Để xem full tài liệu Xin vui long liên hệ page để được hỗ trợ : https://www.facebook.com/thuvienluanvan01 HOẶC https://www.facebook.com/garmentspace/ https://www.facebook.com/thuvienluanvan01 https://www.facebook.com/thuvienluanvan01 tai lieu tong hop, thu vien luan van, luan van tong hop, do an chuyen nganh

1. 1
ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Số: 08 / NPDN3XX
Sinh viên thiết kế: 1. MSSV:K1855102 :ĐÀO XUÂN HÒA
2. MSSV:K185510205056 :VÕ MINH HIẾU
Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Thị Thanh Nga
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG BĂNG TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU:
Lực vòng trên băng tải: Ft = 5600 N Thời gian phục vụ: 7(năm)
Đường kính tang băng tải: D = 480 mm Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0.7
Vận tốc vòng băng tải: v = 1.5 m/s Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3
Tính chất tải trọng: Không đổi
Sơ đồ khai triển trạm dẫn động
1. Động cơ điện;
2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh;
3. Bộ truyền bánh răng cấp chậm;4. Khớp nối;
5. Bộ truyền xích ; 6. Băng tải.
Sơ đồ tải trọng làm việc
Kbd = 1.67
Khối lượng yêu cầu
1. 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động;
lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động.
2. 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy Ao).
3. 03 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A1 do giáo viên hướng dẫn chỉ định.
4.
Giáo viên hướng dẫnTS. Nguyễn
Thị Thanh Nga

2. 2
Phần I:
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn động cơ điện
1.1. Chọn loại và kiểu động cơ
Động cơ điện có nhiều kiểu loại, nhưng dùng trong hộp giảm tốc thì ta phải
tính toán và chọn lựa sao cho phù hợp nhất để vừa thỏa mãn cả hai yếu tố kinh tế
và kỹ thuật. Dưới đây sẽ trình bày về một số loại động cơ và cách chọn.
a. Động cơ điện một chiều
Dùng dòng điện 1 chiều để làm việc (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc
hỗn hợp), hoặc dùng dòng điện một chiều điều chỉnh được (Hệ thống máy phát –
động cơ). Ưu điểm của loại này là cho phép thay đổi trị số của moomen và vận
tốc góc trong một phạm vi rộng. Ngoài ra dùng động cơ điện một chiều khi khởi
động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó thích hợp dùng trong các thiết bị vận
chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm. Nhược điểm của
chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm
chi phí đầu tư để lắp các thiết bị chỉnh lưu.
b. Động cơ điện không đồng bộ 1 pha
Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày
vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm. Do vậy không thích hợp để
làm việc trong điều kiện cần công suất lớn như hộp giảm tốc.
c. Động cơ điện xoay chiều ba pha
Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha. Chúng gồm hai loại là:
Động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ.
- Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị
số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được. So với động cơ ba pha không
đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu diểm là hiệu suất và hệ số công suất cosφ
cao, hệ số quá tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành
tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ. Vì vậy động cơ ba
pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số

3. 3
cosφ có vai trò quyết định (như trong các trường hợp yêu cầu công suất lớn trên
100kW, không cần điều chỉnh vận tốc, lại ít phải mở máy và dừng máy).
- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rôto dây cuốn và Rôto lồng
sóc.
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc
trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp,
giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong
một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy.
Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản,
giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào
lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng. Nhược điểm của nó là hiệu suất và
hệ số công suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được
vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây
cuốn). Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha không đồng bộ rôto
lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp. Để dẫn
các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn,… nên sử dụng loại động cơ
này. Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động cơ ba pha không đồng bộ
rôto lồng sóc.
1.2. Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo
điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:
(kW)
Trong đó: : Công suất định mức của động cơ;
: Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:
Theo đề vì tải trọng không đổi nên: 𝑃𝑑𝑡
𝑑𝑐
≥ 𝑃𝑙𝑣
𝑑𝑐
Với:𝑃𝑙𝑣
𝑑𝑐
=
𝑃𝑙𝑣
𝑐𝑡
𝜂∑
(𝑘𝑊)
+𝑃lv
ct
: giá trị công suất làm việc trên trục công tác.
𝑃𝑙𝑣
𝑐𝑡
=
𝐹𝑡.. 𝑉
1000
=
5600 . 1,5
1000
= 8,4(𝑘𝑊)
Trong đó: : Ft - lực vòng trên trục công tác (N);
dc
dt
dc
dm P
P 
dc
dm
P
dc
dt
P

4. 4
V - vận tốc vòng băng tải (m/s).
+𝑃dt
dc
– công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.
𝑃lv
dc
=
𝑃lv
ct
𝜂∑
+ 𝜂∑ - là hiệu suất chung của toàn hệ thống
Ta có:
+ Số cặp ổ lăn là: 4
+ Số khớp nối là: 1
+ Số cặp bánh răng trụ là:2
+ Số bộ truyền xích là: 1
Sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:
Theo công thức 2.9[1] ta có:
𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙
4
. 𝜂𝑏𝑟
2
. 𝜂𝑘
1
. 𝜂𝑥
1
Với:
- 𝜂𝑜𝑙: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
- : Hiệu suất 1 bộ truyền bánh răng trụ
- : Hiệu suất 1 khớp nối
- x : Hiệu suất của bộ truyền xích.
Chọn theo bảng 2.3 [1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau :
+ Khớp nối : k = 1
+ Bộ truyền bánh răng trụ (che kín, bôi trơn) :brt = (0,96÷0,98)
→chọn :brt = 0,96
+ Một cặp ổ lăn : ổ = (0,99 ÷ 0.995) →chọn ổ = 0,99
+ Bộ truyền xích (để hở) : x = (0,90 ÷ 0.93) →chọn đ = 0,90
Vậy hiệu suất chung của toàn hệ thống là :
𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙
4
. 𝜂𝑏𝑟
2
. 𝜂𝑘
1
. 𝜂𝑥
1
= 0,994
. 0,962
. 1.0,90 = 0,796
→ 𝑃𝑙𝑣
𝑑𝑐
=
𝑃𝑙𝑣
𝑐𝑡
𝜂𝛴
=
8,4
0,796
= 10,55(𝑘𝑊)
=> Công suất đẳng trị của động cơ là: 𝑃𝑑𝑡
𝑑𝑐
≥ 10,55(𝑘𝑊)
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
br

k


5. 5
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được
xác định theo công thức:
𝑛db =
60f
𝑝
Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz);
p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6.
Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750,
600 và 500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và
giá thành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ
có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống
tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì
đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph
(tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph.
+ Tính số vòng quay của trục công tác theo công thức 2.16[1]:
- Với hệ dẫn động băng tải ta có:
3 3
60.10 . 60.10 .1,5
59,71
. .480
ct
v
n
D
 
= = = (v/ph)
Trong đó:
D: đường kính tang dẫn của băng tải (mm);
v : vận tốc vòng của băng tải (m/s);
* Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
-Tra bảng 2.4[1] chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp và bộ
truyền đai:
Ta có:
+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền
nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài
hộp.
.
nd nd nd
h d
u u u
 =
Trong đó:

6. 6
+ Bộ truyền xích : 𝑢𝑥
𝑛𝑑
= 2 ÷ 5
+ Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp : 𝑢ℎ
𝑛𝑑
= 8 ÷ 40.
=> Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền:
nd
u = (2 ÷ 5).(8 ÷ 40) = (16 ÷ 200)
=>
nd
u = (16 ÷ 200)
Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ là: 𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑑
= 𝑢∑
𝑛𝑑
. 𝑛𝑐𝑡
⇒ 16. 𝑛𝑐𝑡 ≤ 𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑑
≤ 200. 𝑛𝑐𝑡
⇔ 12 . 59,71 ≤ 𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑑
≤ 160 . 59,71
⇔ 716,52 ≤ 𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑑
≤ 11942
Ta chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ : nsb = 1500 (v/p) (kể đến sự trượt 3%
thì số vòng quay của động cơ sẽ là 𝑛𝑑𝑏 = 1450 (v/ph)
+ Vậy tỷ số truyền của hệ thống được xác định theo công thức:
𝑢𝑠𝑏 =
𝑛𝑑𝑏
𝑛𝑐𝑡
=
1450
59,71
= 24,28
Tra bảng 2.4[1] ta thấy usb nằm trong khoảng u nên dùng.
Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: 1500( / ).
db
n v ph
=
1.4. Chọn động cơ thực tế
Chọn động cơ phải thỏa mãn hai thông số:
- Công suất động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất tính toán.
𝑃𝑑𝑚
𝑑𝑐
≥ 𝑃𝑑𝑡
𝑑𝑐
⇒ 𝑃𝑑𝑚
𝑑𝑐
≥ 8,4(𝑘𝑊)
- Tốc độ quay phù hợp
Với 𝑃𝑑𝑚
𝑑𝑐
≥ 8,4(𝑘𝑊) và 𝑛𝑑𝑏  1500(𝑣/𝑝ℎ)
Tra bảng P1.3[1] trong Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A
Bảng 1.1. Thông số của máy 4A132M4Y3
Kiểu động
Cơ
Công suất
(kW)
Vận tốc
quay (v/p)
𝜂% 𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇𝑑𝑛
𝑇𝑘
𝑇𝑑𝑛
Cos ⌀
4A132M4Y3 11,0 1458 87,5 2,2 2,0 0,87
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

7. 7
a, Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của
hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:
Trong đó: - công suất mở máy của động cơ (kW):
- công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW):
Với:
𝑃mm
dc
=
𝑇𝑘
𝑇dn
𝑃𝑑𝑚
dc
=2,0.11=22 (kW)
𝑃bd
dc
=Kbd.Plv
dc
=1,67.10,55=17.62 (kW)
Ta thấy
Vậy động cơ đã chọn thoã mãn điều kiện điều kiện mở máy.
b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ
Theo đề bài vì sơ đồ tải không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.
2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u xác định theo:
𝑢𝛴 =
𝑛đ𝑐
𝑛𝑐𝑡
=
1458
59,71
= 24,42
Trong đó: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);
nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph).
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: .
x h
u u u
 =
Trong đó:
+ x
u : Tỉ số truyền của bộ truyền xích
+ h
u : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc
+ 1 2
.
h
u u u
=
2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc
-Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:
( )
0,1 0,15
x h
u u
= 
Hay
dc
bd
dc
mm P
P 
dc
mm
P
dc
bd
P

8. 8
(0,1 0,15). (0,1 0,15).24,42 1,56 1,91
n x
g
u u u
=  =

 = 
→ =
Ta có bộ truyền ngoài là xích, nên quy chuẩn giá trị tính được theo dãy TST tiêu
chuẩn như sau: 1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55;
4,00; 4,50; 5,00.
→Chọn 1,8
ng x
u u
= = Vậy: Tỉ số truyền ngoài của hộp giảm tốc là:
24,42
13,57
1,8
h
ng
u
u
u

→ = = =
2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
+ Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên
các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn
và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể
tính theo công thức (1.26)[Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự) :
2 1
0,6677
1 0,6023
1,3
(
9
)
4.
/
4 h
ba ba
u
u
 
=
Trong đó: 2
ba
 , 1
ba
 là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm.
Chọn 2 1
0,35; 0,25
ba ba
 
= =

0,6677
1 0,6023
13,57
(0,35 / 0,
1,3 9
5)
4
2
4.
u = = 6,28
 u2 =
uh
u1
=
13,57
6,28
= 2,16
3. Tính toán các thông số trên các trục
Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ;
các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV.
3.1. Tính công suất trên các trục
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :
10,55(kW)
dc
dc lv
P P
= =
- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II và III xác định theo các công thức sau:
. . 10,55.1.0,99 10,44(kW)
I dc kn ol
P P  
= = =

9. 9
. . 10,44.0,96.0,99 9,92( )
II I br ol
P P kW
 
= = =
. . 9,92.0,96.0,99 9,42 ( )
III II br ol
P P kW
 
= = =
( )
. . 9,42.0,99.0,9 8,39
IV III ol x
P P kW
 
= = =
3.2. Tính số vòng quay của các trục
Ta có: - Tốc độ quay của trục I: 𝑛𝐼 = dc
dc I
n
u 
(1.14)
Với: 𝑛đ𝑐 – Tốc độ quay trên trục động cơ.
𝑢đ𝑐÷𝐼 – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I.
Ta thấy: 𝑛đ𝑐 = 1458 ; 𝑢đ𝑐÷𝐼 = 𝑢𝑘𝑛 = 1
1458
1458( / )
1
dc
I
dc I
n
n v ph
u 
= = =
- Tốc độ quay của trục II:
1458
232,17( / )
6,28
I
II
I II
n
n v ph
u −
= = =
- Tốc độ quay của trục III:
232,17
107,48( / )
2,16
II
III
II III
n
n v ph
u −
= = =
- Tốc độ quay của trục IV(làm việc):
IV
n =
107,48
59,71
1,8
III
x
n
u
= = (v/ph)
3.3. Tính mô men xoắn trên các trục
Mô men xoắn trên trục thứ i được xác định theo công thức sau:
6
9,55.10 i
i
i
P
T
n
= (1.16)
Trong đó : i
P ; i
n :là công suất và số vòng quay trên trục thứ i.
+ Mômen xoắn trên trục động cơ:
6 6 10,55
9,55.10 9,55.10 . 69103,22(N.mm)
1458
dc
dc
dc
P
T
n
= = =
+ Mômen xoắn trên trục I:

10. 10
6 6 10,44
9,55.10 9,55.10 . 68382,71(N.mm)
1458
I
I
I
P
T
n
= = =
+ Mômen xoắn trên trục II:
6 6 9,92
9,55.10 9,55.10 . 408045,83(N.mm)
232,17
II
II
II
P
T
n
= = =
+ Mômen xoắn trên trục III:
6 6 9,42
9,55.10 9,55.10 . 837002,233(N.mm)
107,48
III
III
III
P
T
n
= = =
+ Mômen xoắn trên trục công tác:
6 6 8,39
9,55.10 9,55.10 . 1341894,15(N.mm)
59,71
IV
IV
ct
P
T
n
= = =
3.4. Lập bảng kết quả
Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau, do vậy
cần lập bảng thống kê như sau
Trục
Tỉ số truyền
U
Công suất
P(kw)
Số vòng quay
N(v/p)
Mômen xoắn
T(N.mm)
Động cơ
udc=1
10,55 1458 69103,22
Trục I 10,44 1458 68283,71
u1=6,28
Trục II 9,92 236,46 408045,83
u2=2.15
Trục III 9,42 109,98 837002,23

11. 11
PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG
2.1. Thiết kế bộ truyền xích
2.1.1. Chọn loại xích
- Có 3 loại xích:
+ Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,
nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ
truyền không quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ.
+ Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngoài lắp thêm con lăn,
thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con
lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn). Làm tăng độ bền mòn của xích ống -
con lăn. Chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng
khá rộng rãi. Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10 15) m/s. Nên ưu
tiên dùng xích một dãy. Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng
xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ bộ
truyền.
+ Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành
đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%.
=> Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn.
2.1.2 Xác dịnh các thông số của xích và bộ truyền
2.1.2.1. Chọn số răng đĩa xích
Số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Zmin
Trục IV
ux=1,8
8,39 61,1 1341894,15

12. 12
Theo bảng [5.4][1](trang 80 quyển ), với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do
đó số răng đĩa lớn.
Z2 = ux.Z1 = 1,8.27 =48,6 < Zmax = 120( max 120
z = đối với xích ống và xích con
lăn).
=> Z2 = 49
Ta có:
PIII = 9,42 (kW) n3 = 107,48 (vp/ph)
2.1.2.2. Xác định bước xích P
Theo công thức (5.3)[1](trang 81), công suất tính toán.
Pt=P.k.kz.kn ≤[P]
Trong đó:
+ Chọn góc nghiêng của đường tâm nối 2 đĩa xích so với đường nằm ngang=300
+ Pt lần lượt là công suất tính toán
+ P công suất cần truyền
+ [P] công suất cho phép,(kW);
P = PIII = 9,42 (kW).
+ Hệ số răng :
01
1
25
0,925
27
z
z
k
z
= = = với Z1=27
+ Hệ số số vòng quay : 01
1
200
1,86
107,48
n
n
k
n
= = =
với 01
n 200
= (vg/ph); n1= nIII = 107,48 (vg/ph)
+ 0 a dc d c bt
k k .k .k .k .k .k
= [5.4](trang 82 quyển 1)

13. 13
+ 0 a dc d c bt
k k .k .k .k .k .k
= = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
0
k 1
= : đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang <600
a
k 1
= : chọn a = (30 50) p
dc
k 1
= : điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
d
k 1,2
= : tải trọng động, làm việc êm
c
k 1,25
= : làm việc 2 ca
bt
k 1,3
= : môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II –bảng [5.7](trang 82, quyển
1)
Như vậy : => Pt = 9,42.1,95.0,925.1,86= 31,6 (kW);
Theo bảng [5.5](trang 81, quyển 1) với 01
n 200
= (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1
dãy có bước xích p = 38,1 (mm); thỏa mãn điều kiện bền mòn :
[ ]
t
p p
 =34,8 (KW).
2.1.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích
+ Khoảng cách trục
a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm).
+ Số mắt xích
1
2
2
2 2
2 2 1
(Z Z ) (Z Z ) .p
2a 2.1524 27 49 (49 27) .38,1
x 118,96
p 2 4. 38
. ,1 2 4. .1524
a
+ − + −
= + + = + + =
 
Lấy số mắt xích chẵn xc=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức[5.13][1](
trang 85).
2
2 2 1
c 2 1 c 1 2
Z Z )
a 0,25.p.{x 0,5(Z Z ) [x -0.5(Z +Z )] 2 ( }
−
 
= − + + 
 

− 

14. 14
=
2 2
49 27 49 27 49 27
0,25.38,1. 120 120 2. 1814,98
2 2 
 
+ − −
 
   
− + − − =
 
   
   
 
 
(mm).
Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng
0,003. 0,003.1814,98 5,44
a a
 = =  , do đó a = 1814,98–5,44= 1809,54 (mm);
+ Số lần va đập của xích : Theo công thức [5.14][1](trang 85)
1 1
. 27.107,48
1,61 [ ] 20
15. 15.120
z n
i i
x
= = =  =
2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền :
Theo công thức [5.15][1](trang 85)
( )
d t 0 v
Q
s
k .F F F
=
+ +
[ ]
s

+ Q - tải trọng phá hỏng Q = 127000 (N) -Theo bảng [5.2](quyển1, trang 78).
+ d
k - hệ số tải trọng động d
k = 1,2
+ Theo bảng [5.2](trang 89 quyển 1) ta có.
+ 1 1
. . 27.107,48.38,1
1,84
60000 60000
z n p
v = = = (m/s).
+ Ft : lực vòng
1000. 1000.9,42
5119,56
1,84
t
p
F
v
= = = (N)
+ Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra 2
v
F q.v
=
q : khối lượng 1 mét xích, q = 5,5 (kg) theo [5.2](1)
2
5,5.2 22
v
F = = (N)
+ F0 - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.
0 9,81. . . 9,81.4.5,5.1,809 390,41
f
F k q a
= = = (N)

15. 15
f
k - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền; f = (0,01..0,02)a
lấy f
k 4
= (bộ truyền nghiêng 1 góc < 0
40 )
127000
s 19,37
(1,2.5119,56 390,41 22)
= =
+ +
Tra bảng 5.10[1] với n = 200 vg/ph , [s] = 8,5. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.
2.1.4. Đường kính đĩa xích
+ Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1]
d1 = p/sin( /Z1) =38,1/sin( /27) = 328,18 (mm)
d2 = p/sin( /Z2) = 38,1/sin( /49) = 594,66 (mm)
a1
d = p[0,5 + cotg( /Z1)] = 38,1[0,5 + cotg( /27)] = 345,01 (mm)
a2
d = p[0,5 + cotg( /Z2)] = 38,1[0,5 + cotg( /49)] = 612,48 (mm)
f1
d = d1 - 2r = 328,18 – 2.11,22 = 305,74 (mm)
f 2
d = 2
d - 2r = 594,66 – 2.11,22 = 572,22 (mm)
với : r = 0,5025.d1 + 0,05= 0,5025.22,23 + 0,05 =11,22 (mm) với d1 = 22,23 bảng
5.2[1]
+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)
( )
H r t đ vđ d H
0,47. k F.K F E / (Ak ) [ ]
 = +  
Với : H
[ ]
 - Ứng suất tiếp xúc cho phép : H
[ ]
 = 600 (MPa) tra bảng ( 5.11 )
Ft - Lực vòng : t
F 5119,56
= (N)
Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích ( xích con lăn 1 dãy => m =1 ):

16. 16
Fvđ = 13.10-7
.n1. p3
.m = 13.10-7
.107,48. 3
38,1 .1 = 7,72 (N)
kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1
Kđ - Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,2 bảng 5.6[1]
kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z1 = 27; Z2 =
49
=> kr1 = 0,39 ; kr2 = 0,24
E - Mô đun đàn hồi : E = 2E1.E2/(E1 +E2) = 2,1.105
(MPa)
A - Diện tích chiếu bản lề :A = 395 mm2
bảng 5.12[1]
+ Với răng đĩa 1; =>
5
H1
0,39.(5119,56.1,2 7,72).2,1.10
0,47. 484,54
395.1,2
+
 = =
(MPa)
Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép H
[ ]
 = 600 (Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
+Với răng đĩa 2; =>
5
H2
0,24.(5119,56.1,2 7,72).2,1.10
0,47. 380,1
395.1,2
+
 = =
(MPa)
Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp
xúc cho phép H
[ ]
 = 600 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 .
Theo 5.20[1] : r x t
F k .F 1,15.5119,56 5887,49
= = = (N)
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400
, kx = 1,15
2.1.5. Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích
Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn

17. 17
Bước xích p 38,1(mm)
Số mắt xích x 120
Khoảng cách trục a 1814,98 (mm)
Số răng đĩa xích nhỏ 1
z 27
Số răng đĩa xích lớn 2
z 49
2.2.Bộ truyền bánh răng cấp chậm
*Các thông số:
PII = 9,92 (kW) nII = 236,46 (v/ph). 𝑢2 = 2,15
Xác định khoảng cách trục:
Vật liệu đĩa xích C45  
1 600( )
=
H MPa

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ 1
d 328,18 (mm)
Đường kính vòng chia đĩa xích lớn 2
d 594,66 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ a1
d 345,01 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn a2
d 612,48 (mm)
Bán kính đáy r 11,22 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ f1
d 305,74 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích lớn df 2
572,22 (mm)
Lực tác dụng lên trục r
F 5887,49 (N)

18. 18
2.2.1. Chọn vật liệu.
-Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình. Vì vậy ta chọn vật
liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp
và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng
chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải
thiện.
- Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng :
Bảng 2.1: Chọn vật liệu
Loại bánh
răng
Loại
thép
Nhiệt luyện
thép
Độ rắn Giới hạn
bền 𝜎𝑏
MPa
Giới hạn
chảy 𝜎𝑐ℎ
MPa
Nhỏ 45 Tôi cải thiện 𝐻𝐵3 = 215 750 450
Lớn 45 Tôi cải thiện 𝐻𝐵4 = 200 750 450
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
- Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép  
H
 và ứng suất uốn cho phép  
F

được xác định như sau :
2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
*Tra bảng 6.2 [1]ta chọn:
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1.
- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim
0
= 2. HB + 70 ( MPa).
- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB
*Theo công thức:  
0
lim
. . .
H
H R V XH HL
H
Z Z K K
s

 =
-Trong đó:
𝑆𝐻: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc .
𝑍𝑅: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc .

19. 19
𝑍𝑉: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
𝐾𝑋𝐻: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
𝐾𝐻𝐿: Hệ số xét đến tuổi thọ.
Chọn sơ bộ: ZR.ZV.KXH = 1,
-Với mH = 6 (Khi HB  350) → KHL = 0
6
H
HE
N
N
0
H
N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB
2,4
NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t
*Trong đó :
≫C,n,t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một
phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Với 𝑡 = 2/3.24.0,7.365.7 = 28616 (ℎ) ; C = 1.
+ Với bánh răng nhỏ (bánh 3):
𝑁𝐻𝐸3 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1.236,46.28616 = 405,99. 106
𝑁𝐻𝑂3 = 30. 𝐻𝐵3
2,4
= 30.2152,4
=11,88. 106
Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy
khi tính ra được NHE> NHo, thì lấy NHE = NHO để tính, do đó: KHL1 = 1.
➢ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚3
0
= 2.215+ 70 =500( MPa )
≫ Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ :
[ σH3]=
σHlim3
0
SH
( 𝑍𝑅. 𝑍𝑉. 𝑍𝑋𝐻)𝐾𝐻𝐿3 =
500
1,1
.1.1 = 454,54(MPa)
+ Với bánh lớn (bánh 4):
𝑁𝐻𝐸4 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1. 109,98. 28616= 188,83.106
𝑁𝐻𝑂4 = 30. 𝐻𝐵4
2,4
= 30 .2002,4
= 10.106
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚4
0
= 2.200+ 70 =470 ( MPa)

20. 20
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn :
[ σH4]=
σHlim4
0
SH
( 𝑍𝑅. 𝑍𝑉. 𝑍𝑥𝐻)𝐾𝐻𝐿4=
470
1,1
.1.1= 427,3( MPa)
 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻] =
[𝜎𝐻3]+[𝜎𝐻4]
2
=
454,54+427,3
2
= 440,90( MPa)
- Mà [𝜎𝐻] ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛]
Với : [𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛= [𝜎𝐻4]= 427,3 (MPa)
[𝜎𝐻] = 440,90(MPa) ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛]
➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻]𝑠𝑏= 440,90 (MPa)
2.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép:
 
0
lim
. . . . .
F
F R S XF FC FL
F
Y Y K K K
S

 =
Trong đó:
0
lim
F
 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
𝑌𝑅: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
𝑌𝑆: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
𝐾𝑋𝐹: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.
Chọn sơ bộ: . .
R S XF
Y Y K = 1.
𝐾𝐹𝐶: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1.(Bộ truyền quay 1 chiều)
- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng
không đổi nên :

=
= t
n
c
N
N FE
HE .
.
.
60
0
lim
F
 - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Ta có :
0
lim
F
 =1,8HB - theo bảng 6.2 [I]
=>σF3lim
0
= 1,8.215= 387 (MPa)
=>σF4lim
0
=1,8.200 = 360(MPa)

21. 21
-KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền , được xác định như sau:
F
FO
m
FL
FE
N
K
N
= với 6
F
m = khi HB  350
Trong đó:
NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.106
đối với tất
cả loại thép.
NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Ta có : NFE3 = NHE3 =405,99. 106
NFE4 = NHE4 = 188,83.106
Do NFE3 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó  KFL3 = 1
NFE4 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó  KFL4 = 1
Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:
 Với bánh răng nhỏ( bánh 3)
[𝜎𝐹3]=
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚3
0
𝑆𝐹
.( 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑥𝐹)𝐾𝐹𝐶. 𝐾𝐹𝐿=
387
1,75
.1.1.1=221,14(MPa)
 Với bánh răng lớn ( bánh 4)
[𝜎𝐹4]=
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚4
0
𝑆𝐹
.( 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑥𝐹)𝐾𝐹𝐶. 𝐾𝐹𝐿=
360
1,75
.1.1.1=205,71(MPa)
2.2.2.3. Ứng suất cho phép khí quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
➢ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:
  0,8.
F ch
Max
 
=
- Với bánh nhỏ:
[𝜎𝐻3]max = 2,8. 3
ch
 = 2,8.450 = 1260 (Mpa)
- Với bánh lớn:
[𝜎𝐻4]max = 2,8. 4
ch
 = 2,8.450 = 1260 (Mpa)

22. 22
❖ -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có:
  0,8.
F ch
Max
 
= khi HB  350
- Với bánh răng nhỏ:
[σF3]max = 0,8.σch3= 0,8.450=360 (MPa)
- Với bánh răng lớn :
[𝜎𝐹4]𝑚𝑎𝑥= 0,8𝜎𝑐ℎ4.= 0,8.450 =360 (MPa)
2.2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
-Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục w
a , nó được xác
định theo công thức 6.15 [1]
𝑎𝑤2
= 𝐾𝑎.( 𝑢2 ± 1 )√
𝑇2. 𝐾𝐻𝛽
[𝜎𝐻]2.𝑢2 𝑏𝑎3
3
*Trong đó:
+Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng được tra trong
bảng 6.5 [1],Ka = 43 (MPa
1/3
)
+T2: Momen xoắn trên bánh chủ động ( Nmm): 𝑇2 =408045,83 (N.mm)
+u2: Tỉ số truyền u2 = 2,15
 
H
 : ứng suất tiếp xúc cho phép
𝑏𝑎2
=
𝑏𝑤
𝑎𝑤
tra bảng 6.6 [1] chọn 𝑏𝑎2
=0.35
H
K  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.
Theo công thức 6.16 [1] ta có:
𝑏𝑑2
= 0,5. 𝑏𝑎2
(u2+1) = 0,5.0,35.(2,15+1) = 0,5512
-Với 𝑏𝑑2
= 0,5512 tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 4 𝐾𝐻𝛽 = 1,045

23. 23
>>Vậy:
𝑎𝑤2
= 𝐾𝑎.(𝑢2 + 1 )√
𝑇2. 𝐾𝐻𝛽
[𝜎𝐻]2.𝑢2 𝑏𝑎2
3
= 43.( 2,15+ 1 ) √
408045,83.1,045
440,92.2,15.0,35
3
=193,48 (mm)
>>Chọn 𝑎𝑤2
= 193 (mm)
Mà 𝑏𝑎2
=
𝑏𝑤
𝑎𝑤2
 𝑏𝑤 = 𝑎𝑤2
.𝑏𝑎2
= 193.0,35 = 67,55 (mm)
2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp:
2.2.4.1. Xác định mô đun:
-Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết
kế, sau khi tính được khoảng cách trục 𝑎𝑤2 có thể dựa theo công thức 6.17 [1]
để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
m = (0,010,02)𝑎𝑤2
= = (0,010,02) 173 =( 1,73÷ 3,46 ) (mm).
>>Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2(mm).
2.2.4.2. Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh x
* Số răng :
Chọn sơ bộ 15
 = 
(thường bánh răng nghiêng β = (8º ÷20º)
Số răng bánh nhỏ :
2
3
2
2. .cos
.( 1)
w
a
z
m u

=
+
=>
2
3
2
2. .cos 2.193.0,965
59,12
.( 1) 2.(2,15 1)
w
a
z
m u

= = =
+ +
(răng)
Lấy z3 = 59 (răng).
Vậy số bánh răng lớn z4 là:

24. 24
z4 = u2.z3 = 2,15.59= 126,85 (răng).
Lấy z4 =126 (răng).
Số răng tổng là:
zt = z3 + z4 = 59+ 126 = 185 (răng).
- Vậy tỉ số truyền thực tế là: 2
4
3
126
2,13
59
t
z
u
z
= = =
* Tính lại góc nghiêng : Theo công thức 6.32 [1]
( )
2
0
. 2.185
cos 0,958
2. 2.193
16 36' 8º 20º
t
w
m z
a

 
=
= 
= 

2.2.5. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc:
Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:
2
3 2 3
2
. 2
2 . .( 1)
. . [ ]
. .
H t
H M H H
w t w
T K u
Z Z Z
b u d

 
+
= 
Trong đó :
+ M
Z : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp .Trị số của M
Z
được tra trong bảng 6.5 [1] M
Z =274 ( 1/3
MPa )
+ H
Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Vì
Với b
 là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.


 tg
tg t
b .
cos
=
Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên :
)
cos
(




tg
arctg
tw
t =
=
 : Được lấy theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 , 
= 20


25. 25
3 3
3 3
20
ar 20,8
cos16 39'
(cos . ) ar (cos20,8 . 16 39') 15,62
t tw
b t
tg
ctg
arctg tg ctg tg
 
  

 
 = = = 
 

 
 = =   = 
Vậy 3
3
2.cos
sin(2 )
b
H
tw
Z


=
2.cos15,62
1,7
sin(2.20,8 )

= =


Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với 
 : là hệ số trùng khớp dọc .
2
sin 67,55.sin16 39'
3,08
. 2.
w
b
m



 

= = =
Ta thấy 
 > 1 nên ta tính 
Z theo công thức 6.36c [1]



1
=
Z
Với 
 được tính bằng công thức :
3 4
1 1 1 1
[1,88 3,2.( )].cos [1,88 3,2.( )].cos16 39' 1,72
59 126
1
0.76
1,72
z z
Z


 
= − + = − +  =
 = =
+Tính KH:
Hv
H
H
H K
K
K
K .
. 

=
Với H
K : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc vành răng

H
K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng. Tra
bảng 6.7 [1] 1,045
H
K  = với sơ đồ 4

26. 26

H
K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . 
H
K được tra từ bảng 6.14 [1]
Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc
vòng và tra bảng 6.13 [1]. Vận tốc vòng được tính theo công thức:
3 2
. .
60000
w
d n
v

=
Với 3
w
d là đường kính vòng lăn bánh chủ động và được tính theo công thức:
3
2
2
2. 2.193
123,32( )
1 2,13 1
w
w
t
a
d mm
u
= = =
+ +
3
.123,32.236,46
1,52( / )
60000
v m s

 = =
Từ vận tốc vòng ta tra được cấp chính xác là : 9 do 3 4(m/ s)
v 
Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14(trang 107) ta tra được 1,13
H
K  =
Với: Hv
K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. tra bảng
P2.3 phụ lục. 1.05
Hv
K =
 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣 = 1,04.1,13.1,05 = 1,23
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng:
2
3 2 3
2
. 2
2 . .( 1)
. . [ ]
. .
H t
H M H H
w t w
T K u
Z Z Z
b u d

 
+
= 
2
2.408045,83.1,23.(2,13 1)
274.1,7.0,76. 405,29( )
74.2,15.123,32
H MPa

+
= =
- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép :
Trong đó :
0
lim
[ ] [ ]
H H
  
= =
Chọn 1
=
V
Z (với vận tốc vòng v < 5 (m/s))
Chọn 1
XH
K = (vỡ đường kính vòng đỉnh )
(
700 mm
da 
[ ] [ ]. . .
CX
H V R XH
Z Z K
 
=

27. 27
Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi
đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt 2,5 1,25
a
R m

=  . Vậy chọn
0,95
R
Z =
[ ] [ ]. . . 440,9.1.0,95.1 418,8( )
CX
H V R XH
Z Z K MPa
 
 = = =
Độ chênh lệch :
| [ ] | | 418,8 405,29|
.100% .100% 3,2% 4%
[ ] 418,8
CX
H H
CX
H
 


− −
 = = = 
 Thỏa mãn độ bền tiếp xúc, tính lại 𝑏𝑤3
Vậy chiều rộng vành răng của cấp chậm là:
w4 68 (mm)
b =
3 4
w w + (5-10)mm= 74(mm)
b b
=
2.2.6. Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn
điều kiện : 3 3
3 3
2 3
2. . . . .
[ ]
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
 
 
= 
3 4
4 4
3
.
[ ]
F F
F F
F
Y
Y

 
= 
Trong đó :
2
T - momen xoắn bánh chủ động (N.mm)
m - mô đun pháp (mm)
3
w
b - chiều rộng vành răng (mm)
3
w
d - đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

28. 28



1
=
Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với 
 là hệ số trùng khớp
ngang :
1 1
1,72 0,58
1,72
Y
 



=  = = =

Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
0
16,66
1 1 0,88
140 140
Y
 
= − = − =
1
F
Y , 2
F
Y - hệ số dạng bánh răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào
số răng và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0)
3
3
3 3
59
67,1
cos cos 16,66
V
Z
Z

= = =

4
4
3 3
126
143,3
cos cos 16,66
V
Z
Z

= = =

Từ hệ số dạng bánh răng tra bảng 6.18 [1] được:
3
3,616
F
Y =
4
3,6
F
Y =
F
K - hệ số tải trọng khi tính về uốn
Fv
F
F
F K
K
K
K .
. 

=
Với 
F
K - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn . Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4 với 1,072
F
K  =
Với 
F
K - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn . Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc
vòng v < 2,5( m/s ) 1,37
F
K  =
Với Fv
K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :

29. 29
3 3
2
. .
1
2. . .
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K
 
= +
2
0 3
. . . w
F F
t
a
v g v
u

=
Với F
 được tra bảng 6.15 [1] 006
,
0
=
F

0
g được tra bảng 6.16 [1] 0 73
g =
193
0,006.73.1,52. 6,33
2,13
F
v
 = =
3 3
2 408045,8
. . 6,33.74.123,32
1 1 1,048
2. . . 2. .1,072.1,37
. . 1,072.1,37.1,048 1,53
3
F w w
Fv
F F
F F F Fv
v b d
K
T K K
K K K K
 
 
 = + = + =
 = = =
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
  ( )
2 3
3
3 3
3 3
2. . . . . 2. .1,53.0,58.0,88.3,61
121,75
. . 74.123,32.2
408045
121,75( ) 221, 4
,8
1
3
F F
F
w w
F F
T K Y Y Y
b d m
MPa MPa
 

 
= = =
=  =
  ( )
3 4
4 4
3
. 121,75.3,6
121,41 ( ) 205,71
3,61
F F
F F
F
Y
MPa MPa
Y

 
= = =  =
2.2.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, … ). Hệ số
quá tải:
1,67
qt bd
K K
= =
Ứng suất tiếp xúc cực đại :
max . 405,29. 1,67 523,75( )
H H qt
K MPa
 
= = =
max max
523,75( ) [ ] 1260( )
H H
MPa MPa
 
 =  =
Thỏa mãn điều kiện không gây biến dạng dư lớp bề mặt.

30. 30
Ứng suất uốn cực đại:
3max 3
4max 4
. 121,75.1,67 203,32( )
. 121,41.1,67 202,75( )
F F qt
F F qt
K MPa
K MPa
 
 
= = =
= = =
3max 3 max
4max 4 max
[ ] 360( )
[ ] 360( )
F F
F F
MPa
MPa
 
 
 =
 =
Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt
lượn chân răng
2.2.8. Các thông số bộ truyền:
Bảng 2.2 Các thông số của bộ truyền cấp chậm
- Khoảng cách trục =
2 193( )
w
a mm
- Mô đun m = 2 (mm)
- Góc nghiêng răng '
16 39
 = 

31. 31
- Bánh răng 3 59
Z =
4 126
Z =
- Hệ số dịch chỉnh X3 = X4 = 0
- Góc profin gốc 
= 20

- Đường kính vòng chia 3
3
. 2.59
123,17( )
cos cos16 39'
o
m z
d mm

= = =
4
4
. 2.126
263,04( )
cos cos16 39'
o
m z
d mm

= = =
- Đường kính vòng đỉnh
3 3 2. 123,17 2.2 127,17( )
a
d d m mm
= + = + =
4 4 2. 263,04 2.2 267,04( )
a
d d m mm
= + = + =
- Đường kính vòng lăn 3
3
2
2. 2.193
122,53( )
1 2,15 1
w
w
a
d mm
u
= = =
+ +
4 3 2
. 122,53.2,15 263,43( )
w w
d d u mm
= = =
- Chiều rộng vành răng =
3
74( )
w
b mm
=
4
68( )
w
b mm
- Vận tốc vòng v3=1,52 (m/s)

32. 32
- Đường kính vòng cơ sở db3 = d3.cos20o
= 123,17.cos20o
= 115,74(mm)
db4 = d4.cos20o
= 263,04.cos20o
= 247,17 (mm)
-Đường kính vòng chân df3 = d3 - 2,5.m = 123,17- 2,5.2 = 118,17(mm)
df4 = d4 - 2,5.m = 263,04- 2,5.2 = 258,04(mm)
2.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh
*Các thông số :
PI = 10,44(KW) nI = 1458 (v/phút). 𝑢1 = 6,28
2.1. Chọn vật liệu
Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ
truyền bánh răng nói riêng.
thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu
nhóm I có độ rắn HB  350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có
thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn
tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.
Muốn tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ
rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: HB1 ≥ HB2 +
(10÷15)HB.
Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng 2.2.1:
Bảng 2.2.1.Vật liệu 2 cấp bánh răng cấp nhanh

33. 33
Loại
bánh
răng
Loại
thép
Nhiệt luyện
thép
Độ rắn Giới hạn
bền
b
 (MPa)
Giới hạn
chảy
ch
 ( MPa)
Kích thước
S,mm,không
lớn hơn
Nhỏ 45 Tôi
cảithiện
HB
192…240
750 450 100
Lớn 45 Tôi
cảithiện
HB
192…240
750 450 100
2.2Xác định ứng suất cho phép
Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép  
H
 và ứng suất uốn cho phép 
F
 được
xác định như sau:
2.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
- Chọn độ rắn bánh chủ động: HB1=202
- Chọn độ rắn bánh bị động : HB2 = 192
- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: 1,1
=
H
S (Tra bảng 6.2[1])
- Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim
0
= 2.HB + 70 (MPa)
(Tra bảng 6.2[1])
Theo công thức (6.1_Tr91-[1]):
[σH] =
σHlim
0
SH
. ZR. Zv. KxH. KHL (MPa)
Trong đó:
+ σHlim
0
: Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.
+ SH:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
+ ZR:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
+ Zv:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ KxH:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1
+ KHL: Hệ số xét đến tuổi thọ tính theo công thức (6.3_Tr93-[1]):.
=> 0
= H
H
m
HL
HE
N
K
N
Trong đó: mH = 6 (Khi HB  350)
=> KHL = 0
6
H
HE
N
N

34. 34
NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc tính theo công thức
(6.5_Tr93-[1]):
NH0 = 30. 2,4
HB
H với HHB – độ rắn Brinen
NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương tính theo công thức (6.6_Tr93-
[1]):
NHE = 60.c.n.t
*Với: c, n, t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong
một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.
Với: . (2 / 3.24).(0,7.365).7 28616( );
i
t nt h
 = = =
• Với bánh răng nhỏ (bánh 1)
+NHO1 = 30. 2022,4
= 10232094,47
+NHE1 = 60.1.1458.28616 = 2503327680
(Bánh 1 quay với nI = 1458 (v/ph))
“Bắt đầu từ NH01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy
khi tính ra được NHE1>NHO1 , lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1 ”
+ σHlim1
0
= 2.202 + 70 = 474 (MPa)
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ:
0
lim1
1 1
474
[ ] .( . . ). .1.1 430,90( )
1,1
H
H R v xH HL
H
Z Z Z K MPa
S

 = = =
• Với bánh răng lớn (bánh 2)
+ 2,4 2,4
2 2
30. 30.192 9058247,934
HO HB
N H
+ 2 2
60. . . 60.1.236,46.28616 405992361,6
HE
N c n t
(Bánh 2 quay với nII = 236,46 (v/ph)
“Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là 1 đường thẳng song song trục
hoành tức là trên khoảng cách này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi vì vậy
khi tính ra được NHE2 > NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính , Do đó: KHL2 = 1 ”
+ σHlim2
0
= 2.192 + 70 = 454 (MPa)
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:
0
lim2
2 2
454
[ ] .( . . ) .1.1 412,72( )
1,1
H
H R v xH HL
H
Z Z Z K MPa
S

 = = =
Ta chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng.Vì do các răng ăn khớp liên tục,khi một cặp răng ra khỏi khớp thì các
cặp răng khác vẫn đang ăn khớp nên bộ truyền bánh răng nghiêng làm việc êm
hơn bánh răng thẳng. Do luôn có nhiều răng đồng thời tham gia ăn khớp tại mỗi
thời điểm nên bộ truyền bánh răng nghiêng chịu tải tốt hơn bánh răng trụ răng
thẳng có cùng kích thước và bước răng.

35. 35
 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng là :
[σH] =
[σH1] + [σH2]
2
=
430,90 + 412,72
2
= 421,81(MPa)
Với∶ [σH]min = [σH2] = 412,72 (MPa)
   min
1,25
 
H H
  (Bánh răng trụ)(công thức 6.12)[1]
     
2
min
1,25 1,25 1,25.412,72 515,9( )
H H H MPA
  
  = = =
Chọn  
H
 = 515,9 thỏa mãn điều kiện.
Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
H sb
 =421,81(Mpa)
2.2.2. Xác định ứng suất uốn cho phép
Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (6.1)[1]
 
0
lim
. . . . .
= F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S

 .
Trong đó:
+
0
lim
F
 : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Tra bảng 6.2[1] 0
lim
F
 =1,8HB
+ Hệ số an toàn khi tính về uốn: F
S =1,75
+ YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
+ Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
+ KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ: YR.Ys.KxF = 1.
+ KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1. (Bộ truyền quay 1 chiều)
+ KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, được xác định như sau:
= F
FO
m
FL
FE
N
K
N
với 6
=
F
m khi độ rắn mặt răng HB  350
Trong đó:
- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO = NFO1= NFO2= 4.106
(Mpa) đối với tất cả các loại thép.
- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, khi bộ truyền chịu tải trọng
tĩnh: NFE = NHE = N =60.c.n.tƩ
• Với bánh răng nhỏ:
+ 6
1 4.10
=
FO
N
+ 1 1 2503327680
FE HE
N N
= =

36. 36
“Bắt đầu từ 1
FO
N đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi .Vì vậy khi
tính ra được 1
FE
N > 1
FO
N ,ta lấy 1
FE
N = 1
FO
N để tính ,do đó 1 1
=
FL
K ”.
Với: σFlim1
0
= 1,8.212 = 381,6(MPa)
 Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:
0
lim1
1 1
381,6
[ ] .( . . ) . .1.1.1 218( )
1,75
F
F R S xF FC FL
F
Y Y K K K MPa
S

 = = =
• Với bánh răng lớn :
+ 6
2 4.10
=
FO
N
+ 2 2 405992361,6
FE HE
N N
= =
“Bắt đầu từ 2
FO
N đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với
trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi .Vì vậy khi
tính ra được 2
FE
N > 2
FO
N ,ta lấy 2
FE
N = 2
FO
N để tính ,do đó 2 1
=
FL
K ”.
Với : σFlim2
0
= 1,8.192 = 345,6 (MPa)
 Ứng suất uốn trên bánh lớn :
0
lim2
2 2
345,6
[ ] .( . . ) . .1.1.1 197,4( )
1,75
F
F R S xF FC FL
F
Y Y K K K MPa
S

 = = =
2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền
2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
-Vì đây là hộp đồng trục => khoảng cách trục I bằng khoảng cách trục II
hay 𝑎𝑤1
= 𝑎𝑤2
= 193 (mm).
Theo công thức 6.16 [1] ta có:
𝛹𝑏𝑑1
= 0,5. 𝛹𝑏𝑎1
(uII + 1) = 0,5 . 0,25 . (6,18 + 1) = 0,91
Chọn aw1
= 193(mm)
MàΨba =
bw
aw
nên ta có:
Chiều rộng vành răng .

37. 37
 bw = 𝛹𝑏𝑎1
. aw1 = 0,25.193 = 48,25 (mm)
2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp
a. Xác định mô đun.
Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết
kế, sau khi tính được khoảng cách trục 1
w
a có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để
tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
m = (0,010,02) . 1
w
a = (0,010,02) .193 = 1,933,86 (mm)
Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2 (mm).
b. Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x.
- Số răng: Giữa khoảng cách trục aw1
,số răng bánh răng nhỏ nhất 1
z ,số bánh răng
lớn nhất 2
z ,góc nghiêng  của răng và modul trong bộ truyền ăn khớp ngoài
liên hệ với nhau theo công thức 6.18[1]:
( )
1 1 2
w1
1
.
2.cos
+
=
m z z
a

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :
Chọn sơ bộ :
15
 =
(vì bánh răng nghiêng 8 20
 = − ).
Số răng bánh nhỏ:
1
1
1
2. .cos
.( 1)
w
a
z
m u

=
+
Với aw1
= 193(mm)
Cos = Cos15°= 0,966
m = 2
u1 = 6,28
Vậy ta có :
w1
1
1
2. .cos 2.193.cos15
25,6
.( 1) 2.(6,28 1)
o
a
z
m u

= = =
+ +
 Lấy z1 = 26 (răng).
Vậy số bánh răng lớn z2 là:
z2 = u1.z1 = 6,28.26 = 163,28(răng).
 Lấy z2 = 163(răng).

38. 38
Tổng số răng là:
zt = z1 + z2 = 26 + 163 = 189(răng).
- Vậy tỉ số truyền thực tế là :
2
1
1
163
6,2
26
t
z
u
z
= = =
-Tính lại góc nghiêng:Theo công thức 6.32 [1] (Tr.103 )
1
. 2.189
β 0,97
2. 2.193
cos t
w
m z
a
= = =
β = 14°4′. Thỏa mãn 8 1 20
 

 Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép :
1 1
1
7,2 6,28
.100% .100% 1,27% 4%
6,28
t
u u
u
− −
= = 
→ Chọn 1
w
a 193
= (mm) thỏa mãn .
Do dịch chỉnh chất lượng ăn khớp được cải thiện rất ít và bánh răng không có
yêu cầu gì thêm nên ta không chọn dịch chỉnh.
c. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
• Xác định đường kính vòng chia:
-Bánh răng nhỏ:
1
1
. 2.26
53,6(mm)
cos cos14 4'
o
m z
d

= = =
-Bánh răng lớn:
2
2
. 2.163
333,07(mm)
cos cos14 4'
o
m z
d

= = =
• Xác định đường kính vòng lăn :
-Bánh răng nhỏ:
1
1
w
w
1
2 2.193
53(mm)
1 6,28 1
t
a
d
u
= = =
+ +
-Bánh răng lớn :
2 1
w w 1
. 53.6,28 332,84( )
t
d d u mm
= = =
• Xác định đường kính chân răng :
-Bánh răng nhỏ :

39. 39
1 1 2,5. 53,6 2,5.2 48,6( )
f
d d m mm
= − = − =
-Bánh răng lớn :
2 2 2,5. 333,07 2,5.2 328,07( )
f
d d m mm
= − = − =
• Xác định đường kính đỉnh răng :
-Bánh răng nhỏ:
1 1 2. 53,6 2.2 57,6( )
a
d d m mm
= + = + =
-Bánh răng lớn:
2 2 2. 333,07 2.2 337,07( )
a
d d m mm
= + = + =
• Xác định đường kính cơ sở :
Với α là góc profin theo TCVN 1065-71 lấy α=20⁰ (bảng 6.11[1]) ,ta có :
-Bánh răng nhỏ:
( )
1 1.cos 53,6.cos20 50,36
b
d d mm

= = =
-Bánh răng lớn:
( )
2 2.cos 331,07.cos20 311,10
b
d d mm

= = =
• Góc profin răng :
20
ar ar 20 34'
cos cos14 4'
o
t o
tg tg
ctg ctg



 
 
= = =
 
 
   
• Góc ăn khớp (bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh) :
w 20 34'
t t
 
= =
2.4. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc
Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
sau:
1 1
1 1
. 2
1
2 . .( 1)
. . [ ]
. .
H t
H M H H
w t w
T K u
Z Z Z
b u d

 
+
=  (6.33)[1]
Trong đó :
- T1 : Mô men xoắn trên bánh chủ động ( T1 = 68283,71 (N.mm) )
- w
b : chiều rộng vành răng w
b = 48,25 (mm)
- w1
d : Đường kính vòng lăn bánh chủ động w1
d = 53 (mm)
- M
Z : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Trị số
của M
Z được tra trong bảng 6.5 [1] M
Z = 274(MPa )1/3
- H
Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
H
Z được tính theo công thức 6.34 [1]
2.cos
sin2
= b
H
tw
Z


Với b
 là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

40. 40
cos .
=
b t
tg tg
  
Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên :
t tw
 
= =20⁰34′
cos . cos20 34'. 14 4' 0,23
b t
tg tg tg
  
 = = =
( )
ar 0,23 12 57'
b ctg

 = =
Vậy :
2.cos12 57'
1,72
sin(2.20 34')
o
H
Z = =
-Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
+ Với 
 : là hệ số trùng khớp dọc.
w.sin 48,25.sin(14 4')
1,86
. 2.
b
m



 

= = =
Ta thấy 
 > 1 nên ta tính Z theo công thức 6.36c [1] :
1
=
Z


+ Với 
 được tính bằng công thức (6.38b) :
εα = [1,88 − 3,2. (
1
Z1
+
1
Z2
)] . cos β = [1,88 − 3,2. (
1
26
+
1
163
)] . cos 14⁰4′
= 1,68
=> 𝑍ε = √
1
εα
= √
1
1,68
= 0,77
-TínhKH:
. .
=
H H H Hv
K K K K
 
Với :
+ H
K  hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (
1,06)
H
K  =
+ H
K : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
+ H
K  là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp . H
K  được tra từ bảng 6.14 [1] .
Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng
và tra bảng 6.13 [1].
Vận tốc vòng được tính theo công thức :

41. 41
1
. .
60000
w I
d n
v

=
Ta có:
1 53( )
.53.1458
4,04( / )
60000
w
d mm
v m s

=
 = =
Từ vận tốc vòng ta tra bảng 6.13 [1] được cấp chính xác là : 8
Với cấp chính xác 8 tra bảng 6.14[1] được 1,07
H
K  =
- Hv
K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp , trị số của
Hv
K = 1,01(tra bảng phụ lục p2.3)[1]:
=> 𝐾H = KHβ. KHα. KHv = 1,06.1,07.1,01 = 1,14
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc là :
2
2.68283,71.1,14.(6,28 1)
274.1,72.0,77. 418,75( )
48,25.6,28.53
H MPa

+
= =
* Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép
    . . . (MPa)
=
H H V R xH
cx sb
Z Z K
 
Chọn 1
R
Z = (với vận tốc vòng v< 5 (m/s))
Chọn 1
=
xH
K (với đường kính vòng đỉnh 700 ( )

a
d mm
Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi
đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt 2,5 1,25
= 
a
R m
 (TCVN 2511-95). Vậy
chọn 0,1 0,1
0,85. 0,85.4,04 0,97
v
Z v
= = =
 
H cx
 = [σH]sb. ZV. ZR. KxH=421,81.1.0,97.1=409,15MPa)
Kiểm tra :
 
 
 
409,15 418,75
.100% 2,3% 4%
409,15
H H
cx
H cx
H cx
 


− −
 = = = 
Như vậy: [ ]
H cx
 < H
 nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó ta giữ nguyên kết quả tính
toàn và tính lại chiều rộng vành bánh răng.
w
b ba .aw.
2
H
H cx
σ
[ ]
 
 

 
=0,25.193.
2
418,75
409,15
 
 
 
=50,54(mm)
Chọn w
b 51(mm)
+) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc được tính lại 6.33[I] :
H = ZM.ZH.Z. 1 H 1
2
w2 1 w1
2.T .K (u +1)
b .u .d

42. 42
2
2.68283,71.1,14.(6,28 1)
274.1,72.0,77. 407,3( )
51.6,28.53
H MPa

+
= = =>  
H H CX
σ σ


'
w2
b 51(mm)
Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm
việc ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức:
' '
w1 w2
b b (5 10)(mm)
Vậy ta xác định được: '
w1
b 51 (5 10) (56 61)(mm)
 Chọn '
w1
b 57(mm)
2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn
điều kiện : 1
1 1
1 1
1
2. . . . .
[ ]
. .
= 
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
 
 
1 2
2 2
1
.
[ ]
= 
F F
F F
F
Y
Y

 
Trong đó :
1
T - momen xoắn bánh chủ động (N.mm) ( T = TI = 68283,71 N.mm )
m - mô đun pháp (mm) (m = 2)
w
b - chiều rộng vành răng (mm) 2 51( )
w
b mm
=
1
w
d - đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm) 1
53( )
w
d mm
=
1
=
Y


- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với 
 là hệ số trùng khớp
ngang :
εα = 1,68 => Yε =
1
1,68
= 0,59
Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
14 4'
1 1 0,89
140 140
Y
 
= − = − =
1
F
Y , 2
F
Y - hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào số răng
và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0 )
ZV1 =
Z1
cos3 β
=
26
cos314°4′
= 28,48

43. 43
ZV2 =
Z2
cos3 β
=
163
cos314°4′
= 178,58
Từ hệ số dạng bánh răng tra bảng 6.18 [1]
YF1 = 3,88 ; YF2
= 3,6
F
K - hệ số tải trọng khi tính về uốn
. .
=
F F F Fv
K K K K
 
-Với : F
K  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn .Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 3 với Ѱbd = 0,91 → 1,14
F
K  =
-Với : F
K  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn.
Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc vòng v = 4,04( m/s )→ 1,25
F
K  =
-Với : Fv
K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :
2 1
1
. .
1
2. . .
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K
 
= +
Ta có:
1
1
0
. . .
=
w
F F
t
a
v g v
u

Với F
 : được tra bảng 6.15 [1] 0,006
F
 =
0
g : được tra bảng 6.16 [1] 0 56
g =
4,04(m/ s)
v =
193
0,006.56.4,04. 7,52
6,28
F
v
 = =
1
2
1
. . 7,52.51.53
1 1 1,10
2. . . 2.68283,71.1,14.1,25
. . 1,14.1,25.1,10 1,56
F w w
Fv
F F
F F F Fv
v b d
K
T K K
K K K K
 
 
 = + = + =
 = = =
=>Ứng suất uốn là :
1
1
1
2
2 1
1
1
2
2. . . . . 2.68283,71.1,56.0,59.0,89.3,88
. . 51.53.2
80,29( )
3,6
. 80,29. 74,4( )
3,88
F F
F
w w
F
F F
F
T K Y Y Y
b d m
MPa
Y
MPa
Y
 

 
 = =
=
 = = =
Xác định chính xác ứng xuất uốn cho phép :

44. 44
   . . .
=
F F R S xF
cx
Y Y K
 
Trong đó :
- R
Y :Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng với cấp chính xác 9
chọn R
Y =1.
- S
Y :Hệ số xét đến độ nhảy của vật liêu đối với tập trung ứng suất ,được xác định
theo công thức :
1,08 0,0695ln( ) 1,08 0,0695ln2 1,03( ).
= − = − =
s
Y m mm
- xF
K : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với đường
kính vòng đỉnh ( )
400

a
d mm chọn 1
=
xF
K
Ứng suất uốn cho phép được xác định ở mục 2.2.2 :
  ( )
  ( )
1
2
218
197,4
F
F
MPa
MPa


 =


=



  ( )
    ( )
1 1
2 2
. . . 218.1.1,03.1 224,54
. . . 197,4.1.1,03.1 202,32
F F R S xF
cx
F F R S xF
cx
Y Y K MPa
Y Y K MPa
 
 
  = = =
 

= = =


Ta thấy:
1 1
2 2
80,29( ) [ ] 243,66( )
74,4( ) [ ] 227,77( )
F F cx
F F cx
MPa MPa
MPa MPa
 
 
=  =
=  =
So sánh ứng suất uốn xuất hiện trên răng đều thỏa mãn.
Vậy các thông số đó chọn đảm bảo độ bền uốn.
2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , … ). Hệ số quá
tải : 1,67
qt bd
K K
= =
Để tránh biến dạng dư hoặc gây gãy giòn lớp bề mặt , Ứng suất tiếp xúc cực đại
max
H
 không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức 6.48[1]:
 
max
max
.
= 
H H qt H
K
  
Ta có :
( )
407,3
H MPa
 =

45. 45
Vậy ta xác định được :
 
max
max
407,3. 1,67 526,34
H H
 
= =  =2,8. 2,8.450 1260
ch
 = = (Mpa)
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ,ứng suất uốn cực
đại max
F
 tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép :
 
max
max
.
= 
F F qt F
K
  
Trong đó :
( )
( )
1
2
80,29
74,4
F
F
MPa
MPa


=



=


Ta lại có :
max
[ ] 0,8
F ch
 
=
Ta lại có :
 Bánh răng nhỏ :  ( )
1 0,8.450 360
F MPa
 = = (6.14)[1]
 Bánh răng lớn :   ( )
2 0,8.450 360
F MPa
 = =
Vậy xác định được :
( )  
( )  
max
1 1 1 max
max
4 4 2 max
. 80,29. 1,67 103,75
. 74,4. 1,67 96,14
F F qt F
F F qt F
K MPa
K MPa
  
  
 = = = 


= = = 


Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt
lượn chân răng.
2.7. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Bảng 2.2.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh.
STT Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Khoảng cách trục 1
w
a 193 mm
2 Mô đun pháp m 2 mm
3 Góc nghiêng răng  14 4'
 Độ

46. 46
4 Số răng
1
Z
2
Z
26
163
răng
5 Góc profin gốc  20 Độ
6 Đường kính vòng chia
1
d
2
d
53,6
333,07
mm
mm
7 Đường kính vòng đỉnh
1
a
d
2
a
d
57,6
337,07
mm
mm
8 Đường kính vòng lăn
1
w
d
2
w
d
53
332,84
mm
mm
9 Tỷ số truyền 1
t
u 6,2
10 Chiều rộng vành răng
1
w
b
2
w
b
57
51
mm
mm
11 Vận tốc vòng v 4,04 m/s
12 Đường kính vòng cơ sở
db1
db2
50,36
312,98
mm
mm
13 Đường kính vòng chân df1 48,6 mm

47. 47
df2 328,07 mm
2.4. Điều kiện bôi trơn
Với hộp giảm tốc bôi trơn trong dầu, các bánh răng (bánh vít) lớn (hay bánh
bị dẫn) được ngâm trong dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra các bánh
lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn
nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 5 đến 10 mm).

48. 48
Chế độ bôi trơn trong hộp giảm tốc được lựa chọn theo vận tốc vòng.
Ta có vận tốc vòng của bánh 2 và bánh 4 như sau:
w1 1
2 3 3
. . .53.1458
4,04( / )
60.10 60.10
d n
v m s
w3 2
4 3 3
. . .122,53.236,46
1,51( / )
60.10 60.10
d n
v m s
Gọi X là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục.chiều sâu ngâm dầu tối
thiểu của bánh răng được lấy như sau:
2.4.1. Cặp bánh răng cấp nhanh.
- Chiều cao răng: h1 = h2 = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm)
- Chiều sâu ngâm dầu:
lm= (0,752).h = (0,752).4,5 = 3,375 9 (mm)
Chiều sâu ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 (mm)
 Lấy l2min = 10 (mm)
- Mức dầu tối thiểu:
X2min= 2 337,07
2
10 158,53( )
2min
2
a
d
l mm
− = − =
- Mức dầu tối đa: : vì v = 4,04 (m/s) >1,5 nên
X2max= 2 337,07
2
20 148,53( )
2max
2
a
d
l mm
− = − =
2.4.2.Cặp bánh răng cấp chậm:
- Chiều cao răng:
h3= h4= 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm)
- Chiều sâu ngâm dầu:
l4= (0,752).h = 3,3759 (mm)
 Ta lấy l4min=10 (mm)
- Mức dầu tối thiểu:

49. 49
X4min= 4
( )
4min
267,04
10 123,52
2
2
l mm
da
− = − =
- Mức dầu tối đa: 1,56( / ) 1,5( / )
v m s m s
= 
=> Do đó không đảm bảo điều kiện bôi trơn .
 Như vậy hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp sẽ được chia thành 2 ngăn để thoả
mãn điều kiện bôi trơn
3.Kiểm tra các điều kiện chạm trục:
Do là Hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra chạm trục.
PHẦN III. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1. Tính thiết kế trục
3.1.1. Chọn vật liệu
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện,
450
ch MPa
 = , ứng suất xoắn cho phép  = 15 30 Mpa
3.1.2. Tải trọng tác dụng lên trục

50. 50
x
I
x
II
x
IV
III
4 3
2
1
Fr2
Fr1
Ft1 Ft2
Fa1
Fa2
Ft
Ft4 Ft3
Fa3
Fr4
Fa4
Fr3

51. 51
Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực chọn chiều nghiêng
Do bộ truyền dẫn động đã cho là xích tải nên chiều quay của trục III được chọn
như hình vẽ.
Chiều các trục còn lại được chọn sao cho chiều nghiêng các bộ truyền hợp lý
nhất.
Nhận xét về chiều nghiêng của cặp bánh răng trên trục 2 ta có : 2
a
F và 3
a
F ngược
chiều nhau.
2 3
aII a a
F F F
  = −
là nhỏ nhất.
=>chiều nghiêng ta chọn là hợp lý.
1.Chọn vật liệu:
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hoá,
Chọn trục I, II, III có ch= 450 (MPa), b
 = 750 (MPa), ứng suất xoắn
cho phép  = 15 30 Mpa
2.Tải trọng tác dụng lên trục.
* Lực hướng tâm do khớp nối gây ra.
Fkn= ( 0,2÷0,3 ).Ft
Với Ft là lực vòng trên khớp nối.
1
0
2.
t
T
F
D
=
trong đó 0
D : đường kính vòng tròn đi qua tâm chốt của nối trục vòng đàn hồi. tra
bảng 16.10a[2] kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi với 1 68283 ( )
,71
T N
=
=> 0
D = 71 (mm)
1
0
2. 2.68283,71
1923,48
71
t
T
F
D
= = = (N)
=> ( )
0,2 0, 1
3 . 923,48
kn
F =  = 384,69÷577,04 (N)
Chọn Fkn = 550 (N)

52. 52
+ Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh.
a. Bộ truyền cấp nhanh
Lực vòng:
1
1
2.68283,17
2576,72( )
53
2
t
I
W
F N
T
d
2
2
2.408045,83
2451,90( )
332,84
2
t
II
W
F N
T
d
Lực hướng tâm:
0
1 1
1
20 34'
2576,72 996,70( )
os cos14 4'
t
r t
tg tg
F F N
c
0
2 2
1
20 34'
2451,90 948,42( )
os cos14 4'
t
r t
tg tg
F F N
c
1 ( )
cos 1
=
tw
tg
arctg



=
20
( ) 20 34'
cos14 4'
tg
arctg
Lực dọc trục:
0
1 1 1
. 2576,72. 14 645, 3
' 6
4
a t
F F tg tg (N)
2 1
2 2451,90. 14 4' 614,35( )
a t
F F tg tg N
a. Bộ truyền cấp chậm
Lực vòng:
Ft3=
3
2.408045,83
2
6660,34( )
122,53
II
T
N
dw
4
4
2.837002,23
6354,64( )
263,43
2
t
III
W
F N
T
d
Lực hướng tâm:
0
3 3 0
2
20 8'
6660,34 2548,58( )
os cos16 39'
t
r t
tg tg
F F N
c

53. 53
0
4 4 0
2
20 8'
6354,64 2431,61( )
os cos16 39'
t
r t
tg tg
F F N
c
Lực dọc trục:
0
2
3 3 16 39'
6660,34. 1991,86( )
a t
F F tg tg N
0
4 2
4 16 39'
6354,64. 1900,44( )
a t
F F tg tg N
c. Lực tác dụng từ bộ truyền xích
Lực hướng tâm :
5887,49( )
r
F N
(Đã tính ở Phần II – A, Thiết kế bộ truyền xich).
3.1.3. Tính sơ bộ trục
- Đường kính trục được xác định theo mômen xoắn theo công thức:
di=
 
3
0,2
i
T

Trong đó:
Ti: mômen xoắn trên trục i (Nmm)
: ứng suất xoắn cho phép  = 15  30 (MPa)
 chọn = 15 (MPa) cho trục 1
= 20 (MPa) cho trục 2
= 30 (MPa)cho trục 3
Có T1= 68283,71(N.mm);
T2= 408045,83(N.mm);
T3=837002,23 (N.mm) ;

68283,71
3 28,33( )
0,2.
1 15
d mm
408045,83
3 46,7( )
0,2
2 .20
d mm

54. 54
837002,23
3 51,8( )
0,2
3 .30
d mm
Theo bảng P 1.7 kích thước của động cơ 4A132M4Y3, ta có đường kính trục
động cơ D = 38 (mm)
Vì trục 1 nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta có : 1
0,8. 1,2.
D d D
 
1
30,4 45,6
d
Vậy ta chọn sơ bộ :
d1= 35 (mm)
d2= 50 (mm)
d3= 55 (mm)
Theo bảng 10.2. [ 1 ] từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn
bo
Bảng 3.1: bảng gần đúng chiều rộng ổ lăn
d (mm) 35 50 55
bo (mm) 21 27 29
Ta thấy sơ đồ đặt lực và chọn chiều như hình vẽ là hợp lý
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng trụ : k
mki d
l ).
5
,
1
2
,
1
( 
= ( chiều dài mayơ
của chi tiết quay thứ i của trục thứ k ).
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ: mki k
l (1,2 1,5).d
= 
lm13 = ( 1,2÷1,5 ).d1 = ( 1,2÷1,5 ).35 =( 42÷52,5 ) mm.
Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng
(bw1 = 57)
=> ta chọn lm13 =63 (mm.)
lm22 = ( 1,2÷1,5 ).d2 = ( 1,2÷1,5 ).50 = (60÷75 ) mm.
Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng
(bw2 = 51)

55. 55
=> ta chọn lm22 =57 (mm).
lm23 = ( 1,2÷1,5 ).d2 = ( 1,2÷1,5 ).50
= (60÷75 ) mm.
Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng
(bw3 = 74)
=> ta chọn lm23 =80 mm.
lm32= ( 1,2÷1,5 ).d3 = ( 1,2÷1,5 ).55= (66÷82,5) mm.
Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng
(bw4 =68)
=> ta chọn lm32 =74 mm.
- Chiều dài mayơ bánh xích:
lm33 = ( 1,2÷1,5 ).d3 = ( 1,2÷1,5 ).55= (66÷82,5) mm.
=> Chọn lm33 = 70 (mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
lm12 = ( 1,4÷2,5 ).d1 = ( 1,2÷1,5 ).35 =( 42÷52,5 ) mm. => Chọn lm12 = 45 mm.
- Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục:
Tra bảng 10.3[1] ta được:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay:
k1 = ( 8÷15 ). Chọn k1 = 10 mm.
+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :
k2 = ( 5÷15 ). Chọn k2 = 10 mm.
+Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:
k3 = ( 10÷20 ). Chọn k3 = 15 mm.
+ Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông:
hn= ( 15÷20 ). Chọn hn = 15 mm.

56. 56
.Tính các khoảng cách trên trục.
HÌNH 10.9 :SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH ĐỐI VỚI HỘP GIẢM TỐC
BÁNH RĂNG ĐỒNG TRỤC
Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục
-Khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ngoài hộp giảm tốc:

57. 57
lcki = 0,5.( lmki + bo ) + k3 + hn
=> lc12 = 0,5.( lm12 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5.(45 +21 ) + 15 + 15 = 63 (mm)
=> lc33 = 0,5.( lm33 + bo3 ) + k3 + hn = 0,5.( 70 +29) + 15 + 15 = 79,5 (mm)
- Trục I:
+ l12 = lc12 = 63 (mm)
+ l13 = 0,5.( lm13 + bo1) + k1 + k2 = 0,5.( 63 + 21) + 10 + 10 = 62 (mm).
+ l11 = 2l13 = 2.62= 124 (mm).
- Trục II:
+ l22 = l13 = 62 mm
+ l23 = l11 + l32 + k1 + bo2 = 124 + 74,5 + 10 + 27= 235,5 (mm)
+ l21 = l23 + l32 = 235,5 + 74,5=310 (mm).
- Trục III:
+ l32 = 0,5.( lm32 + boIII) + k1 + k2 = 0,5.( 80 +29) + 10 + 10 = 74,5(mm).
+ l31 =2.l32 = 2.74,5= 149 (mm)
+ l33 = l31 + lc33 = 149 + 79,5= 228,5 (mm)
2.5.1. Tính trục I.
Sơ đồ lực tác dụng lên trục I:
Fkn
A B Fr1
FyD
l13=62
l11=124
Fa1
C
FxB
l12=63
D
FyB
Ft1
FxD
T

58. 58
* Tính các lực và momen:
+ w1
1 1
53
. 645,63. 17109,19
2 2
a a
d
M F
= = = (N)
+ 1
1 1
53
. 2576,72. 68283,08
2 2
w
t t
d
M F
= = = (N)
- Theo phương X:
+ MXB= 0  Ft1.l13-FXD.l11 -Fkn.l12= 0
=>
1
1 3
1
1 12 2576,72.62
. . 550.63
1567,79
124
t kn
XD
F l F l
F
l
+ +
= =
−
= (N)
+ F(X)= 0 FXB + Ft1 + FxD + Fkn =0
=> FXB = Ft1 – FXD - Fkn = 2576,72 -1567,79-550 = 458,93 (N)
- Theo phương Y :
+ MB= 0  Fr1. l13 – Ma1 – FYD. l11 = 0
=> 1 13 1
11
996,70.62 171
. – 09,19
360,37
124
r a
YD
F l M
F
l
−
=
= = (N)
+ F(Y)= 0  FYB + Fr1 - FYD =0
=> FYB = -Fr1 + FYD = -996,70 + 360,37 = -636,33(N)
=> YB
F ngược chiều giả thiết.

59. 59
Hình 1: Biểu đồ momen và kích thước sơ bộ trục I
(N.mm)
C
(N.mm)
34100
FyD
50
Ma1
B
(N.mm)
FxD
A
100
FyB
39452,46
Fr1
FyD
97202,98
56
Fr1
Fa1
D
C
Fkn
FxB
T
B
D
Fkn
Ft1
Mx
FxB
My
FxD
Mt1
A
Ø25
Ø25
Mz
Ø30
17109,19
Ft1
68283,71
22342,94
FyB
Ø20
T

60. 60
* Xác định đường kính trục :
3
0,1.[ ]
td
A
M
d

=
Trong đó :
+ [σ] là ứng suất cho phép.
Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb = 750 (Mpa)
+ Với trục I có 1
D =35=>[σ] = 63(Mpa)
+ Mtđ là momen tương đương tại tiết diện đang tính
2 2 2
0,75
td x y
M M M T
= + +
Tại tiết diện A:
2 2 2
0 0 0,75.68283,71 59135,42
td
M = + + = (N.mm)
=> 3
59135,42
21,44
0,1.63
A
d = = (mm)
Do tại A có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền
cứng:
=> dA
’
= 21,44 + 0,04.21,44 = 22,29 (mm)
Tại tiết diện B :
2 2 2
34100 0 0,75.68283,71 68262,79
td
M = + + = (N.mm)
=> 3
68262,79
22,12
0,1.63
B
d = = (mm)
Tại tiết diện C.
+ Tiết diện bên trái điểm C:
2 2 2
97202,98 39452,46 0,75.68283,71 104904,56
td
M = + + = (N.mm)
+ Tiết diện bên phải điểm C:
2 2 2
97202,98 22343,27 0,75.68283,71 99738,11
td
M = + + = (N.mm)
Ta thấy Mtđ tại tiết diện bên trái điểm C có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này
để tính đường kính trục.

61. 61
=> 3
104904,56
25,5
0,1.63
C
d = = (mm)
Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền
cứng:
25,5 0,04.25,5 26,52
C
d = + =
Tại tiết diện D :
Mtd = 0 (N.mm)
=> dD = 0 (mm)
Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu
chuẩn.
=> Chọn:
+ Đường kính đoạn trục lắp bánh đai tại A :Chọn dA=20 (mm)
+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại B & D: dB = dD =25 (mm)
+Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại C: dC =30 (mm)
* Xét điều kiện chế tạo bánh răng liền trục tại tiết diện C:
Đối với bánh răng trụ, điều kiện chế tạo bánh răng liền trục là X ≤ 2,5.m
Với dc = 28 tra bảng 9.1a[1] ta có t2 = 2,8
( t2 là chiều sâu rãnh then trên lỗ, (mm)).
=> 1
2
48,6 28
2,8 7,5
2 2
f C
d d
X t
− −
= − = − = > 2,5.m =2,5.2 = 5
=> bánh răng trên trục I không chế tạo liền trục.
x
d
f1
d
13
t
2

62. 62
2.5.2. Tính trục II.
Sơ đồ lực tác dụng lên trục II.
HÌNH 1.
* Tính các lực và momen:
+ w2
2 2
332,84
. 614,35. 102240,12
2 2
a a
d
M F
= = = (N)
+ w3
3 3
122,53
. 1991,86. 122031,30
2 2
a a
d
M F
= = = (N)
- Theo phương X:
FyA
l22=62
l21=310
l23=235,5
C
D
Ft3
Fa2
Ft2
FxD
B
FxA
Fr3
Fa3
A
Fr2
FyD

63. 63
+ MXA= 0  Ft2.AB– Ft3. AC+ FXD.AD= 0
=> 3 2
. . 6660,34.235,5 2451,90.62
4569,34
310
t t
XD
F
A
F
AC F AB
D
− −
=
= = (N)
+ F(X) = 0  - FXA+ Ft2 – Ft3 + FXD =0
=> FXA = - Ft3 + Ft2 + FXD = -6660,34 + 2451,90 + 4569,34 = 360,9 (N)
- Theo phương Y :
+ MA= 0  Fr2. AB + Ma2 + Fr3.AC - Ma3 – FyD.AD= 0
=> 2 3 2 3
. .
r r a a
YD
F AB F AC M M
F
AD
+ + −
=
102240
948,4 ,12
2.62 2548,58.235,5 122031,30
2061,94
310
+ + −
= = (N)
+ F(Y)= 0  FYA – Fr2– Fr3 + FYD = 0
=> FYA = Fr2+ Fr3– YD = 948,42 + 2548,58 – 2061,94 = 1435,06 (N)

64. 64
Sơ đồ tính lực và biểu diễn momen khi tính chính xác trục II.
Hình 2: biểu đồ momen và kích thước sơ bộ trục II
Fr3
FyD
Ft2
Fr2
Ø40
Ø45
62
A
235,5
B
310
C
FxA
Ø40
Fa3
Fa2
FyA
Ø52
D
Ft3
FxD
(N.mm)
Mx
(N.mm)
408045,83
My
153614,53
275645,83
191213,84
88973,72
340415,83
22375,8
(N.mm)
Mz

65. 65
* Xác định đường kính trục :
3
]
.[
1
,
0 
tđđ
j
M
d = Trong đó :
+ dj là đường kính trục tại tiết diện j
+ [σ] là ứng suất cho phép.
Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb = 750, 2
D =50 => [σ] = 50 (Mpa)
+ Mtđj là momen tương đương tại tiết diện j
2
2
2
75
,
0 j
yj
xj
tdj T
M
M
M +
+
=
Tại tiết diện A :
Mtd = 0 (N.mm)
=> dA = 0 (mm)
Tại tiết diện B:
+ Tiết diện bên trái điểm B :
2 2 2
22375,8 88973,72 0,75.0 91744,20
td
M = + + = (N.mm)
+ Tiết diện bên phải điểm B:
2 2 2
22375,8 191213,84 0,75.408045,83 402417,02
td
M = + + = (N.mm)
Ta thấy Mtđ tại tiết biện bên phải diểm B có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị
này để tính đường kính trục.
=> 3
402417,02
43,17
0,1.50
B
d = = (mm)
Do tại B có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền
cứng:
=> dB
’
= 43,17 + 0,04.43,17= 44,89(mm)
Tại tiết diện C :
+ Tiết diên bên trái điểm C :
2 2 2
340415,83 275645,83 0,75.408045,83 562796,24
td
M = + + = (N.mm)

66. 66
+ Tiết diện bên phải điểm C:
2 2 2
340415,83 153614,53 0,75.0 373470,69
td
M = + + = (N.mm)
Ta thấy Mtđ tại tiết biện bên trái diểm C có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này
để tính đường kính trục.
=> 3
562796,24
48,28
0,1.50
C
d = = (mm)
Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền
cứng:
=> dC
’
= 48,28+ 0,04. 48,28 = 50,21 (mm)
Tại tiết diện D :
Mtd = 0 (N.mm)
=> dD = 0 (mm)
Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu
chuẩn.
=> Chọn:
+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại A và D: dA = dD = 40 (mm)
+ Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại B: dB = 45 (mm)
+ Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại C: dC = 52 (mm)

67. 67
2.5.3. Tính trục III.
Sơ đồ lực tác dụng lên trục III.
Hình III: sơ đồ hóa trục III.
* Tính các lực và momen:
+ w4
4 4
263,43
. 1900,44. 250316,45
2 2
a a
d
M F
= = = (N)
+ Fx=5887,49
C
FxC
149
74,5
D
FyC
228,5
A
Ft4
Fr4
B
FxA
Fa4
FyA
Fx

68. 68
- Theo phương X:
+ MA= 0  Ft4.AB+FXC.AC= 0
=> 4. 6354.74,5
3177
149
X
t
C
F
F
AB
AC
=
− −
= = − (N)
+ F(X)= 0 Ft4 + FXA + FXC =0
=>FXA = -Ft4 - FXC = -6354 – (-3177) =-3177 (N)
=> chiều Fxc,Fxa là chiều ngược lại.
- Theo phương Y :
+ MA= 0  FYC.149 + Fr4 .74,5 - Fx.228,5 + Ma4 = 0
=>
4 4.AB Fx.ad 2431,61.74,5 5887,49.228,5
6133
250316,45
,02
149
C
a r
M F
Fy
AC
− − + +
=
− −
= =
(N)
+ F(Y)= 0  -FYA+ Fr4+ FYC -Fx=0
=> FYA = Fr4 + FYC -Fx = 2431,61 +6133,02 – 5887,49= 2677,9 (N)

69. 69
- Sơ đồ tính lực và biểu diễn momen khi tính chính xác trục III.
Hình 3 : Biểu đồ momen và tính toán sơ bộ trục III
* Xác định đường kính trục :
3
]
.[
1
,
0 
tđđ
j
M
d =
Trong đó :
+ dj là đường kính trục tại tiết diện j
+ [σ] là ứng suất cho phép.
Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb =750 (Mpa)
có 3
D =55 =>[σ] = 50 (Mpa)
+ Mtđj là momen tương đương tại tiết diện j
149
Fx
200574,71
468055,45
250316,45
228,5
Fx
74,5
49741,74
FxA
Fa4
B
A
FyA
Fr4
FyC
FxC
Ft4
D
C
FyA
Fr4
Ø60
Ø50
Ø55
Ø55
FyC
FxC
FxA
236686,5
Ft4
D
C
B
A
(N.mm)
Mz
(N.mm)
Mx
(N.mm)
My
837002,23
Fa4

70. 70
2
2
2
75
,
0 j
yj
xj
tdj T
M
M
M +
+
=
Tại tiết diện A :
0
0
.
75
,
0
0
0 2
2
2
=
+
+
=
td
M (N.mm)
=> dA = 0 (mm)
Tại tiết diện B :
+ Tiết diện bên trái điểm B :
2 2 2
236734,18 200574,71 0,75.837002,23 788481,34
td
M = + + = (N.mm)
Ta thấy Mtđ tại tiết diện bên trái điểm B có giá trị lớn hơn => dùng giá trị này để
tính đường kính trục
=> 3
788481,34
54,02
0,1.50
B
d = = (mm)
Do tại B có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền
cứng:
=> dB
’
= 54,02+ 0,04.54,02= 56,18 (mm)
Tại tiết diện C :
2 2 2
0 468055,45 0,75.837002,23 862847,29
td
M = + + = (N.mm)
=> 3
862847,29
55,6
0,1.50
C
d = = (mm)
Tại tiết diện D :
2 2 2
0 0 0,75.837002,23 724865,19
td
M = + + = (N.mm)
=> 3
724865,19
52,53
0,1.50
D
d = = (mm)
Do tại D có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền
cứng:
=> dD
’
=52,53 + 0,04.52,53 = 54,63 (mm)
Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu
chuẩn.
=> Chọn:

71. 71
+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại A và C: dA = dC =55 (mm)
+ Đường kính đoạn trục lắp khớp nối tại D: dD = 50 (mm)
+ Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại B: dB = 60 (mm)
3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Khi xác định đường kính trục ta chưa xét đến các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền
mỏi của trục như đặc tính thay đồi của chu kì ứng suất, sự tập chung ứng suất,
yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm
trục về độ bền mỏi.
Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các
tiết tiện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
]
[
.
2
2
s
s
s
s
s
s
j
j
j
j
j 
+
=




Trong đó:
+ [s] : hệ số an toàn ([s] = 1,5÷2,5 )
+ sσj và sτj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét
riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:
mj
aj
dj
j
K
s







.
.
1
+
= −
mj
aj
dj
j
K
s







.
.
1
+
= −
Với:
1
−
 và 1
−
 : giới hạn mỏi uốn và xoắn uốn ứng với số chu kì đối xứng
( )
1 0,436.75
0,436. 0 327
b Mpa
 
− =
= =
( )
1 -1 0,58.327
0,58. 189,66 Mpa
 
− =
= =
+ ,
 
  :tra bảng 10.7[1], với 750
 = => 0,1

 = ; 0,05

 = .

72. 72
aj, mj, aj, mj: biên độ và hệ số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
tại tiết diện j
Với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:
mj = 0
aj = maxj =
j
j
W
M
( Mj = 2
2
yj
xj M
M + )
Wj là momen cản uốn tại tiết diện j của trục.
Trục quay 1 chiều => ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:
maxj
0
2 2
mj j
j
a
j
T
W
t t

=
= =
W0j là momen cản xoắn tại tiết diện j của trục
+ ψσ và ψτ : hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra
bảng 10.7[1]
+ Kdj và K dj : các hệ số được xác định theo công thức:
1
1 .
dj x
Y
K
K K
K




 
= + −
 
 
;
1
1 .
dj x
Y
K
K K
K




 
= + −
 
 
Trong đó:
+ Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phu thuộc vào phương
pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. (Tra bảng 10.8[1] )=> X
K =1,10
+ Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền, cơ tính
vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền => Ky = 1.
+ εσ và ετ là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến
giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1]
+ Kσ , Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng
của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập chung ứng suất. Tra bảng 10.12[1]

73. 73
3.1. Tính kiểm nghiệm trục I:
Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63
=> Kx = 1,09
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện
C.
Tiết diện tại C:
Tại C trục có d = 30 (mm) Tra bảng 9.1b[1] ta có: b = 10(mm), t1 = 5 (mm)
Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0:
TRỤC CÓ MỘT RÃNH THEN
2
3 3 2
1 1
( ) .30 10.5.(30 5)
2129,88
32 2 32 2.30
j
C
C
j
bt d t
d
W
d
 
− −
= − = − =
3 2 3 2
1 1
0
. .( ) .30 10.5.(30 5)
4780,60
16 2 16 2.30
C C
C
C
d bt d t
W
d
 
− −
= − = − =
Momen uốn tổng:
2 2 2 2
97202,98 39452,46 104904,31
C xC yC
M M M
= + = + = ( N.mm )
=> Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C
mC = 0
max
104904,31
49,25
2129,88
C
aC C
C
M
W
 
= = = =
mC = aC = maxC
0
68283,71
7,14
2 2 2.4780,60
C
C
T
W

= = =
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi εσ, ετ
Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có:
εσ =0,88, ετ = 0,81

74. 74
Tra trong bảng 10.12 với dao phay ngón => 1,94; 1,795
K K
 
= =
=>
1,94 1,795
2,20; 2,21
0,88 0,81
K K
 
 
 
= = = =
-Mặt khác ta có tỉ số



K
;



K
do lắp có độ dôi tại tiết diện C:
Tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 ta có:
2,345
K


= ; 1,805
K


=
-Lấy với giá trị lớn hơn =>
2,345; 2,21
K K
 
 
 
= =
=> Các hệ số:
1
2,345 1,09 1
2,435
1
x
dC
y
K
K
K
K




+ −
+ −
= = =
1
2,21 1,09 1
2,3
1
x
dC
y
K
K
K
K




+ −
+ −
= = =
Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ.
Tra bảng 10.7[1] ta có:
ψσ = 0,1 ; ψτ= 0,05
=> Hệ số an toàn riêng của trục:
1 327
2,72
. . 2,435.49,25 0,1.0
C
dC aC mC
s
K

 

  
−
= = =
+ +
1 189,66
11,3
. . 2,3.7,14 0,05.7,14
C
dC aj mC
s
K

 

  
−
= = =
+ +
Vậy: 2 2 2 2
. 2,72.11,3
2,6
2,72 11,3
C C
C
C C
s s
s
s s
 
 
= = =
+ +
=> s  [s] = (1,5÷2,5 )
=> Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

75. 75
=> Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
3.2. Tính kiểm nghiệm trục II:
Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63
=> Kx = 1,09
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện
C và B.
Tiết diện tại C:
Tại C trục có d = 52 mm và 1 rãnh then.
Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0:
C
C
C
C
d
t
d
t
b
d
W
2
)
.(
.
32
2
1
1
3
−
−
=

C
C
C
C
d
t
d
t
b
d
W
2
)
.(
.
16
2
1
1
3
0
−
−
=

Trong đó: b và t1 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục.
Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 16 (mm), t1 = 6 (mm)
Thay số vào ta được :
3 2
.52 16.6.(52 6)
11850,92
32 2.52
C
W
 −
= − = ( mm3
)
3 2
0
.52 16.6.(52 6)
25655,08
16 2.52
C
W
 −
= − = ( mm3
)
Momen uốn tổng:
2 2 2 2
340415,83 275645,83 438022,32
C xC yC
M M M
= + = + = ( N.mm )
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C
mC = 0
max
438022,32
36,96
11850,92
C
aC C
C
M
W
 
= = = =
mC = aC = maxC
0
408045,83
7,95
2 2 2.25655,08
C
C
T
W

= = =

76. 76
Hệ số tập trung ứng sất thực tế khi uốn và xoắn khi có rãnh then Kσ , Kτ
Tra bảng 10.12[1] : ( giả sử ta phay rãnh then bằng dao phay ngón )
Kσ = 1,94 , Kτ = 1,79
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi εσ,ετ
Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có:
εσ =0,805 , ετ = 0,757
=> Ta có tỉ số



K
;



K
tại rãnh then trên tiết diện C:
1,94
2,4
0,805
K


= = ;
1,79
2,36
0,757
K


= =
Mặt khác ta có tỉ số



K
;



K
do lắp có độ dôi tại tiết diện C:
Tra bảng 10.11[1] đường kính trục d= 52(mm) với kiểu lắp k6 ta có:
2,86
K


= ; 2,215
K


=
So sánh các tỉ số



K
,



K
do rãnh then và tỉ số



K
;



K
do lắp độ dôi ta chọn
giá trị lớn hơn 2,86
K


= và 2,36
K


= làm giá trị để tính toán.
=> Các hệ số:
1
2,86 1,09 1
2,95
1
x
dC
y
K
K
K
K




+ −
+ −
= = =
1
2,36 1,09 1
2,45
1
x
dC
y
K
K
K
K




+ −
+ −
= = =
Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ.
Tra bảng 10.7[1] ta có:
ψσ = 0,1; ψτ= 0,05
=> Hệ số an toàn riêng của trục:

77. 77
1 327
2,99
. . 2,95.36,96 0,1.0
C
dC aC mC
s
K

 

  
−
= = =
+ +
1 189,66
9,54
. . 2,45.7,95 0,05.7,95
C
dC aC mC
s
K

 

  
−
= = =
+ +
Vậy: 2 2 2 2
. 2,99.9,54
2,8
2,99 9,54
C C
C
C C
s s
s
s s
 
 
= = =
+ +
=> s > [s] = (1,5÷2,5 )=> Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
=> Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi
3.3. Tính kiểm nghiệm trục III:
Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63
=> Kx = 1,09
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện
B
Tiết diện tại B:
Tại B trục có d = 60 (mm) và 1 rãnh then.
Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0:
B
B
B
B
d
t
d
t
b
d
W
2
)
.(
.
32
2
1
1
3
−
−
=

B
B
B
B
d
t
d
t
b
d
W
2
)
.(
.
16
2
1
1
3
0
−
−
=

Trong đó: b và t1 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục.
Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 18 (mm), t1 = 7 (mm)
Thay số vào ta được :
3 2
.60 18.7.(60 7)
18256.30
32 2.60
B
W
 −
= − = ( mm3
)
3 2
0
.60 18.7.(60 7)
39462,05
16 2.60
B
W
 −
= − = ( mm3
)
Momen uốn tổng:
2 2 2 2
236734,18 200574,71 310279,36
B xB yB
M M M
= + = + = ( N.mm )
=> Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện B

78. 78
mB = 0
max
310279,36
16,99
18256,30
B
aB B
B
M
W
 
= = = =
mB = aB = maxB
0
837002,23
10,6
2 2 2.39462,05
B
B
T
W

= = =
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn khi có rãnh then Kσ , Kτ
Tra bảng 10.12[1] : ( giả sử ta phay rãnh then bằng dao phay ngón )
Kσ = 1,94 , Kτ = 1,79
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi εσ,ετ
Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có:
εσ =0,78 , ετ = 0,745
=> Ta có tỉ số



K
;



K
tại rãnh then trên tiết diện B:
1,94
2,48
0,78
K


= = ;
1,79
2,4
0,745
K


= =
Mặt khác ta có tỉ số



K
;



K
do lắp có độ dôi tại tiết diện B:
Tra bảng 10.11[1] đường kính trục d= 60 với kiểu lắp K6 ta có:
2,86
K


= ; 2,215
K


=
So sánh các tỉ số



K
,



K
do rãnh then và tỉ số



K
;



K
do lắp độ dôi ta chọn
2,86
K


= và 2,4
K


= làm giá trị để tính toán.
=> Các hệ số:
1
2,86 1,09 1
2,95
1
x
dB
y
K
K
K
K




+ −
+ −
= = =

79. 79
1
2,4 1,09 1
2,49
1
x
dB
y
K
K
K
K




+ −
+ −
= = =
Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ.
Tra bảng 10.7[1] ta có:
ψσ = 0,1 ; ψτ= 0,05
=> Hệ số an toàn riêng của trục:
1 327
6,52
. . 2,95.16,99 0,1.0
B
dB aB mB
s
K

 

  
−
= = =
+ +
1 189,66
7,04
. . 2,49.10,6 0,05.10,6
B
dB aB mB
s
K

 

  
−
= = =
+ +
Vậy: 2 2 2 2
. 6,52.7,04
4,8
6,31 7,04
B B
B
B B
s s
s
s s
 
 
= = =
+ +
=> s  [s] = (1,5÷2,5 ) => Tiết diện tại B thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
=> Trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột
ngột ( chằng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Ta có công thức (10.27)[1]
 



 
+
= 2
2
3
td
Trong đó: [σ] = 0,8. σch = 0,8.450 = 360 ( Mpa )
4.1. Kiểm nghiệm trục I.
Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm lắp bánh răng C
Tiết diện qua điểm lắp bánh răng điểm C
+ max
3
0,1.
M
d
 =
Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
1,67
bd
K =
max .M 1,67.104904,31 175190,19
bd c
M K
= = = (N.mm)

80. 80
 3
175190,19
64,88
0,1.30
= =
+ max 1
3 3 3
. 1,67.68283,71
21,11
0,2. 0,2. 0,2.30
bd
C
T K T
d d
 = = = =
( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải )
=> 2 2
64,88 3.21,11 74,47
td
 = + = (Mpa)
Ta thấy σtd< [σ] 360 ( Mpa ) => trục I thỏa mãn độ bền tĩnh.
4.2. Kiểm nghiệm trục II.
Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm lắp bánh răng tại C
Tiết diện qua điểm lắp bánh răng điểm C
+ max
3
0,1.
M
d
 =
( Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
max .M 1,67.438022,32 731497,27
bd c
M K
= = = ( N.mm)
=> 3
731497,27
50,02
0,1.52
 = =
+ 2
max
3 3 3
. 1,67.408045,83
24,23
0,2. 0,2. 0,2.52
qt
C
K T
T
d d
 = = = =
( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải )
=> 2 2
50,02 3.24,23 65,29
td
 = + = (Mpa)
Ta thấy σtd< [σ] =360 ( Mpa )
=>trục II thỏa mãn độ bền tĩnh.
4.3. Kiểm nghiệm trục III.
Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm B có:
+ max
3
0,1.
M
d
 =
( Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
max d.M 1,67.310279,36 518166,53
b b
M K
= = = ( N.mm)

81. 81
=> max
3 3
518166,53
23,98
0,1. 0,1.60
M
d
 = = =
+ 2
max
3 3 3
. 1,67.837002,23
32,35
0,2. 0,2. 0,2.60
qt
B
K T
T
d d
 = = = =
( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải )
=> 2 2
23,98 3.32,35 60,94
td
 = + = (Mpa)
Ta thấy σtd< [σ] =360 ( Mpa )
Ta thấy σtd< [σ] => trục III thỏa mãn độ bền tĩnh.
PHẦN IV :TÍNH CHỌN Ổ LĂN
Để giảm chi phí , giảm giá thành cho hộp giảm tốc mà vẫn đảm bảo khả năng
làm việc nên ta thường chọn ổ có cấp chính xác “0”
1. Tính ổ cho trục I.
a. Chọn loại ổ lăn.
Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fkn
ngược chiều với chiều đã dùng khi tính trục để tính trường hợp nguy hiểm nhất
với ổ.
Hình 4.1. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục I
Các lực tác dụng lên trục:
Fsb
Frd
Fsd
Fkn
Frb
Fa1

82. 82
1
1 3
1
1 12 2576,72.62
. . 550.63
1008,92
124
t kn
XD
F l F l
F
l
− −
= =
−
=
FXB = Ft1 – FXD + Fkn = 2576,72 -1008,92+550 = 2117,8 (N)
Fa1 = 645,63(N)
YD
F = 360,37(N)
YB
F = -636,33 (N)
=> Phản lực tổng trên các gối ổ:
2 2 2 2
2117,8 ( 636,33) 2211,33
B B
rB X Y
F F F
= + = + − = (N)
2 2 2 2
1008,9 360,37 1071,34
2
D
D
X
rD Y
F F F
= + = + = (N)
Ta xét tỉ số.
1 645,63
0,29 0,3
2211,33
a
rb
F
F
= = 
1 645,63
0,6 0,3
1071,34
a
rD
F
F
= = 
Để cho trục I có cùng một loại ổ nên ta sẽ chọn theo tỷ số lớn hơn.
Vậy ta dùng ổ đũa côn.
Với đường kính ngõng trục d = 25 mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số
sau:
Bảng 2.1 : Thông số cơ bản của ổ trục I
Ký
hiệu ổ
d
(mm)
D
(mm)
b
(mm)
r
(mm)
r1
(mm)
C
(kN)
C0
(kN)
𝛼
(°)
7305 25 62 18,25 2,0 0,8 29,6 20,9 13,50
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:
1
ZB sD a
F F F
= +

1
ZD sB a
F F F
= −

Với ổ đỡ côn nên ta có: