nmm)
T’lv,t =
𝑇𝑙𝑣,𝑡
2
=
537933,46
2
= 268966,73 (Nmm)

12
Bảng 2.4. Lập bảng thông số Động học
Trục
Thông số
Trụ đ/c Trục I Trục II Trục III Trục B phân
công tác
TST – U 1 4,63 3,70 1
Tốc độ
quay n
975 975 214,76 56,81 56,81
Công suất P 3,46 3,44 3,32 3,20
1,60
3,20
1,60
Momen
Xoắn
33890,26 33694,36 147634,57 537933,46
268966,73
537933,46
268966,73
Hộp giảm tốc được chia ra làm hai cấp truyền nhanh và chậm (có thể có thêm
một bước trung gian ở giữa), bắt đầu từ trục chủ động cấp nhanh là trục I đến trục bị
động cấp nhanh là trục II, tiếp đó trục III là cấp truyền chậm.
Hình 0.4 Sơ đồ động của hộp giảm tốc xe nâng
Chọn bộ truyền là bánh răng trụ răng thẳng:

13
- Chọn vật liệu bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB=200, giới hạn
bền và giới hạn chảy lần lượt là 1 1
750, 450
b ch
 
  (Mpa)
- Vật liệu bánh răng lớn là thép 45 thường hóa với độ rắn HB=190,
2 2
600, 340
b ch
 
  (Mpa)
Xác định ứng suất cho phép:
- ứng suất tiếp xúc cho phép:
0
lim
[ ] .
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S

  (1.13)
- ứng suất uốn cho phép:
0
lim
[ ]
F
F R S xF FC FL
F
Y Y K K K
S

  (1.14)
Trong đó:
R
Z - hệ số xét đến độ nhám mặt răng làm việc
V
Z - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
xH
K - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
R
Y - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
S
Y - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
xF
K - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
FC
K - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, lấy bằng 0,7 do đặt tải 2 chiều
(Trong quá trình tính toán sơ bộ, lấy các hệ số trên bằng 1)
,
HL FL
K K - hệ số tuổi thọ, xét bởi thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền
,
H F
S S - hệ số an toàn
0 0
lim lim
,
H F
  - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ uốn cơ sở
Tra bảng 6.2[1]
- Bánh răng chủ động:
1 1
1,1 ; 1,75
H F
S S
  , 0
lim1 1
2 70
H HB
   = 2.200 + 70 = 470 (MPa),
0
lim1 1
1,8
F HB
  = 1,8.200 = 360 (MPa).
- Bánh răng bị động:
1 1
1,1 ; 1,75
H F
S S
  , 0
lim2 2
2 70
H HB
   = 2.190 + 70 = 450 (MPa),

14
0
lim2 2
1,8
F HB
  = 1,8.190 = 342 (MPa)
H
HO
m
HL
HE
N
K
N
 và F
FO
m
FL
FE
N
K
N
 với ,
H F
m m là bậc của đường cong mỏi khi thử về
ứng suất tiếp xúc và uốn, do bánh răng có HB<350 nên 6
H F
m m
 
- ,
HO FO
N N là số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp và ứng suất uốn
2,4 7 2,4 7
1 1 2 2
30 10 ; 30 0,88.10
HO HO
N HB N HB
    ; 6
4.10
FO
N 
- ,
HE FE
N N là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh nên 60
HE FE
N N cnt
  , trong đó c, n, Σ
t lần lượt là số lần ăn khớp trong
một vòng quay, tốc độ quay và tổng thời gian làm việc.
1
HE
N = 60 . 1 . 975 . 17500 = 1023,8 . 106
2
HE
N = 60 . 1 . 215 . 17500 = 225,8 . 106
Do ;
HE HO FE FO
N N N N
  nên lấy HL FL
K K
 = 1
sơ bộ lấy các hệ số 𝑍𝑅. 𝑍𝑉. 𝐾𝑥𝐻 = 1 và 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑥𝐹 = 1
KFC = 0,7 do đặt tải hai phía
Thay số vào công thức 1.13 và 1.14
[𝜎𝐻1] =
470
1,1
.1= 427,27 (Mpa)
[𝜎𝐻2] =
450
1,1
.1 = 409,10 (MPa)
[𝜎𝐹1] =
360
1,75
.0,7 = 144 (Mpa)
[𝜎𝐹2] =
342
1,75
.0,7 = 136,8 (Mpa)
Do là truyền động bánh răng trụ răng thẳng nên 1 2
[ ] min([ ],[ ])
H H H
  

409,1( )
MPa

ứng suất tải cho phép: [𝜎𝐻]max = 2,8 . 𝜎𝑐ℎ = 2,8 . 340 = 952 (MPa)
ứng suất uốn cho phép: [𝜎𝐹1]max = 0,8 . 𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)
[𝜎𝐹2]max = 0,8 . 𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 . 340 = 272 (MPa)

15
2.4. Tính thiết kê
2.4.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ I
Thông số Kí
hiệu
chung
Kí hiệu Đơn vị Giá trị Ghi chú
Tỉ số truyền u u12 4,63
Tốc độ quay chủ
động
n n1 (vg/ph) 975
Tốc độ quay bị
động
n n2 (vg/ph) 214,76
Công suất trên
trục chủ động
P P1 (kW) 3,44
Công suất trên
trục bị động
P P2 (kW) 3,32
Momen trên trục
chủ động
T T1 (Nmm) 33694,36
Momen trên trục
bị động
T T2 (Nmm) 147634,57
Thời gian phục
vụ
Lh Lh (giờ) 17500
Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
aw = Ka. (u12 +1) √
𝑇1.𝐾𝐻𝛽
[𝜎𝐻]2𝑢12𝛹𝑏𝑎
3
Trong đó:
- ,
a d
K K - hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng, ứng với vật liệu đã chọn
ở trên tra bảng 6.5 chọn giá trị là a
K = 49,5; d
K = 77 1/3
( )
MPa
- I
T - momen xoắn trên trục bánh chủ động (N.mm)

16
- w
ba
w
b
a
  , với w
b là chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6, chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,3;
𝛹𝑏𝑑 = 0,53. 𝛹𝑏𝑎. (𝑢12 + 1) = 0,90
- ,
H F
K K
  - hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7, do bd
 có giá trị giữa 0,8 và 1 nên chọn được ,
H F
K K
  là
1,05 và 1,1
Thay số vào biểu thức, tìm được 𝑎𝑤 = 49,5. (4,63 +1) √
33694,36 . 1,05
[409,1]24,63 . 0,3
3
=148,79
(mm), lấy 𝑎𝑤𝑠𝑏 = 150 (mm)
2.4.2. Xác định các thông số ăn khớp
2.4.2.1. Xác định môdun
Modun m = (0,01 ÷ 0,02) awsb = 1,50 ÷ 3 theo bảng 6.8[1], chọn 12
m =
2,5(mm)
2.4.2.2. Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
- Xác định số răng:
Bánh nhỏ: Z1 =
2𝑎𝑤
𝑚 . (𝑢12+1)
=
2 . 150
2,5 . (4,63+1)
= 21,31 lấy Z1 = 21
Bánh Lớn: Z2 = u12 . Z1 = 21 . 4,63 = 97,23 lấy Z2 = 97
- Tỉ số truyền thực tế: U12 =
Z2
Z1
=
97
21
= 4,62
Sai số tỉ số truyền ∆u12 =
4,63−4,62
4,63
= 0,22%
- Xác định lại khoảng cách trục:
aw12 =
𝑚.(Z1+ Z2)
2𝑐𝑜𝑠𝛽
=
2 ,5 . ( 21+97)
2
= 147,5(mm) suy ra lây awtl12 = 150mm
- Hệ số chỉnh dịch:
Theo ct6.22[1]: y = awtl12/m – 0,5(Z1 + Z2) = 150/2,5 – 0,5(21+97) = 1
Theo ct6.23[1]: ky = 1000y/Zt = 1000.1/(21+97) = 8,47
Theo bảng 6.10a[1] tra được kx = 0,445 , do đó theo ct6.24 hệ số giảm đỉnh răng

17
∆𝑦 = kxZt / 1000 = 0,445 . (21+97) / 1000 = 0,05
Theo ct6.25[1] tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y+∆𝑦 = 1 + 0,05 = 1,05
Theo ct6.26[1], hệ số dịch chỉnh của bánh 1:
x1 = 0,5[xt – (Z2 – Z1) .y/Zt] = 0,5[1,05– (97– 21) .(1/(21+97))] = 0,20
x2 = xt – x1 = 1,05 – 0,20 = 0,85
- Xác định góc ăn khớp:
Cos𝛼𝑡𝑤12 =
(𝑍1+𝑍2) . 𝑚12 .𝑐𝑜𝑠𝛼
2𝛼𝑤12
=
(27+125).2,5 .𝑐𝑜𝑠20
2 . 190
= 0,9397
 𝛼𝑡𝑤12 = 20
Đường kính vòng lăn của bánh răng:
dw1 =
2𝑎𝑤𝑡𝑙12
𝑢12+1
=
2.150
4,62+1
= 53,38(mm)
dw2 = 2awtl12 – dw1 = 2.150 – 53,38= 246,62(mm)
Đường kính chia:
d1 = m12 . Z1 = 2,5 . 21= 52,5 (mm) d2 = m12 . Z2 = 2,5 . 97 = 242,5(mm)
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m12 = 52,5+ 2.2,5 = 57,5(mm)
da2 = d2 + 2m12 = 242,5 + 2.2,5 = 247,5(mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m12 = 52,5 – 2,5.2,5 = 46,25(mm)
df2 = d2 – 2,5.m12 = 242,5 – 2,5.2,5 = 236,25(mm)
Đường kính cơ sở:
db1 = d1 . 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 52,5. cos20 = 49,33(mm)

18
db2 = d2 . 𝑐𝑜𝑠𝛼 =242,5. cos20 = 227,88 (mm)
Chiều rộng vành răng:
bw12 = 𝛹𝑏𝑎. 𝑎𝑤𝑡𝑙12 = 0,3 . 150 = 45 (mm)
Hệ số trùng khớp ngang:
1 1 2 2
2
a a t tw
Z tg Z tg Z tg

  


 

2.4.2.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
𝜎𝐻 = ZMZH𝑍𝜀 √2𝑇1𝐾𝐻(𝑢𝑚12 + 1)/(𝑏𝑤12𝑢𝑚12𝑑𝑤1
2
)
Theo bảng 6.5 : ZM = 274 𝑀𝑃𝑎1/3
Theo ct6.34[1]: ZH = √2𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏/𝑠𝑖𝑛2𝛼𝑡𝑤12 = √2.1/sin(2.20) = 1,76
Với bánh răng thẳng , dung ct6.36a[1] để tính Z𝜀:
Z𝜀 = √(4 − 𝜀𝛼)/3 = √(4 − 1,73 )/3 = 0,87
Trong đó : 𝜀𝛼 = 1,88 – 3,2.(
1
27
+
1
125
) = 1,74
Vận tốc vòng bánh răng: v =
𝜋.dw1.𝑛𝐼
60.1000
=
𝜋.53,38.975
60.1000
= 2,72 (m/s)
Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng thẳng v = 2,72 (m/s) chọn được cấp chính
xác của bánh răng là 8, do đó theo bảng 6.16, g0 = 56.
Theo ct6.42[1] : 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻g𝑜v√𝑎𝑤𝑡𝑙12/𝑢 = 0,006.56.2,72. √150/4,62 = 5,21 (m/s)
Trong đó , theo bảng 6.15[1], 𝛿𝐻 = 0,006. Do đó:
KHv = 1 + 𝑣𝐻. bw . dw / (2T1𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼) = 1 + 5,21.45.53,29 / (2. 33694,36.1,05.1,09)
= 1,16
KH = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣 = 1,05 . 1,09 . 1,16 = 1,32

19
Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33:
𝜎𝐻 = 274.1,76.0,87√2.33694,36.1,32(4,62 + 1)/(45.4,62. 53,292)
= 386,06 (MPa)
Theo 6.1[1] với v = 2,72m/s, Zv = 1, với cấp chính xác động học là 8, chọn chính
xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra= 2,5…..1,25𝜇𝑚 , do
đó
ZR= 0,95; vs da < 700mm, KxH = 1, do đó theo ct6.1[1] và ct6.1a[1] :
[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻]. 𝑍𝑣𝑍𝑅𝑍𝑥𝐻 = 409,1 . 1 . 0,95 .1 = 388,65 (MPa)
Như vậy 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥 , nên ta xét :|
[𝜎𝐻]𝑐𝑥−𝜎𝐻
[𝜎𝐻]𝑐𝑥
|.100% = 0,67 < 10%
Suy ra chấp nhận : bw12 = 45 mm
2.4.2.4. Kiểm nghiệm độ bên uốn
Theo ct 6.43: 𝜎𝐹1 = 2T1KF𝑌𝜀𝑌
𝛽YF1 / (bw12.dw1.m12)
Theo bảng 6.7, 𝑌𝐹𝛽=1,1; theo bảng 6.14 vs 2,5< v < 6 và cấp chính xác là 8, chọn
𝐾𝐹𝛼 = 1,27; theo ct 6.47: vF = 𝛿𝐻g𝑜v√𝑎𝑤/𝑢 = 0,006.56.2,72. √150/4,62 = 5,21
Trong đó , theo bảng 6.15, 𝛿𝐻 = 0,006. Theo bảng 6.16, g𝑜 = 56
Do đó, theo ct6.46: KFv = 1 + 𝑣𝐹. bw12 . dw1 / (2T1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼)
= 1 + 5,21.45.53,29/ (2. 33694,36.1,1.1,27) = 1,13
KF = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣 = 1,1 . 1,27 . 1,13= 1,58
- Với 𝜀𝛼 = 1,74 , 𝑌𝜀 = 1/𝜀𝛼 = 1/1,74 = 0,57
- Với 𝛽 = 𝛼𝑡𝑤12 = 20, 𝑌
𝛽 = 1 – 20/140 = 0,86
- Số răng tương đương:
zv1 = z1/𝑐𝑜𝑠3
𝛽 = 21/(0,9397)3
= 25,31 vậy lấy zv1 = 25
𝛽 = 97/(0,9397)3
= 116,89vậy lấy zv2 = 117
Theo bảng 6.18 ta được YF1 = 3,57, YF2 = 3,47

20
Thay các giá trị vừa tính vào ct 6.43[1] ta có:
𝜎𝐹1 =2T1KF𝑌𝜀𝑌
𝛽YF1/(bw12.dw1.m12) =2.33694,36.1,58.0,57.0,86.3,57 / (45.53,29.2,5)
= 32,65 (MPa)
𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1 . YF1/YF2 = 33,59 (MPa)
Với m=2,5, Ys = 1,08 – 0,0965ln(2,5) = 1,02; YR = 1 ( bánh răng phay) KxF = 1
(da < 400), do đó theo ct6.2[1] và ct6.2a[1] :
[𝜎𝐹]1 = [𝜎𝐹1]. 𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐻 = 144.1.1,02.1 = 146,88 MPa
[𝜎𝐹]2 = [𝜎𝐹2]. 𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐻 = 136,8.1.1,02.1 = 139,54 MPa
Thấy : 𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹]1
𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹]2
Vậy kiểm nghiệm về độ bền uốn đạt yêu cầu
2.4.2.5. Kiểm nghiệm về độ bền quá tải
Theo 6.48, với: Kqt = Tmax/T = 2,2
𝜎𝐻1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 . √𝐾𝑞𝑡 = 386,06 . 2,2 =849,332 < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 952 MPa;
Theo ct6.49:
𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1. Kqt = 27,15 . 2,2 = 59,73 (MPa) < [𝜎𝐹1]max = 360 (MPa)
𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 . Kqt = 29,34 . 2,2 = 64,55 (MPa) < [𝜎𝐹2]max = 272 (MPa)
Vậy kiểm nghiệm về độ bền quá tải đạt yêu cầu
2.4.2.6. Tính toán lực tác dụng lên trục
Các lực tác dụng lên trục:
2
t
w
T
F
d
 ;
.tan
cos
t tw
r
F
F


 


; . tan
a t
F F 
  = 0;

21
Trong đó: t
F là lực vòng, r
F là lực hướng tâm, a
F là lực dọc trục (bằng 0 do sử
dụng bánh răng trụ răng thẳng, góc nghiêng  = 0), T là momen xoắn trên trục bánh
răng, có giá trị trong bảng 1.4, tw
a là góc ăn khớp, có giá trị là 20o
Ta có:
Ft1 = 2. 33694,36 / 53,29 = 1364,57 (N)
Fr1 = (1364,57 . tan20 ) / cos0 = 496,66 (N)
Lấy gần đúng : Ft1 = Ft2 , Fr1 = Fr2
Bảng 2.5 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ I
Thông số Kí hiệu
chung
Vật liệu bánh
răng nhỏ
Thép 45
Vật liệu bánh
răng lớn
Thép 45
Độ rắn mặt
răng bánh
nhỏ, bánh lớn
HB HB1 200
HB2 100
Khoảng cách
trục
aw awtl12 (mm) 150
Chiều rộng
vành răng
bw bw12 (mm) 45
môdun m m12 (mm) 2,5

22
Tỉ số truyền(
thực )
u ut 4,62
Số răng z z1 (răng) 21
z2 (răng) 97
Đường kính
vòng chia d
d1 (mm) 52,5
d2 (mm) 242.5
Đường kính
vòng lăn dw
dw1 (mm) 53,38
dw2 (mm) 246,62
Đường kính
vòng đỉnh da
da1 (mm) 57,5
da2 (mm) 247,5
Đường kính
vòng đáy df
df1 (mm) 46,25
df2 (mm) 236,25
Hệ số chỉnh
dịch
x x1 0,2
x2 0,85
Lực tác dụng
lên trục
Ft Ft1 (N) 1364,57
Ft2 1364,57
Fr Fr (N) 496,66
Fr2 496,66
Fa Fa1 (N) 0

23
Fa2 0
2.4.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ 2
Thông số Kí
hiệu
chung
Tỉ số truyền u U34 3 ,70
Tốc độ quay chủ
động
n n3 (vg/ph) 214,76
Tốc độ quay bị
động
n n4 (vg/ph) 56,81
Công suất trên
trục chủ động
P P3 (kW) 3,32
Công suất trên
trục bị động
P P4 (kW) 3,2
Momen trên trục
chủ động
T T3 (Nmm) 147634.57
Momen trên trục
bị động
T T4 (Nmm) 537933,46
Thời gian phục
vụ
Lh Lh (giờ) 17500
Xác định khoảng cách trục sơ bộ:
aw = Ka. (u34 +1) √
𝑇3.𝐾𝐻𝛽
[𝜎𝐻]2𝑢34𝛹𝑏𝑎
3
Trong đó:

24
- ,
a d
K K - hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng, ứng với vật liệu đã chọn
ở trên tra bảng 6.5 chọn giá trị là a
K = 49,5; d
K = 77 1/3
( )
MPa
- w
ba
w
b
a
  , với w
b là chiều rộng vành răng, tra bảng 6.6, chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,3;
𝛹𝑏𝑑 = 0,53. 𝛹𝑏𝑎. (𝑢34 + 1) = 0,53.0,3.(3,70 +1) = 0,75
- ,
H F
K K
  - hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng, tra bảng 6.7, do bd
 có giá trị 0,8 nên chọn được ,
H F
K K
  là 1,03 và 1,07
Thay số vào biểu thức, tìm được 𝑎𝑤 = 49,5. (3,70+1) √
147634,57 . 1,03
[409,1]2.3,07 . 0,3
3
=231,60
(mm), lấy 𝑎𝑤𝑠𝑏 = 230 (mm)
2.4.4. Xác định các thông số ăn khớp
2.4.4.1. Xác định môdun
Modun m = (0,01 ÷ 0,02) awsb = 2,3 ÷ 4,6 theo bảng 6.8, chọn m23 = 3(mm)
2.4.4.2. Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
- Xác định số răng:
Bánh nhỏ: Z3 =
2𝑎𝑤𝑠𝑏
𝑚 . (𝑢34+1)
=
2 . 230
3 . (3,70+1)
= 32,62 lấy Z1 = 32
Bánh Lớn: Z4 = u34 . Z3 = 32 . 3,70 = 118,4 lấy Z4 = 120
- Tỉ số truyền thực tế: u34 =
Z4
Z3
=
120
32
= 3,75
Sai số tỉ số truyền ∆u34 =
3,75−3,70
3,70
. 100% = 1,35%
- Xác định lại khoảng cách trục:
aw12 =
𝑚.(Z3+ Z4)
2𝑐𝑜𝑠𝛽
=
3 . ( 32+120)
2
= 228(mm) suy ra lây awtl34 = 230mm
- Hệ số chỉnh dịch:
Theo ct 6.22: y = awtl34/m – 0,5(Z1 + Z2) = 230/3 – 0,5(32+120) = 0,67
Theo ct 6.23: ky = 1000y/Zt = 1000.0,67/(32+120) = 4,41

25
Theo bảng 6.10a tra được kx = 0,122 , do đó theo ct6.24 hệ số giảm đỉnh răng
∆𝑦 = kxZt / 1000 = 0,122 . (32+120) / 1000 = 0,019
Theo ct 6.25 tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y+∆𝑦 = 0,67 + 0,019 = 0,689
Theo ct 6.26, hệ số dịch chỉnh của bánh 3:
x3 = 0,5[xt – (Z4 – Z3) .y/Zt] = 0,5[0,689– (120 - 32) .(0,67/(120+32))] = 0,15
x4 = xt – x3 = 0,689 – 0,15 = 0,539
- Xác định góc ăn khớp:
Cos𝛼𝑡𝑤34 =
(𝑍3+𝑍4) . 𝑚34 .𝑐𝑜𝑠𝛼
2𝛼𝑤𝑡𝑙34
=
(32+120).3 .𝑐𝑜𝑠20
2 . 230
= 0,9315
 𝛼𝑡𝑤34 = 21,33
Đường kính vòng lăn của bánh răng:
dw3 =
2𝑎𝑤𝑡𝑙34
𝑢34+1
=
2.230
3,75+1
= 96,84(mm)
dw4 = 2awtl34 – dw3 = 2.230 – 96,84= 363,16 (mm)
Đường kính chia:
d3 = m34 . Z3 = 3 . 32= 96 (mm) d4 = m34 . Z4 = 3 . 120 = 360 (mm)
Đường kính đỉnh răng:
da3 = d3 + 2m34 = 96+ 2.3 = 102(mm)
da4 = d4 + 2m34 = 360+ 2.3 = 366 (mm)
Đường kính đáy răng:
df3 = d3 – 2,5.m34 = 96 – 2,5.3 = 88,5(mm)
df4 = d4 – 2,5.m34 = 360 – 2,5.3 = 352,5(mm)
Đường kính cơ sở:

26
db3 = d3 . 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 96. cos20 = 87,39(mm)
db4 = d4 . 𝑐𝑜𝑠𝛼 =360. cos20 = 338,29 (mm)
Chiều rộng vành răng:
bw34 = 𝛹𝑏𝑎. 𝑎𝑤𝑡𝑙34 = 0,3 . 230= 69 (mm)
2.4.4.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
𝜎𝐻 = ZMZH𝑍𝜀 √2𝑇3𝐾𝐻(𝑢𝑚34 + 1)/(𝑏𝑤34𝑢𝑚34𝑑𝑤3
2
)
Theo bảng 6.5 : ZM = 274 𝑀𝑃𝑎1/3
Theo ct 6.34: ZH = √2𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏/𝑠𝑖𝑛2𝛼𝑡𝑤34 = √2.1/sin(2.21,33) = 1,72
Với bánh răng thẳng , dung ct 6.36a để tính Z𝜀:
Z𝜀 = √(4 − 𝜀𝛼)/3 = √(4 − 1,75 )/3 = 0,87
Trong đó : 𝜀𝛼 = 1,88 – 3,2.(
1
32
+
1
120
) = 1,75
Vận tốc vòng bánh răng: v =
𝜋.dw3.𝑛3
60.1000
=
𝜋.96,84.214,76
60.1000
= 1,09(m/s)
Tra bảng 6.13[1] với bánh răng trụ răng thẳng v = 1,1 (m/s) chọn được cấp chính
xác của bánh răng là 9, do đó theo bảng 6.16, g0 = 73.
Theo 6.42[1] : 𝑣𝐻 = 𝛿𝐻g𝑜v√𝑎𝑤34/𝑢 = 0,006.73.1,09. √230/3,75 = 3,74 (m/s)
Trong đó , theo bảng 6.15[1], 𝛿𝐻 = 0,006. Do đó:
KHv = 1 + 𝑣𝐻 . bw34 . dw34 / (2T3 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼 ) = 1 + 3,74.69.96,84 /
(2.147634,57.1,03.1,07)
= 1,08
KH = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣 = 1,03 . 1,07 . 1,08 = 1,19
Thay các giá trị vừa tính được vào 6.33[1]:

27
𝜎𝐻 = 274.1,72.0,87√2.147634,57.1,19(3,75 + 1)/(69.3,75. 96,842)
= 340,04 (MPa)
Theo 6.1[1] với v = 2,72m/s, Zv = 1, với cấp chính xác động học là 9, chọn chính
xác về mức tiếp xúc là9, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra= 2,5…..1,25𝜇𝑚 , do
đó
ZR= 0,9; vs da < 700mm, KxH = 1, do đó theo6.1 và 6.1a :
[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻]. 𝑍𝑣𝑍𝑅𝑍𝑥𝐻 = 409,1 . 1 . 0,9 .1 = 368,19 (MPa)
Như vậy 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥 , nên ta xét :|
[𝜎𝐻]𝑐𝑥−𝜎𝐻
[𝜎𝐻]𝑐𝑥
|.100% = 7,7%< 10%
Suy ra chấp nhận : bw34 = 69 mm
2.4.4.4. Kiểm nghiệm độ bên uốn
Theo ct 6.43[1]: 𝜎𝐹3 = 2T3KF𝑌𝜀𝑌
𝛽YF3 / (bw34.dw3.m34)
Theo bảng 6.7, 𝑌𝐹𝛽=1,1; theo bảng 6.14 vs v < 2,5 và cấp chính xác là 9, chọn 𝐾𝐹𝛼
= 1,37; theo ct 6.47[1]: vF = 𝛿𝐻g𝑜v√𝑎𝑤𝑡𝑙34/𝑢 = 0,006.73.1,09. √230/3,75 = 3,74
Trong đó , theo bảng 6.15[1], 𝛿𝐻 = 0,006. Theo bảng 6.16[1], g𝑜 = 73
Do đó, theo ct6.46: KFv = 1 + 𝑣𝐹. bw34 . dw3 / (2T3𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼)
= 1 +3,74.69.96,84/ (2.147634,57.1,07.1,37) = 1,06
KF = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝑣 = 1,07 . 1,37. 1,06= 1,55
- Với 𝜀𝛼 = 1,75 , 𝑌𝜀 = 1/𝜀𝛼 = 1/1,75 = 0,57
- Với 𝛽 = 𝛼𝑡𝑤34 = 2133, 𝑌
𝛽 = 1 – 21,33/140 = 0,85
- Số răng tương đương:
𝛽 = 32/(0,9315)3
= 39,59 vậy lấy zv3 = 40
𝛽 = 120/(0,9315)3
= 148,47 vậy lấy zv4= 150
Theo bảng 6.18[1] ta được YF3 = 3,53, YF4 = 3,52
Thay các giá trị vừa tính vào công thức 6.43 ta có:

28
𝜎𝐹3 = 2T3KF𝑌𝜀𝑌
𝛽YF3/(bw34.dw3.m34) = 2.147634,57.1,55.0,57,0,85.3,53/(69.96,84.3)
= 39,05 (MPa)
𝜎𝐹3 = 𝜎𝐹3 . YF3/YF4 = 39,05 . 3,53/3,52 = 39,16(MPa)
Với m=3, Ys = 1,08 – 0,0965ln(3) = 0,97; YR = 1 ( bánh răng phay) KxF = 1
(da < 400), do đó theo ct6.2[1] và ct6.2a[1] :
[𝜎𝐹]3 = [𝜎𝐹1]. 𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐻 = 144.1.0,97.1 = 139,68 MPa
[𝜎𝐹]4 = [𝜎𝐹2]. 𝑌𝑅𝑌𝑆𝐾𝑥𝐻 = 136,8.1.0,97.1 = 132,70 MPa
Thấy : 𝜎𝐹3 < [𝜎𝐹]3
𝜎𝐹4 < [𝜎𝐹]4
Vậy kiểm nghiệm về độ bền uốn đạt yêu cầu
2.4.4.5. Kiểm nghiệm về độ bền quá tải
Theo 6.48, với: Kqt = Tmax/T = 2,2
𝜎𝐻3𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻3 . √𝐾𝑞𝑡 = 340,04 . √2,2 = 504,36 < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 952 MPa;
Theo ct6.49:
𝜎𝐹3𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹3. Kqt = 39,05 . 2,2 = 85,91 (MPa) < [𝜎𝐹1]max = 360 (MPa)
𝜎𝐹4𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹3 . Kqt = 39,16 . 2,2 = 86,15 (MPa) < [𝜎𝐹2]max = 272 (MPa)
Vậy kiểm nghiệm về độ bền quá tải đạt yêu cầu
2.4.2.6. Tính toán lực tác dụng lên trục
Các lực tác dụng lên trục:
2
t
w
T
F
d
 ;
.tan
cos
t tw
r
F
F


 


; . tan
a t
F F 
  = 0;

29
Trong đó: t
F là lực vòng, r
F là lực hướng tâm, a
F là lực dọc trục (bằng 0 do sử
dụng bánh răng trụ răng thẳng, góc nghiêng  = 0), T là momen xoắn trên trục bánh
răng, có giá trị trong bảng 1.4, tw
a là góc ăn khớp, có giá trị là 20o
Ta có:
Ft3 = 2. 147634,57 / 96,84 = 3049,04 (N)
Fr3 = (3049,04 . tan20) / cos0 = 1190,76 (N)
Lấy gần đúng : Ft3 = Ft4 , Fr3 = Fr4
Bảng 2.6 Thông số cơ bản của bộ truyền giảm tốc thứ II
Thông số Kí hiệu
chung
Vật liệu bánh
răng nhỏ
Thép 45
Vật liệu bánh
răng lớn
Thép 45
Độ rắn mặt
răng bánh
nhỏ, bánh lớn
HB HB1 200
HB2 100
Khoảng cách
trục
aw aw34 (mm) 230
Chiều rộng
vành răng
bw bw34 (mm) 69
môdun m m34 (mm) 3
Tỉ số truyền(
thực )
u ut 3,75

30
Số răng z Z3 (răng) 32
Z4 (răng) 120
Đường kính
vòng chia d
d3 (mm) 96
d4 (mm) 360
Đường kính
vòng lăn dw
dw3 (mm) 96,84
dw4 (mm) 363,16
Đường kính
vòng đỉnh da
da3 (mm) 102
da4 (mm) 366
Đường kính
vòng đáy df
df3 (mm) 88,5
df4 (mm) 352,5
Hệ số chỉnh
dịch
x x3 0,15
x4 0,539
Lực tác dụng
lên trục
Ft Ft3 (N) 3049,04
Ft4 3049,04
Fr Fr3 (N) 1190,76
Fr4 1190,76
Fa Fa3 (N) 0
Fa4 0

31
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN TRỤC
3.1. Chọn khớp nối.
3.1.1. Mô men xoắn cần truyền.
Momen xoắn Tt được tính theo công thức sau để chọn khớp nối:
. [ ]
t
T k T T
 
Trong đó: T – Momen xoắn danh nghĩa.
k – Chế độ làm việc phụ thuộc vào loại máy công tác.
Tra bảng 16.1[2], ta có k = 1,5.
* Khớp nối trục động cơ:
=> Tt = 1,5 . Tđc = 1,5 . 33890,26 = 50835,39 Nmm
Đường kính trục động cơ : dt = dđc = 38 (m).
Tra bảng 16.10[2] với
=> Chọn khớp nối có các thông số sau:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được max
T 250
Số chốt Z 6
Đường kính vòng tâm chốt D0 105
Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28
Chiều dài đoạn côngxon của chốt l1 34
Đường kính của chốt đàn hồi dc 14
* Khớp nối trục làm việc:
dsb ≥ √
𝑇3
′
0,2 . [𝜏]
3
= √
268966,73
0,2 . 20
3
= 40,67 mm lấy d3sb = 45 mm
Tt = 1,5 . 𝑇3
′
= 268966,73 . 1,5 = 403450,1 Nmm

32
Tra bảng 16.10[2] với
=> Chọn khớp nối có các thông số sau:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được max
T 500
Số chốt Z 8
Đường kính vòng tâm chốt D0 130
Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28
Chiều dài đoạn côngxon của chốt l1 34
Đường kính của chốt đàn hồi dc 14
3.1.2. Chọn vật liệu.
Vật liệu làm trục là thép C45 tôi thường hóa
Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [σ]d=4 (MPa).
Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u= 70(N/mm2
)
3.1.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng
𝜎𝑑1 =
2𝑘𝑇
𝑍.𝐷0.𝑑𝑐𝑙3
=
2.1,5.33890,26
6.105.14.28
= 0,48 ≤ [𝜎𝑑] => thỏa mãn
𝜎𝑑3 =
2𝑘𝑇
𝑍.𝐷0.𝑑𝑐𝑙3
=
2.1,5.268966,73
8.130.14.28
= 1,98 ≤ [𝜎𝑑] => thỏa mãn
3.1.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt.
𝜎𝑢1 =
𝑘𝑇𝑙1
0,1.𝑍.𝑑𝑐
3.𝐷0
=
1,5.33890,2.20
0,1.6.105.143
=5,88 ≤ [𝜎𝑢] => thỏa mãn
𝜎𝑢2 =
𝑘𝑇𝑙1
0,1.𝑍.𝑑𝑐
3.𝐷0
=
1,5.268966,73.34
0,1.8.130.143
= 1,41 ≤ [𝜎𝑢] => thỏa mãn

33
3.1.5. Lực tác dụng lên trục.
Fkn1 = (0,2…0,3) . 2T1/D0 = (0,2…0,3).2.33890,26/105 = 129,11 … 193,65 N
 Chọn Fkn = 160 N
Fkn3 = (0,2…0,3) . 2𝑇3
′
/D0 = (0,2…0,3).2.268966,73 /130
= 8927,59… 1241,38 N
 Fkn3 = 1200 N
thông số thiết kế:
Momen xoắn trên các trục:
Trục I : TI = 33694,36 ( Nmm)
Trục II : TII = 147634,57( Nmm)
Trục III : TIII = 537933,46( Nmm)
Xác định sơ bộ đường kính trục : dk ≥ √
𝑇𝑘
0,2 . [𝜏]
3
Trong đó [ ]
 là ứng suất xoắn cho phép, có giá trị 15..30 (MPa)
Lấy [ ]
 = 20 (MPa)
d1sb ≥ √
𝑇1
0,2 . [𝜏]
3
mà trục I nối với động cơ qua khớp nói nên d1sb = dđc . (0,8 ÷ 1,2)
= 38.(0,8 ÷ 1,2) = 30,4 ÷ 45,6
Nên lấy d1 = 35mm
d2sb ≥ √
𝑇2
0,2 . [𝜏]
3
= √
147634,5
0,2 . 20
3
= 33,29 mm lấy d2sb = 40 mm
d3sb ≥ √
𝑇3
′
0,2 . [𝜏]
3
= √
268966,73
0,2 . 20
3
= 40,67 mm lấy d3sb = 45 mm

34
Chọn sơ bộ đường kính trục là:
-Chọn d1 = 35mm, theo bảng 10.2[1], ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 21mm.
3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chiều dài mayơ của nối trục vòng đàn hồi:
lm12 = (1,4 … 2,5)d1 = (1,4…2,5).35 = (49…62,5)
chọn lm12 = 55mm
lm33 = (1,4…2,5)d3=(1,4…2,5).45=(63…112,5) (mm).
Chọn lm33=100 (mm)
Chiều dài mayơ của các bánh răng trụ:
-Trục I: lm13 = (1,2…1,5).35 =(42…52,5) (mm).
Chọn lm13 = 50 (mm),
-Trục II: lm22 = (1,2…1,5).40 = (48…60)
Chọn lm22 =50(mm)
lm23 = (1,2…1,5).40 = (48…60)
Chọn lm23 =55(mm)
- Trục III lm34 = (1,2…1,5).45 = (45…67,5)
Chọn lm34 = 66(mm)
Các trị số ki chọn theo bảng 10.3[1]
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay: Chọn k1=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: Chọn k2=10 mm.
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: Chọn k3=15mm.
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: Chọn hn=15mm
Chiều dài các đoạn trục lki của các trục.
 Theo bảng 10.4[1] ta có các thông số của trục II:
21 22 23 1 2 0
3 2
m m
l l l k k b
    

35
=50 + 55 + 3.10 + 2.10 + 23 = 178mm
22 22 0 1 2
0,5( )
m
l l b k k
   
=0,5.(50+23) + 10 + 10 = 56,5mm
23 22 22 23 1
0,5( )
m m
l l l l k
   
=56,5 + 0,5.(50+55) +10 = 119mm
 Các thông số của trục I:
12 12 0 3
0,5( )
c m n
l l b k h
   
=0,5.(55+21) + 15 + 15 = 67mm
 Các thông số của trục III:
33 33 0 3
0,5( )
c m n
l l b k h
   
= 0,5.(80+25) + 15 +15 = 82,5mm
𝑙𝑐32 = 𝑙𝑐33 = 82,5
𝑙34 = 𝑙22 = 56,5 mm
𝑙31 = 𝑙21 = 178 mm
Hình 3.1 Sơ đồ đặt lực chung

36
3.3. Xác định các lực tác dụng lên trục I
3.3.1. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Ta có: l13 = l23 = 119 mm
lc12 = 67 mm
l11 = l21 = 178 mm
Chọn hệ trục tọa độ như h.10.3[1]. Để xác định lực từ bánh răng tác dụng lên trục ta
sử dụng công thức (10.1[1]), (10.5[1]) và các quy ước về chiều và các dấu tương
ứng của lực (h.10.3[1]), đối với trục I, ta có:
- Vị trí đặt lực của bánh 1: âm do đó r13 = dw1/2 = -26,65 mm
- Trục 1 quay ngược chiều kim đồng hồ , do đó cq1 = 1
- Bánh răng 1 chủ động , do đó cb13 = 1
- Hướng răng trên bánh răng 1: do bánh răng trụ thẳng đứng nên hr13 = 0
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục ( xem h.10.5) hướng theo phương x và bằng:
Fx12 = (0,2…0,3) . 2T/D0 = (0,2…0,3).2.33890,26/105
= 129,11 … 193,65 N
Chọn Fx12 = - 160 N
Fx13 =
𝑟13
|𝑟13|
. cq1 . cb13 . Ft13 = -1.1.1.1364,57 = -1364,57 N
Fy13 = -
𝑟13
|𝑟13|
. Fr13 = 496,66 N
𝛴M10x = Fy13 . l13 - Fly11 . l11 = 0
 Fly11= Fy13 . l13 / l11 = 496,66 . 119/178 = 332,04 N
𝛴Fy = - Fy13 + Fly11 + Fly10 = 0
 Fly10 = Fy13 - Fly11 = -332,04 + 496,66 = 164,62 N
𝛴M10y = Fx13 . l13 - Flx11 . l11 - Fx12 . lc12= 0
 Flx11 = ( Fx13 . l13 - Fx12 . lc12 ) / l11
= (-1364,57 . 119 + 160 . 67) / 178 = -852,04 N
𝛴Fx = - Fx13 + Flx11 + Flx10 – Fx12 = 0

37
= 1364,54 – 852,04 + Flx10 + 160
 Flx10 = -672,50 N
Hình 3.2 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục I
3.4. Xác định các lực tác dụng lên trục II
Ta có: l23 = 119 mm
𝑙22 = 56,5 mm
l21 = 178 mm
ứng của lực (h.10.3[1]), đối với trục II, ta có:
- Vị trí đặt lực của bánh 2, dương do đó r23 = dw2/2 = 123,36 mm
- Trục 2 quay thuận chiều kim đồng hồ , do đó cq2 = -1

38
- Bánh răng 2 bị động , do đó cb23 = -1
Fx23 =
𝑟23
|𝑟23|
. cq2 . cb23 . Ft23 = 1.(-1).(-1).1364,57 = 1364,57 N
Fy23 = -
𝑟23
|𝑟23|
. Fr13 = - 496,66 N
- Vị trí đặt lực của bánh 3, âm do đó r22 = -dw3/2 = -48,42 mm
- Trục 2 quay thuận chiều kim đồng hồ , do đó cq2 = -1
- Bánh răng 3 chủ động , do đó cb22 = 1
Fx22 =
𝑟22
|𝑟22|
. cq2 . cb22 . Ft22 = -1.(-1).(1).3049,04 = 3049,04 N
Fy22 = -
𝑟22
|𝑟22|
. Fr22 = 1190,76 N
𝛴M20x =- Fy23 . l23 + Fy22 . l22 + Fly21 . l21 = 0
 Fly21= (Fy23 . l23 – Fy22 . l22)/ l21 = (-496,66 . 119 -1190,76 . 56,5) /178
= -710 N
𝛴Fy = Fy22 - Fy23 + Fly21 + Fly20 = 0
 Fly20 = Fy23 - Fly21 – Fy22 = - 496,66 -1190,76 +710 = -977,42 N
𝛴M20y = Fx23 . l23 - Flx21 . l21 + Fx22 . l22= 0
 Flx21 = ( Fx23 . l23 + Fx22 . l22 ) / l21
= (1364,57. 119 + 3049,04 . 56,5 ) / 178 = 1880,06 N
𝛴Fx = Fx23 - Flx21 - Flx20 + Fx22 = 0
= 1364,57 - 1880,06 + 3049,04 - Flx20 = 0
 Flx20 = 2533,55 N

39
Hình 3.3 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục II
3.5. Xác định các lực tác dụng lên trục III
Ta có: l34 = l22 = 56,5 mm
lc33 = 82,5 mm
l11 = l31 = 178 mm
ứng của lực (h.10.3[1]), đối với trục III, ta có:
- Vị trí đặt lực của bánh 4: dương do đó r34 = dw4/2 = 181,56 mm
- Trục 3 quay ngược chiều kim đồng hồ , do đó cq3 = 1
- Bánh răng 4 bị động , do đó cb34 = -1

40
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x và bằng:
Fx32 = Fx33 = (0,2…0,3) . 2𝑇3
′
/D0 = (0,2…0,3).2.268966,73 /130
= 8927,59… 1241,38 N
=> chọn Fx32 = Fx33 = - 1200 N
Fx34 =
𝑟34
|𝑟34|
. cq3 . cb34 . Ft34 = 1.1.(-1).3049,04 = - 3049,04 N
Fy34 = -
𝑟34
|𝑟34|
. Fr34 = - 1190,76 N
𝛴M30x = Fy34 . l33 + Fly31 . l31 = 0
 Fly31= - Fy34 . l34 /l31 = 1190,76 . 56,5/178
= 377,97 N
𝛴Fy = Fy34 + Fly31 + Fly30 = 0
 Fly30 = -Fy34 - Fly31 = - 377,97+1190,76 = 812,79 N
𝛴M30y = Fx34 . l34 - Flx31 . l31 - Fx32 . lc32 + Fx33(l31 + lc32)= 0
 Flx31 = ( Fx33(l31 + lc32) + Fx34 . l34 - Fx32 . lc32) / l31
= -2167,81 N
𝛴Fx = - Fx32 + Flx31 + Flx30 - Fx33 – Fx34 = 0
 Flx30 = Fx32 + Fx33 + Fx34 – Flx31
= -3281,23N

41
Hình 3.4 Sơ đồ đặt lực và biều đồ momen trục III
3.6. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức:
 
3
0,1.
tdj
j
M
d

 Trong đó:
 
σ - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.
Mj- Mômen uốn tổng 2 2
yj xj
Mj M M
 
Mtdj- Momen tương đương 2 2
0,75.
tdj j j
M M T
 
Vậy ta có
 
2 2 2
0
3
0,75.
0,1.
y xj j
M M T
d

 


42
Trục I:
Tra bảng 10.5[1] ta có [𝜎] = 55 𝑀𝑃𝑎
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1 lắp khớp nối, tiết diện 1-2 ổ lăn 11,
tiết diện 1-3 lắp bánh răng 1 là các tiết diện nguy hiểm.
 Tại tiết diện 1-3 lắp bánh răng 1 :
M13 = √𝑀𝑥13
2
+ 𝑀𝑦13
2
= √19589,782 + 50272,132 = 53954,12 Nmm
Mtđ13 = √𝑀13
2
+ 0,75. 𝑇13
2
= √53954,122 + 0,75. 33694,362 = 61333,46
Nmm
d13 = √
𝑀𝑡đ13
0,1 . [𝜎]
3
= √
61333,46
0,1 . 55
3
= 22,34 mm
lấy theo giá trị tiêu chuẩn: d13 = 25
 Tại tiết diện 1-2 lắp trên ổ lăn 10
M10 = √𝑀𝑥10
2
+ 𝑀𝑦10
2
= √02 + 107202 = 10720Nmm
Mtđ10 = √𝑀10
2
+ 0,75. 𝑇10
2
= √107202 + 0,75. 33694,362 = 31086,99 Nmm
d10 = √
𝑀𝑡đ10
0,1 . [𝜎]
3
= √
31086,99
0,1 . 55
3
= 17,82 mm
lấy theo giá trị tiêu chuẩn d10 = 20 mm
Tại tiết diện 1-4 chỗ lắp ổ lăn 11, chọn đồng bộ đường kính trục với ổ lăn 10,
nên:
 d11 = d10 = 20 mm
 Tại tiện diện 1-1 lắp khớp nối
M12 = √𝑀𝑥12
2
+ 𝑀𝑦12
2
= √02 + 02 = 0Nmm
Mtđ12 = √𝑀12
2
+ 0,75. 𝑇12
2
= √02 + 0,75. 33890,262 = 29349,83 Nmm
d12 = √
𝑀𝑡đ12
0,1 . [𝜎]
3
= √
29349,83
0,1 . 55
3
= 17,47mm

43
Trục II:
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-2 lắp bánh răng 3, tiết diện 2-3 lắp bánh
răng 2 là các tiết diện nguy hiểm.
 Tại tiết diện 2-2 lắp trên bánh răng 3
M22 = √𝑀𝑥22
2
+ 𝑀𝑦22
2
= √55224,232 + 143145,582 = 153428,72Nmm
Mtđ22 = √𝑀22
2
+ 0,75. 𝑇22
2
= √153428,722 + 0,75. 147634,52 = 199717,36
Nmm
d22 = √
𝑀𝑡đ22
0,1 . [𝜎]
3
= √
199717,36
0,1 . 55
3
= 33,11 mm
 Tại tiết diện 2-3 lắp trên bánh răng 2
M23 = √𝑀𝑥23
2
+ 𝑀𝑦23
2
= √41890,482 + 110927,462 = 118573,66 Nmm
Mtđ23 = √𝑀23
2
+ 0,75. 𝑇23
2
= √118573,662 + 0,75. 147634,52 = 174375,09
Nmm
d23 = √
𝑀𝑡đ23
0,1 . [𝜎]
3
= √
174375,09
0,1 . 55
3
= 31,65 mm
 Tại tiết diện chỗ lắp ổ lăn 20 và ổ lăn 21 chọn đường kính trục:
d20 = d21 = 40 (mm)
Trục III:
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 3-1 và 3-5 lắp khớp nối, tiết diện 3-2 và
3-4 lắp ổ lăn, tiết diện 3-3 lắp bánh răng 4 , là các tiết diện nguy hiểm.

44
 Tại tiện diện 3-1 lắp khớp nối đồng bộ vs tiết diện 3-5
M31 = √𝑀𝑥31
2
+ 𝑀𝑦31
2
= √02 + 02 = 0 Nmm
Mtđ31 = √𝑀31
2
+ 0,75. 𝑇31
2
= √02 + 0,75. 268966,732 = 232932,02 Nmm
d31 = √
𝑀𝑡đ31
0,1 . [𝜎]
3
= √
232932,02
0,1 . 55
3
= 34,86 mm
lấy theo giá trị tiêu chuẩn d31 = d35 = 40 mm
 Tại tiện diện 3-2 lắp ổ lăn đồng bộ vs tiết diện 3-4
M32 = √𝑀𝑥32
2
+ 𝑀𝑦32
2
= √02 + 990002 = 99000 Nmm
Mtđ32 = √𝑀32
2
+ 0,75. 𝑇32
2
= √990002 + 0,75. 268966,732 = 253097,46
Nmm
d32 = √
𝑀𝑡đ32
0,1 . [𝜎]
3
= √
253097,46
0,1 . 55
3
= 35,84 mm
lấy theo giá trị tiêu chuẩn d32 = d34 = 45 mm
 Tại tiện diện 3-3 lắp bánh răng 4
M34 = √𝑀𝑥34
2
+ 𝑀𝑦34
2
= √45922,642 + 18589,502 = 49542,49 Nmm
Mtđ34 = √𝑀34
2
+ 0,75. 𝑇34
2
= √49542,492 + 0,75. 268966,732 = 238142,36
Nmm
d34 = √
𝑀𝑡đ34
0,1 . [𝜎]
3
= √
238142,36
0,1 . 55
3
= 35,11 mm
3.7 Tính chọn then
Kiểm tra độ bền của then theo công thức:
d
t 1
2T
σ = [ ]
dl (h - t )
d



45
c
t
2T
= [ ]
dl .b
c
 

Trong đó
T- mômen xoắn trên trục
d- đường kính trục
lt, b, h, t- kích thước then
[d]- ứng suất dập cho phép.
Theo bảng 9.5[1], với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 50 MPa.
[c]- ứng suất cắt cho phép.
[c] = (60..90)/2 = 30..45 MPa  chọn [c] = 40 MPa.
Trục I:
Xét tại vị trí lắp khớp nối.
Theo bảng 9.1a[1], với đường kính chỗ lắp then d =20 mm, ta có then:
b = 5 mm t1 = 3 mm
h = 5 mm t2 = 2,3 mm
0,16  r  0,25 lt = 0,9.lm = 0,9.55 = 49,5(mm).
𝜎𝑑 =
2𝑇1
𝑑𝑙𝑡 (ℎ− 𝑡1)
=
2 . 33694,36
20 . 49,5 .(5−3)
= 34,03 (MPa) < [d] = 50 MPa
𝜏𝑐 =
2𝑇1
𝑑𝑙𝑡 𝑏
=
2 . 33694,36
20 . 49,5 .5
= 13,61 (MPa) <[c] = 40 MPa
 Then đủ bền
Xét tại vị trí lắp bánh răng 1.
b = 8 mm t1 = 4 mm
h = 7 mm t2 = 2,8 mm
0,16  r  0,25 lt = 0,9.lm = 0,9.50 = 45(mm).
𝜎𝑑 =
2𝑇1
=
2 . 33694,36
25 . 45 .(7−4)
= 19,97 (MPa) < [d] = 50 MPa

46
𝜏𝑐 =
2𝑇1
𝑑𝑙𝑡 𝑏
=
2 . 33694,36
25 . 45 .8
= 7,49 (MPa) <[c] = 40 MPa
 Then đủ bền.
Trục II:
b = 12 mm t1 = 5 mm
h = 8 mm t2 = 3,3 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,9.lm = 0,9.55 = 49,5 (mm).
𝜎𝑑 =
2𝑇2
=
2 . 147634,57
40 . 49,5 .(8−5)
= 49,7 (MPa) < [d] = 50 MPa
𝜏𝑐 =
2𝑇1
𝑑𝑙𝑡 𝑏
=
2 . 147634,57
40 . 49,5 .12
= 12,43 (MPa) <[c] = 40 MPa
b = 12 mm t1 = 5 mm
h = 8 mm t2 = 3,3 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,9.lm = 0,9.50 = 45(mm).
𝜎𝑑 =
2𝑇2
=
2 . 147634,57
44 . 45 .(8−5)
= 49,71 (MPa) < [d] = 50 MPa
𝜏𝑐 =
2𝑇1
𝑑𝑙𝑡 𝑏
==
2 . 147634,57
44 . 45 .12
= 12,43 (MPa) <[c] = 40 MPa
Trục III:
Xét tại vị trí lắp khớp nối.
b = 12 mm t1 = 5 mm
h = 8 mm t2 = 3,3 mm

47
0,25  r  0,4 lt = 0,9.lm = 0,9.100 = 72(mm).
𝜎𝑑 =
2𝑇3
′
=
2 . 268966,73
40 .90 .(8−5)
= 49,81 (MPa) < [d] = 50 MPa
𝜏𝑐 =
2𝑇1
𝑑𝑙𝑡 𝑏
=
2 . 268966,73
40 . 90 .12
= 12,45 (MPa) <[c] = 40 MPa
 Then đủ bền
b = 14 mm t1 = 5,5 mm
h = 9 mm t2 = 3,8 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,9.lm = 0,9.66 = 59,4(mm).
𝜎𝑑 =
2𝑇3
′
=
2 . 268966,73
50 . 59,4 .(9−5,5)
= 40,29 (MPa) < [d] = 50 MPa
𝜏𝑐 =
2𝑇3
′
𝑑𝑙𝑡 𝑏
=
2 . 268966,73
50 .59,4 .14
= 12,93 (MPa) < [c] = 40 MPa
3.8 . Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các
chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
2 2
.
[ ].
j j
j j
j
s s
s s
s s
 
 
 

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5
:
j
s hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
1
j
s
. .
dj aj mj
K

 

  



:
j
s hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
1
j
s
. .
dj aj mj
K

 

  




48
Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Với thép C45 có b=600(MPa).
1
1 1
0,436. 0,436.600 261,6(MPa).
0,58. 0,58.261,6 157,7(MPa).
b
 
 

 
  
  
:
,
aj mj
  biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
:
,
aj mj
  biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j
Momen cản uốn đối với trục có 1 rãnh then:
 
2
3
3
1 1
. .
.
W (mm ).
32 2.
j
bt d t
d
d
 
 
Momen cản xoắn đối với trục có 1 rãnh then:
 
2
3
3
1 1
. .
.
W (mm ).
16 2.
oj
bt d t
d
d
 
  Đối với trục quay ứng suất uốn thay
đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:
0
mj
  max
W
j
aj j
j
M
 
 
Vì trục quay 1 chiều ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:
2
j
mj
j
T
W
 
, r

  hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi, tra theo bảng 10.7[1], ta có: 0,05; 0.
 
 
 
TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp khớp nối , mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn , mặt cắt 1-3 lắp bánh
răng 1.
TRỤC II: Mặt cắt 2-2 lắp bánh răng 3, mặt cắt 2-3 lắp bánh răng 2.
TRỤC III: Mặt cắt 3-1 lắp khớp nối,mặt cắt 3-2 lắp ổ lăn ,mặt cắt 3-3 lắp bánh
răng 4.
Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp
then
Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết
diện trục như sau:

49
Tiết
diện
Đường
kính
trục
b × h
T
(Nmm) t1
W
(mm3
)
Wo
(mm3
)
a a
1-1
1-3
2-2
2-3
3-1
3-3
20
25
44
40
40
50
5×5
8×7
12×8
12×8
12×8
14×9
33694,36
33694,36
147634,57
147634,57
268966,73
268966,73
2,3
2,8
3,3
3,3
3,3
3,8
695,33
1368,39
7617,50
5616,16
5416,16
11136,32
1480,73
2902,37
15980,42
11899,66
11899,66
23408,17
0
39,42
20,14
21,11
0
4,45
24,23
12,31
9,70
13,14
24,83
12,07
 ,
odj rdj
K K  hệ số, xác định theo các công thức:

1
1
x
dj
y
x
dj
y
K
K
K
K
K
K
K
K








 

 

Trong đó:
x
K hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng 10.8[1], ta
có 1,06.
x
K 
y
K  hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10.9[1] ta có 1.
y
K 
,
 
  hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục
đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1]
,
K K
  khi dùng dao phay ngón, ứng với vật liệu có b=600(MPa) ,tra
bảng 10.12[1] ta có 1,76
K  và 1,54.
K 
Bảng 3.1 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục
Tiết
diện
d;mm Tỉ số 𝐾𝜎/𝜀𝜎
do
Tỉ số 𝐾𝜏/𝜀𝜏
do
𝐾𝜎𝑑 𝐾𝜏𝑑 𝑆𝜎 𝑆𝜏 S
Rãnh
then
Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng

50
1-3 25 1,96 2,06 1,81 1,64 2,12 1,87 3,13 6,85 3,01
2-2 44 2,12 2,06 2 1,64 2,18 2,06 5,96 7,89 4,76
2-3 40 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 5,93 6,03 4,23
3-3 50 2,17 2,06 2,07 1,64 2,23 2,13 26,36 6,13 5,97
Vậy tiết diện trên các trục đều đảm bảo độ bền mỏi.
CHƯƠNG 4. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN
4.1. Chọn ổ lăn cho trục I
4.1.1. Chọn loại ổ lăn
 Tại vị trí ổ lăn 0:
𝐹𝑟0 = √𝐹𝑥0
2
+ 𝐹𝑦0
2
= √672,502 + 164,622 = 692,36 𝑁
2
+ 𝐹𝑦1
2
= √852,042 + 332,042 = 910,87 𝑁
 Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ bi đỡ một dãy cỡ trung , tra bảng P2.7 ta có:
Với d1 = d0 = 20 mm
Kí
hiệu ổ
d,mm D,mm B,mm r,mm Đường
kính
bi,mm
C, kN C0 kN
304 20 52 15 2,0 9,52 12 ,5 7,94
4.1.2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
- Vì trên đầu trục I có lắp khớp nối trục vòng đàn hồi nên cần đảo chiều ở khớp nối,
khi đó phản lực tại các ổ lăn là
𝛴M10x = Fy13 . l13 - Fly11 . l11 = 0
 Fly11= Fy13 . l13 / l11 = 496,66 . 119/178 = 332,04 N

51
𝛴Fy = - Fy13 + Fly11 + Fly10 = 0
 Fly10 = Fy13 - Fly11 = -332,04 + 496,66 = 164,62 N
𝛴M10y = Fx13 . l13 - Flx11 . l11 + Fx12 . lc12= 0
 Flx11 = ( Fx13 . l13 + Fx12 . lc12 ) / l11
= (-1364,57 . 119 - 160 . 67) / 178 = -972,49 N
𝛴Fx = - Fx13 + Flx11 + Flx10 + Fx12 = 0
= 1364,54 – 972,49 + Flx10 - 160
 Flx10 = -232,05 N
Như vậy phả lực tổng trên hai ổ là:
2
+ 𝐹𝑦0
2
= √232,052 + 164,622 = 284,52 𝑁
2
+ 𝐹𝑦1
2
= √972,492 + 332,042 = 1027,62 𝑁
Trong khi đó phản lực tại hai gối đỡ khi tính trục là 𝐹𝑟0 = 692,36 𝑁 ,
𝐹𝑟1 = 910,87 𝑁. Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với
𝐹𝑟1 = 1027,62 𝑁
- Khả năng tải trọng động của ổ được tính theo công thức:
C d = Q
m
L
Trong đó:
Q là tải trọng quy ước, KN
L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3
Tính L :
Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, ta có:
L =
60.𝑛.𝐿ℎ
106
=
60 . 975 . 17500
106
= 1023,75 ( triệu vòng)

52
Xác định tải trọng động quy ước Q theo công thức sau:
r a t d
Q (X.V.F Y.F )K .K
 
Trong đó:
- r
F và a
F là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, kN
-V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1
-Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to
<100o
)
-Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3[1], đặc tính làm việc va đập vừa : Kd =1,5
-X là hệ số tải trọng hướng tâm: X = 1
-Y là hệ số tải trọng dọc trục
Q = ( 1.1.1027,62 + 0.Y).1.1,5 = 1541,43 N
Cd = 𝑄. √𝐿
𝑚
= 1541,43 . √1023,75
3
= 15535,38 N = 15,54 kN > C
Suy ra : ổ cỡ trung không đủ bền , nên thay vào đó ta sẽ chọn ổ:
Kí
hiệu ổ
kính
bi,mm
C, kN C0 kN
305 25 62 17 2,0 11,51 17,6 11,6
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Khả năng chịu tải tĩnh của ổ lăn được xác định theo CT: Qt ≤ C0
Trong đó:
Qt : tải trọng tĩnh quy ước, theo công thức : Qt = X0Fr + Y0Fa
X0, Y0 : là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục, Tra bảng 11.6
ổ bi đỡ : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5
ta có : Fa = 0 suy ra Qt = X0.Fr = 0,6 . 1027,62 = 616,57 như vậy Qt ≤ Fr và
Qt = 1027,62 N

53
Vậy Qt = 1,028 kN < C0 = 11,6 kN  Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
4.2. Chọn ổ lăn cho trục II
4.2.1. Chọn loại ổ lăn
2
+ 𝐹𝑦0
2
= √2533,552 + 977,422 = 2715,55 𝑁
2
+ 𝐹𝑦1
2
= √1880,062 + 7102 = 2009,66 𝑁
Với d1 = d0 = 40 mm
Kí
hiệu ổ
kính
bi,mm
C, kN C0 kN
308 40 90 23 2,5 15,08 31,9 21,7
Ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với 𝐹𝑟0 = 2715,55 𝑁
C d = Q
m
L
Trong đó:
Tính L :

54
L =
60.𝑛.𝐿ℎ
106
=
60 . 214,76 . 17500
106
= 225,50 ( triệu vòng)
r a t d
Q (X.V.F Y.F )K .K
 
Trong đó:
- r
F và a
<100o
)
Q = ( 1.1. 2715,55 + 0.Y).1.1,5 = 4073,33 N
Cd = 𝑄. √𝐿
𝑚
= 4073,77 . √225,50
3
= 24793,15 N = 24,79 kN < C = 31,9 kN
 Thỏa mãn khả năng tải động
Trong đó:
ổ bi đỡ : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5
Qt = 2751,55 N
Vậy Qt = 2,752 kN < C0 = 21,7 kN
 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
4.3. Chọn ổ lăn cho trục III
4.3.1 Chọn loại ổ lăn

55
2
+ 𝐹𝑦0
2
= √3281,232 + 812,792 = 3380,40 𝑁
2
+ 𝐹𝑦1
2
= √2167,812 + 377,972 = 2200,51 𝑁
Với d1 = d0 = 45 mm
Kí
hiệu ổ
kính
bi,mm
C, kN C0 kN
309 45 100 25 2,5 17,46 37,8 26,7
- Vì trên đầu trục III có lắp khớp nối trục vòng đàn hồi nên cần đảo chiều ở khớp
nối, khi đó phản lực tại các ổ lăn là
𝛴M30x = Fy34 . l33 + Fly31 . l31 = 0
 Fly31= - Fy34 . l34 /l31 = 1190,76 . 56,5/178
= 377,97 N
𝛴Fy = Fy34 + Fly31 + Fly30 = 0
 Fly30 = -Fy34 - Fly31 = - 377,97+1190,76 = 812,79 N
𝛴M30y = Fx34 . l34 - Flx31 . l31 + Fx32 . lc32 - Fx33(l31 + lc32)= 0
 Flx31 = (- Fx33(l31 + lc32) + Fx34 . l34 + Fx32 . lc32) / l31
= 232,19 N
𝛴Fx = Fx32 + Flx31 + Flx30 + Fx33 – Fx34 = 0
 Flx30 = - Fx32 - Fx33 + Fx34 – Flx31
= -881,23 N
Như vậy phả lực tổng trên hai ổ là:
2
+ 𝐹𝑦0
2
= √881.232 + 812,792 = 1198,83 𝑁

56
2
+ 𝐹𝑦1
2
= √232,192 + 377,972 = 443,59 𝑁
Trong khi đó phản lực tại hai gối đỡ khi tính trục là 𝐹𝑟0 = 3380,40 𝑁 ,
𝐹𝑟1 = 2200,51 𝑁. Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho chịu tải lớn hơn với
𝐹𝑟1 = 3380,40 𝑁
C d = Q
m
L
Trong đó:
Tính L :
L =
60.𝑛.𝐿ℎ
106
=
60 . 56,81 . 17500
106
= 59,65 ( triệu vòng)
r a t d
Q (X.V.F Y.F )K .K
 
Trong đó:
- r
F và a
<100o
)

57
Q = ( 1.1.3380,40 + 0.Y).1.1,5 = 5070,6 N
Cd = 𝑄. √𝐿
𝑚
= 5070,6 . √59,65
3
= 19812,05 N = 19,81 kN < C = 37,8 kN
Trong đó:
ổ bi đỡ : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5
Qt = 3380,40 N
Vậy Qt = 3,38 kN < C0 = 18,1 kN
 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo
CHƯƠNG 5. LỰA CHỌN KẾT CẤU
5.1 Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết
5.1.1 Thiết kế vỏ hộp
Vỏ hộp giảm tốc có chung nhiệm vụ là đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ, chứa dầu bôi trơn, bảo vệ
các chi tiết máy tránh bụi bặm.
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 kí hiệu là GX15-32.
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
Bảng 5.1 Kết cầu vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán KQ
Chiều
dày:
Thân hộp 
𝛿 = 0,03𝑎𝑤 + 3 = 0,03.230 + 3 = 9,9 𝑚𝑚
Chọn  = 10mm
10
Nắp hộp 1 𝛿1 = 0,9𝛿 = 0,9 . 10 = 9
Chọn 𝛿1 = 9 mm
9
Chiều dày gân, e e = (0,8 ÷1). 𝛿 = (0,8 ÷1). 10 = 8 ÷10 9

58
Gân
tăng
cứng
Chọn e = 9(mm)
Chiều cao gân, h h ≤ 58 chọn h= 50(mm) 50
Độ dốc Khoảng 20
Đườn
g kính
Bulông nền, d1
d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.230 + 10 = 19,2 mm
Chọn d1 =20(mm), chọn bulông M20.
M20
Bulông cạnh ổ, d2
2 1
0,7 0,7.20 14(mm)
d d
  
Chọn d2=14(mm) và chọn bulông M14
M14
Bulông ghép bích nắp
và thân, d3
3 2
0,8...0,9 . 11,2...12,6(mm)
( )
d d
 
Chọn d3 = 12(mm) và chọn bulông M12
M12
Vít ghép nắp ổ, d4
4 2
0,6...0,7 8,4...9,8(mm)
( )
d d
 
Chọn d4 = 8(mm) và chọn vít M8
M8
Vít ghép nắp cửa
thăm, d5
5 2
0,5...0,6 7..
( ) .8,4(mm)
d d
 
Chọn d5 = 8(mm) và chọn vít M8
M8
Mặt
bích
ghép
nắp và
thân:
Chiều dày bích thân
hộp, S3
3 3
1,4...1,8 16,8...21,6(mm)
( )
S d
 
Chọn S3 = 20(mm)
20
Chiều dày bích nắp
hộp, S4
4 3
( )
0,9...1 18...20(mm)
S S
 
Chọn S4 = 20(mm)
20
Bề rộng bích nắp hộp
và thân, K3
3 2 (3...5) 47 3 44(mm)
K K
    
Với 2 2 2 (3...5)
K E R
  
2 2
1,6 1,6.14 22,4(mm)
E d
  
Lấy E2 =23(mm)
2 2
R 1,3d 1,3.14 18,2(mm)
  
Lấy R2 = 19mm
=> 2
K 23 19 5 47(mm)
   
44

59
Kích
thước
gối
trục
Đường kính ngoài và
tâm lỗ vít: D3, D2
Trục I:
D=62 (mm)
D2 = D + 2d4 = 62 + 2.8 = 78(mm)
D3 = D + 4,4d4 = 62 + 4,4.8 = 97,2(mm)
Trục II:
D = 90mm
D2 = D +2d4 = 90 + 2.8 = 106(mm)
D3 = D +4,4d4 = 90 + 4,4.8 = 125,2(mm)
Trục III:
D = 100mm
D2 = D +2.d4 = 100 + 2.8 = 116(mm)
D3 = D +4,4d4 = 100 + 4,4.8 = 135,5(mm)
Bề rộng mặt ghép
bulông cạnh ổ: K2
K2 = 47 (mm) 47
Tâm lỗ bulông cạnh ổ:
E2
E2 =23(mm)
23
Mặt
đế:
-Chiều dày khi không
có phần lồi S1
S1 = (1,3÷1,5).d1 = (1,3÷1,5).27 =35,1÷ 40,5
Chọn S1 = 38(mm)
38
-Bề rộng mặt đế hộp,
K1 và q
K1 = 3d1 = 3.20 = 60
q ≥ K1 + 2𝛿 = 60 +2.10 = 80
80
Khe
hở
-Giữa bánh răng và
thành trong hộp
 ≥ (1÷1,2). 𝛿 = (1÷1,2). 10 = 10÷12
Chọn  = 10(mm)
10

60
giữa
các
chi
tiết
-Giữa đỉnh bánh răng
lớn với đáy hộp
1 =(3÷5). 𝛿 = (3÷5).10 = 30 ÷ 50
Chọn 1 = 40(mm)
40
-Giữa mặt bên các
bánh răng với nhau
2   =10, lấy 2 =10(mm) 10
Số lượng bulông trên nền, Z
𝑍 =
𝐿 + 𝐵
200 ÷ 300
Chọn Z = 4
Sơ bộ chọn L=600, B=320(L,B:chiều dài và
rộng của hộp)
4
5.2. Một số chi tiết khác
5.2.1. Cửa thăm
Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào
hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm. Dựa vào bảng 18.5[2] ta chọn kích thước
của cửa thăm như sau:
A B A1 B1 C C1 K R Vít
Số
lượng
150 100 190 140 175 - 120 12 M8 x 22 4
5.2.2. Nút thông hơi.
Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không
khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được
lắp trên nắp cửa thăm (hình vẽ nắp cửa thăm). Theo bảng 18.6[2] ta chọn các kích
thước của nút thông hơi như 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

61
Hình 5.1. Kích thước của nút thông hơi
5.2.3. Nút tháo dầu.
Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất,
do đó phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc lỗ
được bít kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng 18.7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích
thước như sau:
d b m f L c q D S D0
M20 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
5.2.4. Kiểm tra mức dầu.
Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết
cấu như hình vẽ.
Hình 5.2. Que thăm dầu dùng trong hộp giảm tốc

62
5.2.5. Chốt định vị.
 Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng
vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại
trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
 Chọn loại chốt định vị là chốt côn
 Thông số kích thước: B18.4aTr90[2] ta được:
d=6 mm, c=0,6 mm, L=20÷160mm
Chọn L=48 mm
Hình 5.3: Kích thước chốt định vị
5.2.6. Bulông vòng.
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông
vòng. Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc. Với hộp
giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tra bảng 18.3b[2] ta có Q = 300(kG), do đó theo bảng
18.3a[2] ta dùng bulông vòng M10.
- Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷3).𝛿 = 2.10=20
- Đường kính vòng móc: d = (3÷4). 𝛿=3.10=30
Hình 5.4. Cấu tạo bulông vòng của hộp giảm tốc

63
5.2.7. Vòng phớt
- Chức năng : Bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào
ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ. Ta chỉ cần chọn vòng phớt cho trục
vào và trục ra
- Thông số kích thước: tra bảng 15.17tr50[2] ta được
d d1 d2 D a b S0
Trục I 30 31 29 43 6 4,3 9
Trục III 45 51,5 49 69 9 6,5 12
5.2.8. Nắp ổ lăn
5.3. Bôi trơn cho hộp giảm tốc
5.3.1. Bôi trơn trong hộp giảm tốc
- Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn
phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Vật liệu bánh răng là thép C45 𝜎𝑏 ≈ 470 ÷ 1000
Tra bảng 18.11[2] ta được độ nhớt
80
11
ứng với 1000
C.
Tra bảng 18.13[2] ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20
Centistoc.
- Bôi trơn ổ lăn: do v <4 đến 5m/s nên có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn ổ
lăn. Tra bảng 15.15a[2] chọn phương pháp bôi trơn LGMT2

64
LGMT2: thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ và trung bình, ngay cả khi điều kiện
làm việc cao hơn, LMGT2 có tính năng chống nước rất tốt cũng như chống
gỉ rất cao.
Đặc tính
/phương
pháp thử
nghiệm
Chất làm
đặc
Dầu cơ sở Nhiệt độ Độ nhớt động
của dầu cơ sở,
𝑚𝑚2
𝑠
𝑡ạ𝑖 40°
Độ đậm
đặc
LGMT2 Lithium
soap
Dầu mỏ -30 đến
+120
91 2
5.3.2. Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc.
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám
vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ.
Tên dầu hoặc
mỡ
Thiết bị cần
bôi trơn
Lượng dầu
hoặc mỡ
Thời gian
thay dầu
hoặc mỡ
Dầu ô tô máy
kéo AK- 15
Bộ truyền
trong hộp
0,6 lít/Kw 5 tháng
Mỡ T
Tất cả các ổ và
bộ truyền
ngoài
2/3chỗ
rỗng bộ
phận ổ
1 năm
5.4. Kết cấu bánh răng
Bảng 5.2 Thông số kết cấu bánh răng
Thông số
Bánh răng
m  m
4
5
,
2 


(mm)
d
(mm)
da
(mm)
df
(mm)
c = (0,2 0,3).b
(mm)
D=(1,51,8).d
(mm)
Bánh
răng chủ
8 25 57,5 46,25 12 70

65
động cấp
nhanh
2,5
Bánh
răng bị
động cấp
nhanh
8 40 247,5 236,25 12 320
Bánh
răng chủ
động cấp
chậm
3
10 44 102 88,5 18 130
Bánh
răng bị
động cấp
chậm
10 50 366 352,5 18 600
- Xét các bánh răng chủ động:
* Do khoảng cách từ chân răng đến rãnh then:
+ Bánh răng 1: X1 =
𝑑𝑓1− 𝑑1
2
– t2 =
46,25−25
2
– 2,8 = 7,83 > 2,5.m12 = 2,5 . 2,5 = 6,25
 Bánh răng 1 không liền trục
+ Bánh răng 3: X3 =
𝑑𝑓3− 𝑑3
2
– t2 =
88,5−44
2
-3,3 = 18,95 > 2,5.m34 = 2,5.3 = 7,5
 Bánh răng 3 không liền trục

66
5.5. Xác định và chọn các kiểu lắp
 Dung sai lắp ghép bánh răng:
Do không yêu cầu tháo lắp thường xuyên nên ra chọn kiểu lắp trung gian
H7/k6
 Dung sai lắp ghép bạc lót trục:
Chọn kiểu lắp trung gian D10/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
 Dung sai lắp ghép ổ lăn:
Để các vòng không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta cần
chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay
Đối với các vòng không quay ta sử dụng các kiểu lắp có độ dôi hở
Chính vì vậy, khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn
vào hộp thì ra chọn mối ghép H7
 Dung sai lắp ghép nắp ổ lăn :
Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
 Dung sai lắp ghép nắp vòng chắn dầu:
Chọn kiểu lắp ghép D11/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
 Dung sai lắp ghép then trên trục:
Theo chiều rộng của then, ta chọn kiểu lắp N9/h9
Bảng 5.3 Dung sai lắp ghép trên trục I
STT Vị trí lắp ghép Kích
thước
Kiểu lắp Dung sai
ES es EI ei
1 Bánh răng 1 trụ
thẳng
∅25 H7/k6 +21 +15 0 +2
2 Bạc lót trục ∅25 D10/k6 +149 +15 +65 +2
3 Vòng chắn dầu ∅25 D11/k6 +195 +15 +65 +2
4 Nắp ổ ∅80 H7/d11 +30 -100 0 -290

67
5 Vòng trong ổ lăn ∅25 k6 +15 +2
6 Vòng ngoài ổ lăn ∅80 H7 +30 0
7 Then lắp bánh
răng 1
∅8 N9/h9 0 0 -36 -36
8 Then lắp khớp
nối trục I
∅5 N9/h9 0 0 -30 -30
Bảng 5.4 Dung sai lắp ghép trên trục II
thước
ES es EI ei
thẳng
∅40 H7/k6 +25 +18 0 +2
thằng
∅44 H7/k6 +25 +18 0 +2
3 Vòng chắn dầu ∅40 D11/k6 +240 +18 +80 +2
4 Nắp ổ ∅90 H7/d11 +35 -120 0 -340
7 Then lắp bánh
răng 2
∅12 N9/h9 0 0 -43 -43
8 Then lắp bánh
răng 3
∅12 N9/h9 0 0 -43 -43

68
Bảng 5.5 Dung sai lắp ghép trên trục III
thước
ES es EI ei
thẳng
∅50 H7/k6 +25 +18 0 +2
2 Bạc lót trục ∅45 D10/k6 +180 +18 +80 +2
3 Vòng chắn dầu ∅45 D11/k6 +240 +18 +80 +2
4 Nắp ổ ∅100 H7/d11 +35 -120 0 -340
7 Then lắp bánh
răng 4
∅14 N9/h9 0 0 -43 -43

69
CHƯƠNG 6 . KIỂM NGHIỆM KHẢ NĂNG CHỊU TẢI
Ta có một vài kích thước tiêu biểu:
- Chiều dài bàn nâng: 2020mm
- Chiều cao bàn nâng : h = 312,5mm
- Chiều dài xe di chuyển là : 700mm
- Trọng lương xe và hàng tối đa là : 160kg
- Theo bản vẽ trọng lương khung và hộp giảm tốc là : 54kg và 150kg
(r1 = 0.33m, r2 = 1,01m, r3 = 1,36m, y = h = 0.3125m)
Cân bằng momen ta có : {
𝑇 = 𝐹
𝑇. 𝑦 = 𝑃1. 𝑟1 + 𝑃2. 𝑟2 + 𝑃3. 𝑟3
 {
𝑇 = 𝐹 = 1029,25
𝑇. 312.5 = 150.0,33 + 58.0,625 + 160.0,975
 T = F = 1029,25 . 9,8 = 10086 (N)

70
Mô phỏng ứng suất trên Inventor, ta được:

71
Mà ứng suất max = 207 MPa
 Vậy nên ta thấy hệ thống thỏa mãn điều kiện bền

72
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, NXB
giáo dục, 2006.
[2]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2, Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, NXB
giáo dục, 2006.
[3]. Thiết kế chi tiết máy, Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm, NXB giáo dục,
1999.
[4]. Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường, PGS.TS Ninh Đức Tốn – GVC. Nguyễn
Thị Xuân Bảy, NXB giáo dục, 2006.

73

74

75

76

Thuyết minh.docx

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (19)

Similar to Thuyết minh.docx

Similar to Thuyết minh.docx (20)

Thuyết minh.docx