Vaduni - Thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

Đồ án Chi Tiết Máy GVHD : Trần Tiến Đạt
MSSV:1751080201 - 1 - SVTH: Nguyễn Thành Đạt

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO
--------------------------
MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC 1
Phần I
:
Tính động học hệ dẫn động
.................................................................
3
1. Chọn động cơ điện
2. Phân phối tỉ số truyền
3. Xác định các thông số động học
Phần
II:
Thiết kế bộ truyền
ngoài.......................................................................
7
1. Chọn vật liệu
2. Các thông số của bột truyền
3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
4. Xác định lực
Phần
III:
Truyền động bánh răng
I. Bộ truyền bánh răng thẳng cấp
nhanh...............................................
11
3. Xác định ứng suất cho phép
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
5. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng
trụ răng thẳng
II. Bộ truyền bánh răng thẳng cấp
chậm.................................................
18
3. Xác định ứng suất cho phép
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
5. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng

trụ răng nghiêng
Phần
IV:
Tính toán thiết kế
trục.........................................................................
25
2. Tính toán đường kính trục
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt
lực
4. Xác định trị số và chiều của các chi tiết quay tác
dụng lên trục
5. Xác định phản lực tại các gối đỡ
6. Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm
7. Tính mối ghép then
8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
9 Kiểm nghiệm then
Phần V Tính toán ổ lăn
.....................................................................................
40
I Trục I
II Trục II
III Trục III
IV Nối trục đàn hồi
Phần
VI
Vỏ hộp và các chi tiết
phụ.....................................................................
48
I Thiết kế vỏ hộp
II Các chi tiết phụ khác

I. Tính thông số động học của hệ dẫn động:
1. Chọn động cơ điện:
a. Xác định công suất:
Theo công suất (2.8)/19[1] công suất trên trục động cơ điện được xác
định như sau:
Công suất yêu cầu của động cơ t
CT
P
P


: Hiệu suất bộ truyền
1
n
i
i
 

 
4 2
1
. . .
n
i x ol br k
i
     

  
Tra bảng 2.3
1
19
TL
tr
ta có hiệu suất của:
Bộ truyền xích ηx = 0,95 – 0,96 Chọn ηđ = 0,93
Cặp ổ lăn ηol= 0,99 – 0,995 Chọn ηol = 0,99
Bộ truyền bánh răng trụ ηbr = 0,96 – 0,98Chọn ηbr = 0,97
Khớp nối ηk= 0,99 – 1 Chọn ηk = 0,995
 0,93 . 0,993 . 0,972 . 0,995 = 0,836
Vậy 16
P 19,13
0.836
t
ct
P

   (kW).
Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động được tính theo công thức:
ut = unt. uh. ux
Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau:
usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh=10 (chọn từ 8 40)
usbđ: tỉ số truyền sơ bộ nối khớp đàn hồi ; uk=1
ux tỉ số truyền sơ bộ của xích : ux=4 (chọn từ 2 5)
ut = 40

b. Xác định tốc độ đồng bộ:
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv =31 vg/ph
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Usb = nlv.ut = 31.40 = 1240(vg/ph)
Chọn động cơ theo điều kiện:
Tra bảng P1.3 trang 235[1], ta chọn động cơ: 4A180S4Y3( động cơ loại 4A
có khối lượng nhẹ hơn K và DK, hơn nữa phạm vi công suất lớn cùng số quay
động bộ lớn loại K và DK)
Kiểu
động cơ
Côn
g suất
kW
Vận
tốc quay,
vg/ph
4A180S
4Y3
22,0 1470 0,9 90 2,2 1,4
c. Phân phối tỷ số truyền:
Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn
bộ của hệ:
Để tránh sai lệch tỷ số truyền không quá một giá trị cho phép ( ).
Chọn ux= 4
Dựa vào bảng 3.1 [1] trang 43, thỏa mãn 3 chỉ tiêu : khối lượng nhỏ
nhất, momen quan tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh lớn nhúng trong
dầu ít nhất.

Phân uh= 11,88 cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: u1= 4,32 và
u2= 2,75.
3. Tính toán các thông số động học :
a. Công suất:
b. Tốc độ quay:
c. Mômen xoắn trên trục:
6
9,55.10 i
i
i
P
T
n


Bảng thông số động học:
Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất P
(kW)
19,13 18,84 18,09 17,37 16
Tỷ số truyền u 1 4,32 2,75 4
Số vòng quay
n (vòng/phút)
1470 1470 340,28 123,74 31
Momen xoắn T
(Nmm)
122395,92 507698,07 1340581,064929032,26

II. Tính toán bộ truyền ngoài
Thiết kế bộ truyền xích
Các số liệu :
Công suất dẫn P = 17,374 KW
Số vòng quay trục dẫn : n =123,74 vg/ph
Tỷ số truyền bộ truyền xích: ux = 4
Tính toán thiết kế:
1. Chọn loại xích : xích con lăn
2. Tính số răng các đĩa xích
Ứng với tỉ số truyền ux=4 chọn sơ bộ số răng đĩa xích nhỏ: Z1=25 do đó
Z2= ux. Z1 =4.25=100 răng
Suy ra ta chọn Z2=100< Zmax =120
Khi đó tỉ số truyền bộ truyền ux=10025=4
3. Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích
k= k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Trong đó k0 =1: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
ka =1: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
kđc =1:hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng
xích
kbt =1 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
kđ =1.3 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng
klv =1.12: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Suy ra k=1.1.1.1.1,3.1,12=1,456
Các hệ số
- Hệ số vòng quay
=
Với n01=200 tra từ bảng 5.5 tài liệu [2]
- Hệ số răng đĩa xích
kz=
- Hệ số xét đến số dãy xích với xích một dãy kx =1
- Ta có công suất tính toán

Pt =
Theo bảng 5.5 tài liệu ta chọn bước xích p =44,45 mm. Thỏa mãn
điều kiện bền mòn Pt< [P] =43,47 kW
4. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p=44,45mm tra từ bảng
ta có nth=400 vg/p > n = 123,74 vg/p
Do đó điều kiện n < nth được thỏa
5. Vận tốc trung bình của xích
v = = = = 2,292 (m/s)
Lực vòng có ích:
Ft = = 7578,53 N
6. Tính toán và kiểm nghiệm bước xích:
pc ≥ 600. =600. = 40,8
Với [Po] =26 Mpa – áp suất cho phép
Vậy bước xích đã thỏa mãn được điều kiện trên
7. Tính toán các thông số của bộ truyền xích
- Chọn khoảng cách trục sơ bộ :
a = (30÷50).p=40.44,45=1778mm
- Số mắt xích :
2
1 2 2 1)2
.
2 2
c
c
pZ Z Z Za
X
p a
  
   
 
= )2. =146,1
Ta chọn X = 146 mắt xích
Chiều dài xích L = p.X=44,45.146=6489 mm
Tính khoảng cách trục chính xác
2 2
1 2 2 11 2
0,25. 8
2 2 2
c
Z Z Z ZZ Z
a p X X

 
                 
 
= 0.25.44,45.

Để bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường, để xích không chịu lực
quá lớn, ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng =(0,002÷0,004)a
Do đó khoảng cách trục là a= 1771mm
8. Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong một giây
i = = =1,41<[i]=15
Với [i]=15 – số lần va đập cho phép của xích trong một giây( bảng
5.9[1]/tr.84)
9. Tính kiểm tra xích theo hệ số an toàn:
FoFvF
Q
s


1
Trong đó Q = 172,4 kN- tải trọng phá hỏng
F1 Ft =1000P/v= 7578,53N
Lực căng do ly tâm Fv=qm.v2=5,5.(2,2922)=28,89 N
Với qm=7,5kg/m
Lực căng ban đầu của xích:
F0=Kf.a.qm.g=6.1,771.7,5.9,81=781,81 N
Trong đó Kf=6 –hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích khi xích nằm ngang
Suy ra:
s = > [s]=9,3( bảng 5.10 TL [1]/ trang 85)
10. Đường kính đĩa xích
-Bánh dẫn
d1 = = =354,65mm
da1 =p(0,5+ )=44,45.(0.5+cot( )=374,08mm
df1 = d1-2r
với r = 0,5025d1+0,05=0,5025.25,7+0,05=12,96
d1=25,7 được tra trong bảng 5.2[1]
suy ra df1=354,65-2.12,96=328,73mm
-Bánh bị dẫn( tương tự như bánh dẫn)

d2= p/sin( 2)=44,45/sin(π/100)=1415,12mm
da2= p(0,5+ )=1436,65mm ;
df2= d2-2r =1415,12-2.25,7=1363,72mm
11. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:
  ][
.
...
47,0 H
d
vđđtr
H
kA
EFkFk
 


Z1= 25 chọn kr= 0,42 ( tài liệu [1]/tr.87)
E=2,1.105 MPa
Ft=7578,53 N
A=473mm2 (bảng 5.12 tài liệu [1]/ 87)
Kđ =1,3
Kd=1(xích 1 dãy)
Lực va đập trên 1 dãy xích
Fvđ=13.10-7.n.p3.m=13.10-7.123,74.(44,453).1=14,128N
Suy ra σH =637,57 MPa
Chọn Gang xam tôi, ram đạt độ cứng HB429 với [σH] =650MPa
Tương tự σH2< [σH] chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện
12. Tính lực tác dụng .
Theo công thức 5.20 [1]
Fr=kx.Ft= 1,15.7580,28=8717,32 N

Trong đó Ft = 7580,28N lực vòng.
kx= 1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích ( bộ truyền nằm ngang).

III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu:
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan
điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có
1 1850 , 580b chMPa MPa  
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 170...217 có
2 2600 , 340b chMPa MPa  
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên
chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng
nhỏ là HB2 = 215
A. Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u1=4,32
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta
có:
lim 2 70o
H HB   ; 1,1HS  ; lim 1,8o
F HB  ; 1,75FS 
Trong đó o
limH và o
limF là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 215
Vậy:
lim1 12 70 2.245 70 560o
H HB MPa     
lim1 11,8 1,8.245 441o
F HB MPa   
lim2 22 70 2.215 70 500o
H HB MPa     
lim2 21,8 1,8.215 387o
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]: 2,4
0 30H HBN H Do đó:
2,4 7
1 30.245 1,62.10HoN  
2,4 7
2 30.215 1,18.10HoN  
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

6
4.10FoN  (Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
0
HLk = H
mH
HE
m
N
; 0
FLk = F
mF
FE
m
N
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được
tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:
3
HE
max
N =60.c. ( ) .i
i i
T
n t
T
 ; 1
FE
max 1 max
n
N =60.c. ( ) . . 60.c. . ( ) .
u
F Fm mi i
i i i
T T
n t t
T T
 
Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tính bánh răng bị động:
 3 3 3 71
HE2
max 1
n 1470
N =60.c. ( ) . . . 60.1. . 1 .0,7 0,8 .0,3 .24000 41,83.10
u 4,32
i i
i
i
T t
t
T t
   

NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1; Lấy NHE2 =
NHo2
 6 6 7
FE2
max
1470
N =60.c. ( ) . . 60.1. . 1 .0,7 0,8 .0,3 .24000 38,15.10
4,32
Fmi
i i
T
n t
T
  
NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 =
1
Tính bánh răng chủ động:
NHE1> NHE2 > NHo1
NFE1> NFE2 > NFo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-
1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]
  lim
. . . .
o
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S

 
  lim
. . . . .
o
F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S

 
Trong đó:

ZR Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)
KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân
răng
Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung
ứng suất.
KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối
với độ bền uốn.
KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều
=> KFC = 1
KHL; KFL Hệ số tuổi thọ
SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Vậy ta có
  lim
.H
H HL
H
K
S

 
  lim
. .F
FL FC
F
F K K
S

 
Thay số
   lim1
11
560
. .1 509,09
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
  lim2
22
500
. .1 454,54( )
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   lim1
11
441
. . .1.1 252
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
   lim2
22
387
. . .1.1 221,14
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công
thức 6-12 ta có
     2
454,54H H MPa  
Ứng suất quá tải cho phép:
   2ax
2,8. 2,8.340 952H chm
MPa   
   1 1ax
0,8. 0,8.580 464F chm
MPa   

   2 2ax
0,8. 0,8.340 272F chm
MPa   
3. Tính toán cấp nhanh
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
 
 
1 β
3 2
.
1 .
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
 
Trong đó
aw khoảng cách trục
Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được  1
3
49,5aK Mpa
T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=86727,8
 σH Ứng suất tiếp xúc cho phép   σ 481,8H MPa
u Tỉ số truyền u = 4,2
w
w
ψba
b
a
 bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển =>
ψ 0,3 0,5ba   Chọn ψ 0,3ba 
   ψ 0,5.ψ . 1 0,53.0,3. 4,2 1 0,798bd ba u     
βHK Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6-7/98[TL1] => β 1,12HK 
 
 
 1 β
33 2 2
. 122395,92.1,12
1 . 49,5. 4,32 1 . 210,66
454,54 .4,2.0,3σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
     mm
Lấy tròn aw = 200mm
b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 2 4
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 2
Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
   1
1
2. .cos 2.200.cos0
37,59
. 1 2 4,32 1
wa
z
m u

  
 
Lấy tròn z1=38
Số bánh răng lớn:
2 1. 38.4,32 164,16z z u   Lấy tròn z2=164
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

2
1
164
4,315
38
m
Z
u
Z
  
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33/105[TL1]
 
 1
ε 2
1
2. . . 1
σ . . . σ
. .
H m
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d

 
Trong đó:
ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1].  1
3
MZ = 274 Mpa
ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
sin 2α
b
H
tw
Z 
với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. βb = 0
tw: Góc ăn khớp tw=20o
=> 2.cos0
1,764
sin(2.20)
HZ  
εZ Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công
thức6-36/105[TL1]
0
α
1 2
1 1 1 1
ε 1,88 .cosβ = 1,88 cos0 1,847
38 164Z Z
     
          
    
 α
ε
4 ε 4 1,847
0,847
3 3
Z
 
  
KH Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo
thức6-39/106[TL1]
β α. .H H H HvK K K K
Trong đó:
βHK Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng
trên bề rộng vành răng. Tra bảng 6-7/98[TL1] =>
β 1,12HK 
αHK Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp. Bánh răng thẳng
=> αHK =1

HvK Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp, trị số HvK tính theo công thức
1
1 β α
ν . .
1
2. . .
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
  với
m
w
0HH
u
a
.v.g.δν 
Vận tốc vòng theo 6-40/106[TL1]
 1 1π. . π.75,18.1470
5,78 /
60000 60000
wd n
v m s   với
1
2. 2.200
75,18
1 4,32 1
w
w
m
a
d mm
u
  
 
Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 8
Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]
0δ 0,004; 56H g  
 
200
ν 0,004.56.5,78. 8,81 /
4,32
ψ . 0,3.200 60
H
w ba w
m s
b a mm
 
  
1
1 β α
ν . . 8,81.60.75,18
1 1 1,13
2. . . 2.122395,92.1,12.1
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
     
Vậy β α. . 1,12.1.1,13 1,41H H H HvK K K K  
Thay số:
   1
ε 2 2
1
2. . . 1 2.122395,92.1,41. 4,32 1
σ . . . 274.1,764.0,847. 426,34
. . 60.4,32.(75,18)
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
 
   MPa
Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1]
   
o
Hlim
H
σ
σ ' . . . . σ . . .
S
H R V xH HL H R V xHZ Z K K Z Z K 
Trong đó
ZRHệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Cấp chính xác 9 => R  2,5 1,25 μa m  =>ZR=0,95
ZV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng nên ZV = 1,02(v=5,78
m/s)
KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính
vòng đỉnh răng da<700mm
=> KxH = 1
     
o
Hlim
H
σ
σ ' . . . . σ . . . 454,54.0,95.1,02.1 440,45
S
H R V xH HL H R V xHZ Z K K Z Z K MPa   
Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

d. Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có  1 ε β 1
1 1
1
2. . . . .
σ σ
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
 
Trong đó:
T1 Mômen xoắn trên trục chủ động T1= 122395,92 Nmm
m Môđun pháp m=2 (mm)
bw Chiều rộng vành răng bw=60(mm)
d 1w đường kính vòng lăn bánh chủ động  1 75,18wd mm
Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1
0,543
1,842
Y

  
Với 1,842  là hệ số trùng khớp ngang
Y Hệ số kể đến độ nghiêng của răng 1Y0  ββ
YF1,YF2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Theo 6.18/109[TL1] ta có
1
1 13
2
38;
cos β
164
V
V
Z
Z Z
Z
  

Tra bảng 6-18 được 1 23,7; 3,6F FY Y 
KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K FVFFF K.K.K αβ
Trong đó:
KFβ = 1,24 . Tra bảng 6-7/98[TL1] với bdψ =0,8
Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF = 1
KFV = 1 +
αβ
ν
FF1
1wwF
K.K.F2
d.b.
với
m
w
0FF
u
a
V.g.δν 
Trong đó: δ 0,011F  ; v=5,78m/s; g0=56
 
200
ν 0,011.56.5,78 24,23 /
4,32
F m s  
=>KFV= 24,23.75,18.60
1 1,36
2.122395,92.1,24.1
 
KF=1,24.1.1,36 = 1,68

Thay vào 6.43 ta có
1 ε β 1
1
1
2. . . . . 2.122395,92.1,68.0,543.1.3,7
σ 91,58
. . 60.75,18.2
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
   < F1 =252 MPa
 2
2 1
1
3,6
91,58 89,1
3,7
F
F F
F
Y
Mpa
Y
    < F2 =221,14 MPa
Như vậy độ bền uốn thỏa mãn
Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu
5. Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả Đơn
vị
Khoảng cách trục
chia
a a= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ 200 mm
Mô đun m 2 mm
Tỉ số truyền u 4,32
Khoảng cách trục aw aw=acosαt/cosαtw 200 mm
Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ
d2=m.z2/cosβ
76
328
mm
mm
Đường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)
dw2= dw1.u
75,18
324,77
mm
mm
Đường kính đỉnh
răng
da da1=d1+2(1+x1- y ).m
da2=d2+2(1+x2- y ).m
80
332
mm
mm
Đường kính đáy
răng
df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m
df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m
75
323
mm
mm
Góc nghiêng của
răng
β 0 Độ
Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20o Độ
Số bánh răng z1
z2
38
164
Răng
Răng

B. Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng nghiêng
Tỉ số truyền 2
1
11,88
2,75
4,32
hopu
u
u
  
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan
điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có
1 1850 , 580b chMPa MPa  
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 170...217 có
2 2600 , 340b chMPa MPa  
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên
chọn độ rắn bánh lớn thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng
nhỏ là HB4 = 215
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 241...285 ta
có:
lim 2 70o
H HB   ; 1,1HS  ; lim 1,8o
F HB  ; 1,75FS 
Trong đó o
limH và o
limF là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép ứng với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 215
Vậy:
lim3 32 70 2.245 70 560o
H HB MPa     
lim3 31,8 1,8.245 441o
lim4 42 70 2.215 70 500o
H HB MPa     
lim4 41,8 1,8.215 387o
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]: 2,4
0 30H HBN H Do đó:
2,4 7
3 30.245 1,62.10HoN  
2,4 7
4 30.215 1,18.10HoN  
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

6
4.10FoN  (Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
0
HLk = H
mH
HE
m
N
; 0
FLk = F
mF
FE
m
N
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được
tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:
3
HE
max
N =60.c. ( ) .i
i i
T
n t
T
 ; 1
FE
max 1 max
n
N =60.c. ( ) . . 60.c. . ( ) .
u
F Fm mi i
i i i
T T
n t t
T T
 
Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tính bánh răng bị động:
 3 3 3 71
HE4
max 1
n 340,28
N =60.c. ( ) . . . 60.1. . 1 .0,7 0,8 .0,3 .24000 15,21.10
u 2,75
i i
i
i
T t
t
T t
   

NHE4 > NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1; Lấy NHE4 =
NHo4
 6 6 7
FE4
max
340,28
N =60.c. ( ) . . 60.1. . 1 .0,7 0,8 .0,3 .24000 13,87.10
2,75
Fmi
i i
T
n t
T
  
NFE4 > NFo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL4 = 1, tương tự KFL4 =
1
Tính bánh răng chủ động:
NHE3> NHE4 > NHo3
NFE3> NFE4 > NFo3
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-
1/91[TL1] và 6-2/91[TL1]
  lim
. . . .
o
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S

 
  lim
. . . . .
o
F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S

 

Trong đó:
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.
YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân
răng
Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung
ứng suất.
KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối
với độ bền uốn.
KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều
=> KFC = 1
KHL; KFL Hệ số tuổi thọ
SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Vậy ta có
  lim
.H
H HL
H
K
S

 
  lim
. .F
FL FC
F
F K K
S

 
Thay số
   lim3
33
560
. .1 509,09
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   lim4
44
500
. .1 454,54
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   lim3
33
441
. . .1.1 252
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
   lim4
44
387
. . .1.1 221,14
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
Ứng suất quá tải cho phép:
   4ax
2,8. 2,8.340 952H chm
MPa   
   3 3ax
0,8. 0,8.580 464F chm
MPa   
   4 4ax
0,8. 0,8.340 272F chm
MPa   

3. Tính toán cấp chậm
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
 
 
3 β
3 2
2
.
1 .
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
  Trong đó
aw khoảng cách trục
Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được  1
3
43aK Mpa
T2 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2=507698,07
 σH Ứng suất tiếp xúc cho phép   σ 454,54H MPa
u2 Tỉ số truyền u2 = 2,75
w
w
ψba
b
a
 bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển =>
ψ 0,3 0,5ba  
Chọn ψ 0,3ba 
   ψ 0,5.ψ . 1 0,5.0,3. 2,75 1 0,5625bd ba u     
βHK Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc
Tra bảng 6-7/98[TL1] => β 1,07HK 
 
 
   2 β
332 2 2
2
. 507698,07.1,07
1 . 43. 2,75 1 . 237,29
454,54 .2,75.0,3σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u mm
u
    
Lấy tròn aw = 250 mm
b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).aw = 2,5 5
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 4
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=15o, Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
   3
2
2. .cos 2.250.cos15
32,19
. 1 4. 2,75 1
wa
z
m u

  
 
Lấy tròn z3=32
Số bánh răng lớn: 4 3. 32.2,75 88z z u   Lấy tròn z4=89
Tỉ số truyền thực tế sẽ là: 4
3
89
2,78
32
m
z
u
z
  
Góc nghiêng β:

cos = 3 4( ) 4.(89 32)
0,968
2. 2.250w
m z z
a
 
    =140 32’1,49”=14,53
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33/105[TL1]
 
 1
ε 2
1
2. . . 1
σ . . . σ
. .
H m
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d

 
Trong đó:
ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1].  1
3
MZ = 274 Mpa
ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
sin 2α
b
H
tw
Z 
với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgb = cost.tg
t = tw = arctg(tg/cos)
= arctg(tg20/0,968) = 20,610
=> tgb = cos(20,610).tg (14,53) = 0,2425
=> b = 13,640
 
0
0
2.cos13,64
1,717
sin 2.20,61
HZ  
Theo 6.37, hệ số trùng khớp dọc
 = 1( vì bánh răng trụ răng nghiêng).
Do đó theo 6.36 ta có
Zε = 

1 1
0,76
1,728

Trong đó  =
3 4
1 1
1,88 cos
z z

  
   
  
1 1
1,88 0,968 1,778
32 89
  
     
  
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw3 = 2. 2.250
133,33
1 2,75 1
w
m
a
u
 
 
mm
Theo 6.40, vận tốc vòng
v = 3 2π. . 3,14.133,33.340,28
2,38
60000 60000
wd n
  m/s
Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107[TL1] được KHα = 1,13

Theo 6.42/107[TL1] 0
250
. . . 0,002.82.2,38. 3,72
2,75
w
H H
a
v g v
u
  
Trong đó
Tra bảng 6.15/107[TL1] δH = 0,002
Tra bảng 6.16/107[TL1] go = 82
=> theo 6.41/107[TL1] :
3
2 β α
ν . . 3,72.0,3.250.133,33
1 1 1,03
2. . . 2.507698,07.1,07.1,13
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
    
Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc
K HvHHH KKK .. αβ = 1,07.1,13.1,03 = 1,25
=>  2
ε 2 2
3
2. . . 1 2.507698,07.1,25.(2,75 1)
σ . . . 274.1,71.0,754. 400,25
. . 0,3.250.2,75.133,33
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
 
   MPa
Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép
Với v = 2,38 < 5 m/s Zv = 1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm. Do đó ZR =
0,95;
Với da < 700 mm, KxH = 1
=> [σH]’ = [σH]. ZvZRKxH = 454,54. 1.0,95.1 = 431,81 MPa
Ta có  σ σ 'H H
Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện
d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có  2 ε β 1
3 3
3
2. . . . .
σ σ
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
  Trong đó
T1: momen xoắn trên bánh chủ động T3 = 507698,07 N.mm
m: modun pháp m = 4 mm
bw: chiều rộng vành răng bw = 0,3.250=75mm
dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động dw3 = 133,33 mm
Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1
0,568
1,778
Y

  
Với 1,778  là hệ số trùng khớp ngang
Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
 =14,53o => Yβ = 1 - 14,53
0,89
140

3 4,F FY Y hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4

- Số răng tương đương :
3
3 3 3
32
35,97
cos β 0,968
V
z
Z    4
2 3 3
89
98,121
cos 0,968
V
z
Z

  
Tra bảng 6-18/109[TL1] được 3 43,75 ; 3,6F FY Y 
KF Hệ số tải trọng khi tính về uốn K FVFFF KKK .. αβ
Trong đó:
KF = 1,17 (tra bảng 6-7/98[TL1]) với bdψ =0,8
KF = 1,37 (tra bảng 6.14/107[TL1])
KFV = 1 + 3
2 β α
ν . .
2 . .
F w w
F F
b d
T K K
với
m
w
FF
u
a
vg ..δν 0
Theo bảng (6.15) 006,0δ F ; theo bảng (6.16) g0=82
250
ν 0,006.82.2,38 11,16
2,75
F  
=> KFV = 1 + 11,16.75.133,33
1,07
2.507698,07 .1,17.1,37

KF = 1,17. 1,37. 1,07 = 1,72
Thay vào ta có
2 ε β 1
3
3
2. . . . . 2.507698,07.1,76.0,12.0,568.3,75
45,68
. . 75.133,33.4
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
    Mpa
4
4 3
3
3,6
45,68. 43,85
3,75
F
F F
F
Y
Y
    MPa
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =3 mm
Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004
=> Độ bền được thỏa mãn

5. Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả Đơn
vị
Khoảng cách trục
chia
a a= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ 250 mm
Mô đun m 4 mm
Tỉ số truyền u 2,75
Khoảng cách trục aw aw=acosαt/cosαtw 250 mm
Đường kính chia d d3=m.z3/cosβ
d4=m.z4/cosβ
123,23
367,77
mm
mm
Đường kính lăn dw dw3=2.aw/(u+1)
dw4= dw1.u
133,33
366,66
mm
mm
Đường kính đỉnh
răng
da da3=d3+2(1+x3- y ).m
da4=d4+2(1+x4- y ).m
131,23
375,77
mm
mm
Đường kính đáy
răng
df df3=d3 - ( 2,5 - 2x3)m
df4=d4 - ( 2,5 - 2x4).m
113,23
357,77
mm
mm
Góc nghiêng của
răng
β 14,53o Độ
Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20o Độ
Góc prôfin răng αt αt=arctg(tgα/cosβ) 20,610 Độ
Góc ăn khớp αtw αtw=arccos(a.cosαt/aw) 20,610 Độ
Số bánh răng z3
z4
32
89
Răng
Răng

IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN
THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu:
Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa
Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 .. 20 Mpa
2. Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10-9/188[TL1] ta có
 
3
0,2.
T
d

 .
Trong đó:
T momen xoắn, Nmm
[τ] ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [τ1] = 19 Mpa
 
 1
331
122395,92
31,8
0,2. 0,2.19
T
d mm

  
Lấy dsb1= 35 (mm)
 
 2
332
507698,07
51,1
0,2. 0,2.19
T
d mm

  
Lấy dsb2= 55 (mm)
 
 3
333
1340581,06
70,65
0,2. 0,2.19
T
d mm

  
Lấy dsb3= 70 (mm)

3. Xác định các khoảng cách
Chiều rộng ổ lăn theo đường kính trục sơ bộ của trục I (dsb2= 55) theo
bảng 10-2/189[TL1]:
bo=29(mm)
Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức
10-10/189[TL1]
lm = ( 1,2 ... 1,5 ) . dsb
Mayơ bánh răng 1 và khớp nối trên trục I
lm11 = lmkn = ( 1,2 ... 1,5 ) . 35= 42 ... 52,5 (mm) Chọn lmkn =
42 mm
Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR Chọn lm11 =
52,5 mm
Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II
lm22 = lm23 = ( 1,2 ... 1,5 ) . 55 = 66 ... 82,5 (mm) Chọn lm22 =
lm23 = 70 mm
Mayơ bánh răng 4 và bánh đĩa xích trên trục III
lm34 = lm3k = ( 1,2 ... 1,5 ) . 70 = 84 ... 105 (mm) Chọn lm34 =
lm3k = 90 mm
Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:
Chọn k1 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến
thành trong của hộp
Chọn k2 = 5 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
Chọn k3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp
ổ
Chọn k4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quay
Chọn hn = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông

Xác định chiều dài giữa các ổ:
Trục II:
   
   
23 0 23 1 2
22 23 22 23 4
21 22 23
0,5. 0,5. 29 70 15 5 69,5
0,5. 69,5 0,5. 70 70 10 149,5
69,5 149,5 219
m
m m
l b l k k
l l l l k
l l l
        
        
    
Trục I:
   
11 21
12 22
13 0 3
219
149,5
0,5. 0,5. 29 42 15 10 60,5mkn n
l l
l l
l b l h k
 
 
        
Trục III:
   
31 21
32 23
33 0 3
219
69,5
0,5. 0,5. 29 85 15 10 82mx n
l l
l l
l b l h k
 
 
        

l13
lmkn
lm23b0 k2k4
l21
l22
l23
b0k2 k1 lm22 k1
lm11
lm34lmx k3
l31
l32
l12
l11
k3hn
l33
hn

4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Theo công thức 10-1/184[TL1] ta có:
 1
1 2
w1
2. 2.122395,92
3256,08
75,18
t t
T
F F N
d
   
 1 w
1 2 o
. 3256,08. 20
1185,12
cos os0
o
t t
r r
F tg tg
F F N
c


   
Fkn= 679,98 (N) vơi Dt= 90mm
 2
3 4
w3
2. 2.507698,07
7615,66
133,33
t t
T
F F N
d
   
 3 w3
3 4 o
. 7615,66. 20,61
2958,73
cos os14,53
o
t t
r r
F tg tg
F F N
c


   
 3 3 4. 7615,66. 14,53 1973,79o
a t aF F tg F tg N   
Fx=8717,32N
Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục
theo phương x và y
TRỤC I
 
10 1 12 11 11 11
11
. . 1185,12.149,5 .219 0
809,02
x r y y
y
M F l F l F
F N
    
  

10 1 11 10
10
1185,12 ( 809,02) 0
376,1
y y r y y
y
F F F F F
F
       
 

   
 
10 1 12 11 11 11 13 11
11
. . . 3256,08.149,5 .219 679,98. 219 60,5 0
1354,93
y t x kn x
x
M F l F l F l l F
F N
          
 

 
10 1 11 10
10
3256,08 1354,93 679,98 0
1221,17
x x t x kn x
x
F F F F F F
F N
          
 

TRỤC II
20 3 23 2 22 21 21 3
21
21
. . . 0,5. .
2958,73.69,5 1185,12.149,5 .219 0,5.1973,79.133,33 0
730,77
x r r y a br
y
y
M F l F l F l F d
F
F
   
    
 

 
20 3 2 21 20
20
2958,73 1185,12 730,77 0
1042,84
y y r r y y
y
F F F F F F
F N
        
 

 
20 3 23 2 22 21 21 21
21
. . . 7615,66.69,5 3256,08.149,5 .219 0
4639,59
y t t x x
x
M F l F l F l F
F N
        
 


 
20 3 2 21 20
20
7615,66 3256,08 4639,59 0
6232,15
x x t t x x
x
F F F F F F
F N
          
 

TRỤC III
 
30 4 32 4 31 31 31
31
. 0,5. . . 2958,73.69,5 0,5.1973,79.366,66 .219 0
713,35
x r a br y y
y
M F l F d F l F
F N
      
 

 
30 4 31 30
30
2958,73 713,35 0
3672,08
y y r y y
y
F F F F F
F N
        
 

 
30 33 4 32 31 31 31
31
. . . 8717,32.82 7615,66.69,5 .219 0
5680,86
y x t x x
x
M F l F l F l F
F N
        
 

 
30 4 31 30
30
8717,32 7615,66 5680,86 0
6782,52
x k x t x x
x
F F F F F F
F N
          
  


Fx31
Fy31
sinß
cosß
ß
z
y
x
Fx10
Fy10
Fr1
Ft1
Fy11
Fx11
Fd
Fd
Fd
Fx20
Fy20
Fr3
Ft3 Fa3
Fr2
Ft2
Fx21
Fy21
Fa4
Ft4
Fr4
Fy30
Fx30
Fk

5. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục
A. - Trục I Biểu đồ mômen Trục I
Ø25k6
Ø24D11
k6
Ø24k6
Ø32H7
k6
Mx
My
T
217
148,5
58,5
1166,2
870,9
1106,6
2612,3
864,9
864,9 1223,2
869,6
129329
50597
50597
173181
86727,8
1-0 1-1 1-2 1-3
340,8

B. - Trục II Biểu đồ mômen Trục II
Ø48H7
k6
Ø45D11
k6
Ø45k6
Ø48H7
k6
Mx
My
T
217
68,5
148,5
2650,5
1072,4
5531,4
471,5
3958,8
6877,9
1670,3
1106,6
2565,9
350083,1
73459
158536
32298
378901
271178
2-0 2-1 2-2 2-3

C. TRỤC III Biểu đồ mômen Trục III
Mx
My
T
217
83,5 68,5
2000
1937,2
3192,5
2650,5
542
2940,7
1670,3
6877,9
80489
218686
167000
436694
1177638
Ø63H7
k6
Ø55D11
k6
Ø60k6
Ø55k6
3-0 3-1 3-2 3-3

Tính chính xác các đường kính các đoạn trục:
Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức10-17[TL1]
 
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 xjMj M M 
Mtdj Momen tương đương 2 2
0,75.tdj j jM M T 
Vậy ta có
 
2 2 2
0
3
0,75.
0,1.
y xj jM M T
d

 

TRỤC I Tra bảng 10-5[TL1]    70 Mpa 
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1 lắp bánh răng, tiết diện 1-2 ổ lăn 11,
tiết diện 1-3 lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm
Tại tiết diện 1-1chỗ lắp bánh răng 1:
 
2 2 2 2 2 2
33
11
0,75. 56226,95 182564,92 0,75.122395,92
31,48
0,1. 0,1.70
yj xj jM M T
d

   
  
Lấy theo tiêu chuẩn d11 = 32
Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp ổ lăn 11
 
2 2 2 2 2 2
33
12
0,75. 0 41138,67 0,75.122395,92
25,3
0,1. 0,1.70
yj xj jM M T
d

   
  
Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp ổ lăn bánh đai:
 
2 2 2 2
33
13
0,75. 0,75.122395,92
24,74
0,1. 0,1.70
yj xj jM M T
d

 
  
Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 10
Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11
d10 = d12 = 25

TRỤC II:
 σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Tra bảng 10-5[TL1]
   60 Mpa 
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng và tiết diện 2-2
lắp bánh răng thẳng là tiết diện nguy hiểm. Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết
diện 2-1 đủ bền thì tiết diện 2-2 cũng đủ bền.
Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 3:
 
2 2 2 2 2 2
33
21
0,75. 204060,09 433134,425 0,75.507698,07
47,67
0,1. 0,1.60
yj xj jM M T
d

   
  
 
2 2 2 2 2 2
33
22
0,75. 50788,89 322453,625 0,75.507698,07
45,02
0,1. 0,1.60
yj xj jM M T
d

   
  
Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 48 để cân đối với mặt cắt tiết diện 21
Tại tiết diện 2-0 và 23chỗ lắp ổ lăn:
Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 20 và 21
d20 = d23 =45
TRỤC III:
 σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Tra bảng 10-5[TL1]
   60 Mpa 
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 30, 31 và tiết diện 32 là các tiết diện nguy
hiểm
Tại tiết diện 3-0 lắp khớp nối:
 
2 2 2 2
33
30
0,75. 0,75.1340581,06
57,84
0,1. 0,1.60
yj xj jM M T
d

 
  
Lấy theo tiêu chuẩn d30 =55
Tại tiết diện 3-1 lắp ổ lăn 30:
 
2 2 2 2 2
33
31
0,75. 714820,24 0,75.1340581,06
58,82
0,1. 0,1.67
yj xj jM M T
d

  
  

 
2 2 2 2 2 2
33
32
0,75. 252209,56 849288,84 0,75.1340581,06
60,18
0,1. 0,1.67
yj xj jM M T
d

   
  
Tại tiết diện 3-3 lắp ổ lăn 31:
Lấy đồng bộ d30 = d33 = 60

6 – Tính mối ghép then :
Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng. Để đảm bảo tính
công nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục.
Trục I
Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d =32 mm, ta có
then:
b = 10 mm t1 = 5 mm
h = 8 mm t2 = 3,3 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,8.lm = 0,8 . 42= 33,6
Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 / 173[TL1]
d
t 1
2T
σ = [ ]
dl (h - t )
d
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 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập nhẹ ta có
[d] = 100 MPa
[c] ứng suất cắt cho phép
[c] = (60..90)/3 = 20..30 MPa  chọn [c] = 30 MPa
 d d
t 1
2T 2.122395,92
σ = = 75,89MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 32.33,6.(8-5)
 
 
t
2T 2.122395,92
22,76 30
dl .b 32.33,6.10
c cMPa MPa     
=> Then đủ bền
Trục II

Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 48 mm, ta có
then:
b = 14 mm t1 = 5,5 mm
h = 9 mm t2 = 3,8 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,8.lm = 0,8 . 70 = 56
 d d
t 1
2T 2.350083,1
σ = = 74,4MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 48.56.(9-5,5)
 
 
t
2T 2.350083,1
18,6 30
dl .b 48.56.14
c cMPa MPa     
=> Then đủ bền
Trục III
Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 63 mm, ta có
then:
b = 18 mm t1 = 7 mm
h = 11 mm t2 = 4,4 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,9.lm = 0,9 . 90= 81
 d d
t 1
2T 2.1340581,06
σ = =131,35MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 63.76.(11-7)
 
=> Then không đủ bền. Sau khi thử tăng chiều dài mayơ lên, độ bền của
then vẫn không đảm bảo nên ta sẽ sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o. Khi
đó mỗi then sẽ tiếp nhận 0,75 T
 d d
t 1
2.0,75.T 2.0,75.1340581,06
σ = = 98,51MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 63.81.(11-7)
 
 
t
2T 2.0,75.1340581,06
21,89 30
dl .b 63.81.18
c cMPa MPa     
=> khi lắp 2 then đặt cách nhau 180o thì then đủ bền
7. 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: 10-19/195[TL1]

][
s
.s
=s
22
jj
j s
s
s
jj

 

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5
sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
1
js
. .dj aj mjK

 

  



sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
1
js
. .dj aj mjK

 

  



Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Với thép 45 có b=600Mpa
=> σ-1 = 0,436 . σb = 0,436.600 = 261,6 MPa
τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58. 261,6 = 157,728 Mpa
σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
τaj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j
Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối
xứng: do đó aJ tính theo công thức 10-22/196[TL1]
σmj = 0 σaj = σmaxj =
j
j
W
M
Trong đó Wj mômen cản uốn,công thức tính
bảng10-6[TL1]
Đối với tiết diện tròn:
3
.
W
32
j
J
d

Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
 
2
3
1 1 3
. ..
32 2.
jj
J
b t d td
W mm
dj
 
 
 
2
3
1 1 3
. ..
32
jj
J
b t d td
W mm
dj
 
 
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu
kì mạch động :
τmj = τaj =
j
jj
W
T
0
max
22


Trong đó Woj mômen cản xoắn,công thức tính
bảng10-6[TL1]

Đối với tiết diện tròn:  
3
3
.
16
j
oJ
d
W mm


 
 
2
3
1 1 3
0
. ..
16 2.
jj
j
j
b t d td
W mm
d
 
 
 
 
2
3
1 1 3
0
. ..
16
jj
j
j
b t d td
W mm
d
 
 
ψσ , ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến
độ bền mỏi, tra bảng 10.7 [TL1] ta có
 = 0,05  = 0
Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:
TRỤC I:Mặt cắt 1-1 lắp bánh răng, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-3 lắp
bánh đai
TRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng nghiêng.
TRỤC III: Mặt cắt 3-0 lắp khớp nối, mặt cắt 3-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 3-2
lắp bánh răng
Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, 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:
Tiết
diện
Đường kính
trục
b x h t1 W (mm3) Wo
(mm3)
a a
1-1
1-2
1-3
2-1
3-0
3-1
3-2
32
25
24
48
60
60
63
10 x 8
8 x 7
8 x 7
14 x 9
18 x 11
18 x 11
18 x 11
5
4
4
5,5
7
7
7
2647
1534
1091
9409
15307
15307
18276
5864
3068
2448
20266
36513
36513
42825
81,6
46,6
0
43,6
0
10,9
26,7
7,4
14,1
17,7
8,6
16,1
16,1
13,7
Các hệ số djK , djK đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công
thức10-25 và 10-26/197[TL1]

1x
dj
y
K
K
K
K




 

1x
dj
y
K
K
K
K




 

Trong đó
Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Các trục được
gia công trên máy tiện. Các tiết diện nguy hiểm đạt
Ra=2,5...0,63 μm, theo bảng 10-8/197[TL1] Kx=1,06
Ky Hệ số tăng bền bề mặt. Ky=1 do ko dùng phương pháp tăng
bền bề mặt.
εσ, ετ Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện
trục đến giới hạn mỏi
Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được εσ, ετ
Kσ, Kτ Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi
xoắn.Theo bảng 10-12/199[TL1] khi dùng dao phay ngón với
σb = 600 => Kσ = 1,76 Kτ = 1,54
Kσ/εσ Trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng 10-
11/198[TL1]
Tiết
diện
d
mm
Tỉ số Kσ/εσ Tỉ số Kτ/ ετ Kσd Kτd Sσ Sτ S
Rãnh
then
Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng
1-1
1-2
1-3
2-1
3-0
3-1
3-2
32
25
24
48
60
60
63
2,01
-
1,95
2,15
2,23
-
2,26
2,06
2,06
2,06
2,06
2,52
2,52
2,52
1,92
-
1,79
2,02
2,05
-
2,08
1,64
1,64
1,64
1,64
2,03
2,03
2,03
2,12
2,12
2,12
2,21
2,58
2,58
2,58
1,98
1,7
1,85
2,08
2,11
2,09
2,14
1,56
2,73
-
2,71
-
9,30
3,79
10,76
6,58
4,82
8,8
4,64
4,69
5,38
1,54
2,52
2,6
4,2
3,1
Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an
toàn về mỏi

CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC
A. Ổ LĂN CHO TRỤC I
1. Chọn loại ổ lăn:
Do không có lực dọc trục Fa nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ của
trục I
Fr0 Fr1
Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác
bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20 m , giá thành tương đối 1.
2. Chọn kích thước ổ lăn
-Ta biết đường kính ngõng trục: 10 12 25( )d d mm 
-Tra bảng phụ lục P2-11/256[TL1], với cỡ nhẹ ta chọn được ổ bi đỡ 1 dãy
có kí hiệu 305 có:
Co = 11,6(kN); C = 17,60(kN); Hệ số e = 1,5tg = 1,5tg12 = 0,31
3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo CT 11-1/211[TL1]:
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, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có
:
6 6
60. . 60.1470.15000
1323
10 10
  h
n L
L
Với Lh = (10 25) . 10
3
tính trong hộp giảm tốc, chọn Lh
=15000(h)
n= 1470(vg/ph) là số vòng quay của trục 1.

Xác định tải trọng động quy ước QE
Theo CT 11-3/212[TL1] :
( . . . ) .E r a t dQ X V F Y F K K 
Trong đó:
- rF và aF 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
Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1
-X là hệ số tải trọng hướng tâm
-Y là hệ số tải trọng dọc trục
Phản lực hướng tâm trên các ổ là :
2 2 2 2
10 10
376,1 1221,17 1277,75( )    ro x y
F F F N
2 2 2 2
1 12 12
1345,93 809,02 1570,36( )    r x y
F F F N
Ta có Fa=0 => tỉ số 0 0,31
.
  a
r
F
e
V F
tra bảng 11-4/214[TL1]
0 1 0 1
1; 0    X X Y Y
Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là:
   0 0 0 0 0( . . . ) . 1.1.1277,75 0 .1.1 1277,75r a t dQ X V F Y F K K N    
   1 1 1 1 1( . . . ) . 1.1.1570,36 0 .1.1 1570,36r a t dQ X V F Y F K K N    
Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn Q = Q0 = 1570,36(N)
3 33
.
1570,36. 1 .0,7 0,8 .0,3 1489,65
m
i i
m
E
i
Q L
Q
L
   


   
1 1
3
.( ) 1489,65.1323 16353,25 16,4     m m
d E E
C Q L Q L N kN
17,6( )  d
C C kN
Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 305 thỏa mãn khả năng tải động .

4. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh.
Theo CT 11-18/221[TL1] : 0t
Q C
Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ một dãy :
X0 = 0,6 ; Y0 = 0,6
Theo CT 11-19 và CT 11-20 ta có:
Với ổ 1-0 ta có :
0 0 0 0
. .t r a
Q X F Y F 
= 0,6 . 1277,75 + 0,6 . 0 = 766,65 (N) < 0r
F
0
1277,75( ) Q N < Co = 11,6 (kN)
1 0 1 0
. .t r a
Q X F Y F 
= 0,6 .1570,36 + 0,6 . 0 = 942,23 < 1r
F
1
1570,36( ) Q N < Co = 1164 (kN)
Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 205 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có các
thông số :
d = 25(mm); D = 52(mm); B = 15 (mm); Co = 11,6(kN); C = 17,6(kN)
B. Ổ LĂN CHO TRỤC II
1. Chọn loại ổ lăn
 2 2 2 2
20 20 6232,15 1042,84 6318,79ro x yF F F N    
 2 2 2 2
1 21 21 4639,59 730,77 4696,79r x yF F F N    
Lực dọc trục Fa=1973,79(N)
Xét tỉ số 0
1
1973,79
0,31
6318,79
1973,79
0,42
4696,79
a
r
a
r
F
F
F
F
 
 
Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ
chọn ổ bi đỡ chặn.
2. Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động
Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d20 = d21 = 45 mm

Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ trung hẹp ta chọn được ổ bi đỡ chặn kí
hiệu 46309
có: Co = 44,8kN C = 56,03 kN
0
1973,79
0,052
37700
aF
C
 
=> α = 120 e = 0,355
3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-1/211[TL1]:
C d = Q m
L
Trong đó :
Tính L :
:
6 6
60. . 60.340,28.15000
306,252
10 10
  h
n L
L
Với Lh = (10 25) . 10
3
=15000(h)
n= 340,28(vg/ph) là số vòng quay của trục 2.
Theo CT 11-3/212[TL1] :
( . . . ) .E r a t dQ X V F Y F K K 
Trong đó:
 6318,79roF N  1 4696,79rF N

Lực dọc trục
Fs0 = e.Fr0 = 0,355 . 6318,79= 2243,17 (N)
Fs1 = e.Fr1 = 0,355 . 4696,79= 1667,36 (N)
0 1
Fa
Fr0
Fs0
Fs1
Fr1
Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:
 0 1 1667,36 1973,79 306,43a s atF F F N     
 1 0 2243,17 1973,79 4216,96a s atF F F N    
Vì  0 0 0 0 2243,17a s a sF F F F N   
 1 1 1 1 4216,96a s a aF F F F N    
Tính tỉ số :
0
0
2243,17
0,355
. 1.6318,79
a
r
F
e
V F
  
=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X0 = 1 Y0 = 0
1
1
4216,96
0,89 0,355
. 1.4696,79
a
r
F
e
V F
   
=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X1 = 0,45 Y1 = 1,54
   0 0 0 0 0( . . . ) . 1.1.6318,79 0 .1.1 6318,79r a t dQ X V F Y F K K N    
   1 1 1 1 1( . . . ) . 0,45.1.4696,79 1,54.4216,96 .1.1 8607,67r a t dQ X V F Y F K K N    
Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn
=> Q = 8607,67 (N)
Tải trọng tương đương:
 3 33
.
8607,67. 1 .0,7 0,8 .0,3 8165,27
m
i i
m
E
i
Q L
Q N
L
   


=> 3
81,65. 306,252 55,04m
d EC Q L kN   < C = 56,03 kN
=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

Theo CT 11-18/221[TL1] : 0t
Q C
Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ chặn một dãy :
X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47
0 0 0 0 0 0
. . = 0,5.6318,79+0,47.2243,17 = 4213,68 (N) < t r a r
Q X F Y F F
0 0
6318,79( )< Co = 44,8 (kN)  r
Q F N
1 0 1 0 1 1
. . = 0,5.4696,79+0,47.4216,96=4330,37< t r a r
Q X F Y F F
1 1
4696,79( )< Co = 44,8 (kN)  r
Q F N
Như vậy ổ bi đỡ chặn kí hiệu 46309 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có
các thông số :
d = 45(mm); D = 100(mm); B = 25 (mm); Co = 44,8 kN; C
= 56,03 kN
C. Ổ LĂN CHO TRỤC III
1. Chọn loại ổ lăn
 2 2 2 2
30 30 6782,52 3672,08 7712,77ro x yF F F N    
 2 2 2 2
1 31 31 5680,86 713,35 5725,47r x yF F F N    
Lực dọc trục Fa=1973,79(N)
Xét tỉ số 0
1
1973,79
0,25
7712,77
1973,79
0,34
5725,47
a
r
a
r
F
F
F
F
 
 
Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ
chọn ổ bi đỡ chặn.
2. Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động
Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d30 = d33 = 60 mm
Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ nhẹ hẹp ta chọn được ổ bi đỡ chặn kí
hiệu 36212
có: Co = 40,1 kN C = 48,2kN

0
1973,79
0,04
40100
aF
C
 
=> α = 120 e = 0,355
3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-1/211[TL1]:
C d = Q m
L
Trong đó :
Tính L :
:
6 6
60. . 60.123,74.15000
111,366
10 10
  h
n L
L
Với Lh = (10 25) . 10
3
=15000(h)
n= 123,74(vg/ph) là số vòng quay của trục 3.
Theo CT 11-3/212[TL1] :
( . . . ) .E r a t dQ X V F Y F K K 
Trong đó:
Phản lực hướng tâm trên các ổ là : ( Tính với trường hợp có Fr lớn nhất)
 7712,77roF N  1 5725,47rF N
Lực dọc trục
Fs0 = e.Fr0 = 0,355 . 7712,77 = 4242,02 (N)
Fs1 = e.Fr1 = 0,355 . 5725,47 = 2032,54 (N)

0 1
Fa
Fr0
Fs0
Fs1
Fr1
Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:
 0 1 1973,79 2032,54 4006,33a at sF F F N    
 1 0 1973,79 4242,02 2268,23a at sF F F N    
Vì  0 0 0 0 4242,02a s a sF F F F N   
 1 1 1 1 2268,23a s a aF F F F N    
Tính tỉ số :
0
0
4242,02
0,549 0,355
. 1.7712,77
a
r
F
e
V F
   
=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X0 = 0,45 Y0 = 1,54
1
1
2268,23
0,396 0,355
. 1.5725,47
a
r
F
e
V F
   
X1 = 0,45 Y1 = 1,54
 
 
0 0 0 0 0( . . . ) . 0,45.1.7712,77 1,54.4242,02 .1.1
10003,45
r a t dQ X V F Y F K K
N
   

 
 
1 1 1 1 1( . . . ) . 0,45.1.5725,47 1,54.2268,23 .1.1
6069,5357
r a t dQ X V F Y F K K
N
   

Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn
=> Q = 10003,45 (N)
Tải trọng tương đương:
 33
.
10003,45. 0,7 0,8 .0,3 9489,31
m
i i
m
E
i
Q L
Q N
L
   


=>  3
9489,31. 111,366 45,65m
d EC Q L kN   < C = 48,2 kN

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-18/221[TL1] : 0t
Q C
Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ chặn một dãy :
X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47
0 0 0 0 0 0
. . = 0,5.7712,77+0,47.4242,02 = 5850,13(N) < t r a r
Q X F Y F F
0 0
7712,77( )< Co = 40,1 (kN)  r
Q F N
1 0 1 0 1 1
. . = 0,5.5725,47+0,47.2268,23=3928,8< t r a r
Q X F Y F F
1 1
5725,47( )< Co = 40,1 (kN)  r
Q F N
Như vậy ổ bi đỡ chặn kí hiệu 36212 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có
các thông số :
d = 60(mm); D = 110(mm); B = 22 (mm); Co = 40,1kN C =
48,2 kN

V. THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
1. Tính kết cấu vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật
liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Kết cấu nắp ổ
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP
GIẢM TỐC
Tên gọi Biểu thức tính toán KQ
Chiều
dày:
Thân hộp  0,03. 3 0,03.250 3 10,5( )     w
a mm
Chọn  = 10mm
10
Nắp hộp 1 1 0,9. 0,9.10 9( )mm    9
Gân
tăng
cứng:
Chiều dày gân e (0,8 1). (0,8 1).10 8 10( )e mm     
Chọn e = 10mm
10
Chiều cao gân, h 5 50 h (mm), chọn h= 50mm 50
Độ dốc Khoảng 20
Đường
kính :
Bulông nền, d1 10.04,01  wad =0,04.250 + 10 =
20>12
Chọn d1 =20mm, chọn bulông M20.
20
Bulông cạnh ổ,d2 d2=0,7d1 = 0,7.20= 14(mm), chọn
d2=14mm và chọn bulông M14
16
Bulông ghép bích
nắp và thân,d3
d3 = (0,8 0,9).d2 =11,2 -
12,6(mm)
 chọn d3 = 12 và chọn bulông M12
14
Vít ghép nắp ổ, d4 d4 = (0,6  0,7)d2=(0,6  0,7)14 = 8,4 -
9,8(mm)
Chọn d4 = 10mm và chọn vít M10
10
Vít ghép nắp cửa
thăm, d5
d5 =( 0,5  0,6)d2=( 0,5  0,6)14= 7-
8,4(mm)
Chọn d5 = 8mm và chọn vít M8
8
Mặt
bích
-Chiều dày bích
thân hộp, S3
S3 =(1,41,8)d3 = (1,41,8)12 = 16,8 
21,6(mm)
20

ghép
nắp và
thân:
Chọn S3 = 20mm
-Chiều dày bích nắp
hộp, S4
S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1)20 = 18  20
(mm)
Chọn S4 = 20mm
20
-Bề rộng bích nắp
hộp và thân, K3
3 2
(3 5)K K   = 45 – 5 = 40(mm)
Với 2 2 2
(3 5)K E R   
2 2
1,6. 1,6.14 22,4( )  E d mm
lấy E2 =23mm
2 2
1,3. 1,3.14 18,2( )  R d mm
lấy R2 = 19mm
2
23 19 3 45( )   K mm
40
23
19
45
Mặt đế: -Chiều dày khi
không có phần lồi
S1
S1 = (1,3  1,5) d1=(1,3  1,5).20 = 26 -
30(mm)
Chọn S1 = 26mm
26
-Bề rộng mặt đế
hộp,K1và q
q k1 + 2. = 60 +2.10 = 80 mm 80
Khe hở
giữa
các chi
tiết
-Giữa bánh răng và
thành trong hộp
  ( 1..1,2). = (1..1,2)10 = 10....12 mm
Chọn  = 15mm
10
-Giữa đỉnh bánh
răng lớn với đáy
hộp
1 = (3…5).  = (3…5).10 = 30…50 mm
Chọn 1 = 30 [mm]
40
-Giữa mặt bên các
bánh răng với nhau
2   =10 , lấy 2 = 10 mm 10
Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200  300) 
(600+350)/ 200 = 4,75 ; chọn Z =
6
Sơ bộ chọn L=600, B=350(L,B:chiều dài
và rộng của hộp.
6
2. Một số chi tiết khác
a. Cửa thăm

230
200
150
200
250
180
4
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 18-5/92[TL2] ta
chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ:
b. 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-
6/93[TL2] 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
M48x3 35 45 25 70 62 52 10 5 15 13 52 10 56 36 62 55

c. 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 17-7[2] ta chọn nút
tháo dầu có kích thước như hình vẽ.
d. Kiểm tra mức dầu
Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu
và kích thước như hình vẽ.
e.Chốt định vị
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các
trục. Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị
trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép,
ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến
dạng vòng ngoài của ổ.
28
159
25,4
M20
22
30
30
18
12
6
6 12
8
1:50

g. Bu lông 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 tụ 2 cấp tra bảng 18-3b[2] ta có Q = 480(kG),
do đó theo bảng 18-3a/89[TL2] ta dùng bulông vòng M16
h. Các bánh răng
Bánh răng 1 lắp trên trục I:
Tên gọi Kí
hiệu
Bánh
răng 1
Bánh
răng 2
Bánh
răng 3
Bánh
răng 4
Chiều dày của vành răng σ - 8 - 8
Chiều dài mayơ l 40 70 70 90
Bề dày nan hoa C - 10 - 12
Đường kính ngoài của
mayơ
D - 80 - 100
Đường kính lỗ trên nan
hoa
d0 - 20 - 20
Rãnh then trên bánh răng b x h x
t2
10 x 8 x
3,3
14x9x3,
8
14x9x3,
8
18x11x
4,4
Bán kính góc lượn R - 2 - 2
Đường kính tâm lỗ trên
nan hoa
D0 - 180 - 200
3. Bôi trơn cho hộp giảm tốc
a. 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.Với vận tốc vòng của bánh răng v =
4,15m/s, tra bảng 18-11[2] ta được độ nhớt 8 ứng với 1000C
Theo bảng 18-15 ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là
20Centistoc.

b. 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.
Bảng thống kê giành cho bôi trơn
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
4. Xác định và chọn kiểu lắp

T Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới
hạn của lỗ và
trục(m)
Ghi chú
1 Bánh trụ răng thẳng 1 và
trục I
32
7
6
H
k
+25
+18
+2
2 Khớp nối với trục I 24
7
6
H
k
+21
+15
+2
3 Vòng trong ổ lăn với trục
I
25k6 +15
+2
2 ổ lắp giống
nhau
4 Vòng ngoài ổ lăn trục I
lắp với thân
52H7 +30 2 ổ lắp giống
nhau
5 Then và trục I 10
8
9
h
E +61
+25
b x h = 10 x 8
-22
6 Trục I và vòng trong bạc
chặn
24 7
6
H
k
+21
+15
+2
7 Bánh trụ răng thẳng 2 và
trục II
48
7
6
H
k
+25
+18
+2
8 Bánh trụ răng nghiêng 3
và trục II
48
7
6
H
k
+25
+18
+2
II
45k6 +18
+2
2 ổ lắp giống
nhau
12 Then và trục II 14
8
9
h
E +75
+32
b x h = 14 x 9
-27
15 Bánh trụ răng nghiêng 4
và trục III
63
7
6
H
k
+30
+21
+2
16 Bánh đĩa xích 55
7
6
H
k
+30
+21
+2

III
60k6 +21
+2
2 ổ lắp giống
nhau
18 Vòng ngoài ổ lăn trục III
lắp với thân
110H7 +35 2 ổ lắp giống
nhau
19 Then và trục III 18
8
9
h
E +75
+32
b x h = 18 x 11
-27
20 Trục III và vòng trong
bạc chặn
60 7
6
H
k
+30
+21
+2

Vaduni - Thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Vaduni - Thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

Similar to Vaduni - Thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp khai triển (20)

More from NguynVnB3

More from NguynVnB3 (13)

Vaduni - Thuyết minh hộp giảm tốc 2 cấp khai triển