Đề tài: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ TÀI:
GVHD: Nguyễn Minh Huy
SVTH: Nguyễn Thế Dân
MSSV: 2003130078
LỚP:04DHCK2
NĂM HỌC: 2015-2016
TP. HỒ CHÍ MINH, THÁNG 12 NĂM 2015

Đồ án chi tiết máy
Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 2
CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
Cán bộ hướng dẫn 1:
(Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký)
Cán bộ chấm nhận xét 1 :
Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP
TỐT NGHIỆP, TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM
Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . .

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 3

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 4
LỜI CẢM ƠN
Không có sự thành công nào mà không gắn liền với những sự hỗ trợ, giúp đỡ
dù ít hay nhiều, dù trực tiếp hay gián tiếp của người khác. Trong suốt thời gian từ
khi bắt đầu học tập ở giảng đường đại học đến nay, em đã nhận được rất nhiều sự
quan tâm, giúp đỡ của quý Thầy Cô, gia đình và bạn bè.
Với lòng biết ơn sâu sắc nhất, em xin gửi đến quý Thầy Cô ở Khoa Công
Nghệ Cơ Khí – Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM đã cùng với tri
thức và tâm huyết của mình để truyền đạt vốn kiến thức quý báu cho chúng em trong
suốt thời gian học tập tại trường. Và đặc biệt, trong học kỳ này, Khoa đã tổ chức cho
chúng em được tiếp cận với môn học mà theo em là rất hữu ích đối với sinh viên
ngành Chế Tạo Máy chúng em. Đó là môn học "Đồ Án Chi Tiết Máy”.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Huy đã tận tâm hướng dẫn em
trong quá trình làm đồ án. Nếu không có những lời hướng dẫn, dạy bảo của thầy thì
em nghĩ bài thu hoạch này của em rất khó có thể hoàn thiện được. Một lần nữa, em
xin chân thành cảm ơn thầy.
Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn. Và đây chỉ là những bước
đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế
và còn nhiều bỡ ngỡ. Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được
những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến
thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn.

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 5
Nhận xét của GVHD

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 6
MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.......................8
1.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ ......................................................................8
1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:.............................................................9
1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:............................................................................9
1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN............................................................................... 10
1.3. LẬP BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT................................................................... 10
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục: ................................................................ 10
1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục ..................................................................... 11
1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:..................................................................... 11
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.................................. 12
2.1 CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI :.................................................................... 12
2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN :..................................................... 12
2.3 LỰC CĂNG ĐAI BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC :.................................. 15
2.4 THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI :``.................................................................... 16
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG ........................................ 17
3.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM........................................... 17
3.1.1 CHỌN VẬT LIỆU .................................................................................................. 17
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép .............................................................................. 17
3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục..................................................................... 19
3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp......................................................................... 20
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.............................................................. 20
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:.................................................................... 23
3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải.............................................................................24
3.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH ......................................... 25
3.2.1 Chọn vật liệu........................................................................................................ 25
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép .............................................................................. 25
2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục..................................................................... 27
3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp......................................................................... 27
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.............................................................. 28
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:.................................................................... 30
3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải............................................................................ 31
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY.................................................... 33
4.1 TÍNH TOÁN TRỤC, THEN ......................................................................................... 33
4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:.......................................... 33
4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:.............................. 34
4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])............. 35
4.1.4 Lực tác dụng........................................................................................................ 36
4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục.......................... 37
4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then............................................................ 47
4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục........................................................................... 48
4.2 TÍNH TOÁN Ổ LĂN............................................................................................ 51

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 7
CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC................................................................ 57
5.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP .................................................................................................. 57
5.2 CÁC PHỤ KIỆN KHÁC............................................................................................. 59
5.2.1 Vòng móc ............................................................................................................. 59
5.2.2 Chốt định vị:........................................................................................................ 59
5.2.3 Cửa thăm.............................................................................................................. 60
5.2.4 Nút thông hơi....................................................................................................... 60
5.2.5 Nút tháo dầu........................................................................................................ 61
5.2.6 Que thăm dầu...................................................................................................... 61
5.2.7 Vòng phớt............................................................................................................. 62
5.2.8 Vòng chắn dầu..................................................................................................... 62
5.3 DUNG SAI VÀ YÊU CẦU KĨ THUẬT........................................................................ 62
5.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục:..................................................... 62
5.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:.................................................................................... 63
5.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục:............................................................ 63
5.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp............................................................... 63
5.3.5 Dung sai lắp ghép chốt định vị......................................................................... 63
5.3.6 Dung sai lắp ghép then lên trục:....................................................................... 63
TÀI LIỆU THAM KHẢO ................................................................................................ 66

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 8
THÔNG SỐ ĐỀ CHO
P = 27,5 (kW)
n = 75 (vg/ph)
Thời gian làm việc Lh=16000h, làm việc 3 ca.
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. Xác định công suất động cơ
Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định
như sau:
t
ct
P
P


Trong đó:
ctP : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
tP : cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW)
 : hiệu suất truyền động
Tính hiệu suất:  được tính theo công thức:
0.3t0.5t0.2t
0.7T
0.9T
T
T
Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải
1. Động cơ - 2. Bộ truyền đai,
3. Ổ lăn - 4. Trục - 5. Bánh răng nghiêng
Hình 1.2 Sơ đồ phân bố tải trọng

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 9
2 3 2 3
d. . 0,95.0,97 .0,99 0,86br ol
     
Với:
𝜂 𝑑: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95
br :hiệu suất bánh răng: 0,97
ol :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99
Tính công suất tính toán:
22 2 2 2 2
31 2
1 2 3
d ax
1 2 3
0,9 0,7
0,2 0,5 0,3
27,5
0,2 0,3 0,5
t t m
TT T T T T
t t t t t t
T T T T T T
P P P
t t t t t t
          
              
             
   
= 23,85 (kW)
Công suất cần thiết của động cơ:
23,85
27,7
0,86
t
ct
P
P

  
1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:
Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức
ut= uh. ud
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= 12 (chọn từ 8÷40)
usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5)
12.3,15 37,8tu  
Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
. 75.37,8 2835sb lv tn n u   vg/ph
1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:
Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau:
27,7 ( )
2835 ( / )
dc ct
dc sb
P P kW
n n vg ph
 

 
Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 10
Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:
 Pdc = 30 kW
 ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)
 Hệ số công suất cos 0,92 
 1,4 1mmK
dn
TT
T T
  
1.2. Phân phối tỉ số truyền
Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ:
2943
39,24
75
dc
t
lv
n
u
n
  
Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12
1 2 12 3,46hu u u   
Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) :
39,24
3,26
12
t
d
h
u
u
u
  
Tính lại ud theo u1 và u2:
1 2
39,24
3,27
. 3,46.3,46
t
d
u
u
u u
  
Kiểm nghiệm ud:
1% 4%du  
Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể.
1.3. Lập bảng thông số kỹ thuật
1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:
3
27,5
29,239
. 0,99.0,95
lv
ol d
P
P
 
   (kW)
3
2
29,239
30,447
. 0,99.0,97ol br
P
P
 
   (kW)
2
1
30,447
31,705
. 0,99.0,97ol br
P
P
 
   (kW)

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 11
1 31,705
32
0,99
dctt
kn
P
P

   (kW)
1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục
1
2943
902,7
3,26
dc
d
n
n
u
   vg/ph
1
2
1
902,7
261
3,46
n
n
u
   vg/ph
2
3
2
261
75
3,46
n
n
u
   vg/ph
1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:
6 6 32
9,55.10 . 9,55.10 . 103839,6194
2943
dctt
dc
dc
P
T
n
   (Nmm)
6 61
1
1
31,705
9,55.10 . 9,55.10 . 335419,0207
902,7
P
T
n
   (Nmm)
6 62
2
2
30,447
9,55.10 . 9,55.10 . 1114056,897
261
P
T
n
   (Nmm)
6 63
3
3
29,239
9,55.10 . 9,55.10 . 3723099,333
75
P
T
n
   (Nmm)
Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Công suất P (kW) 32 31,705 30,447 29,239
Tỷ số truyền u 3,26 3,46 3,46
Số vòng quay n
(vòng/phút)
2943 902,7 261 75
Momen xoắn T
(Nmm)
103839,6194 335419,0207 1114056,897 3723099,333

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 12
CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai :
Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc,
khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, .... mà ta có thể chọn các loại đai
như đai dẹt, đai thang, đai răng,..... với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang.
Ta có các thông số:
P = 30 kW
n = 2943 vòng/phút
u = 3,26
Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang
Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai
loại Ƃ với:
- bt = 14 mm
- b = 17 mm
- h = 10,5 mm
- y0 = 4 mm
- A = 138mm2
- d1= 140÷280mm.
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền :
2.3.2 Đường kính bánh đai nhỏ :
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d1=160 mm.
2.3.3 Vận tốc đai nhỏ :
1
1
. . .160.2943
24,65 /
60000 60000
d n
v m s
 
  
Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường.

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 13
2.3.4 Đường kính bánh đai lớn :
- Giả sử ta chọn hệ số trượt :  = 0,02
- Theo công thức 4.2[1] trang 53, ta có :
d2 = u.d1(1-  ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm
- Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn :
d2 = 500 mm
- Tỉ số truyền thực tế :
2
1
500
' 3,188
(1 ) 160(1 0,02)
d
u
d 
  
 
Sai lệch với giá trị ban đầu ≈ 2,2 %.
2.3.5 Khoảng cách trục sơ bộ :
Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có :
1 2 1 20,55( ) 2( )
0,55(160 500) 10,5 2(160 500)
373,5 1320
d d h a d d
a
a
    
     
  
Khi u = 3,26
Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3
2.3.6 Chiều dài tính toán của đai :
Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có :
2
1 2 2 1
2
( ) ( )
2
2 4.
(160 500) (500 160)
2.500
2 4.500
2094,52
d d d d
L a
a
mm


 
  
 
  

Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m.
2.3.7 Số vòng chạy của đai trong một giây :
1 1
max
24,56
10,96 10
2,24
v
i s s i
L
 
    
ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m.
1 1
max
24,56
9.824 10
2,5
v
i s s i
L
 
    
Khi đó điều kiện được thoả
2.3.8 Tính chính xác khoảng cách trục :
- Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có :

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 14
2 2
8
4
k k
a
  

Trong đó : 1 2( ) 160 500
2500 1463,27
2 2
d d
k L mm 
 
    
2 1 500 160
170
2 2
d d
mm
 
   
- Do đó :
2 2
1463,27 1463,27 8(170)
711,3
4
a mm
 
 
- Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép.
Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm
Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm
2.3.9 Góc ôm bánh đai nhỏ :
0 0 02 1
1
500 160
180 57 180 57 152,75
711,3
d d
a

 
    
0
1 150  nên chọn đai vải cao su
2.3.10 Xác định số dây đai :
d
0
.
[ ]. . . .l u z
P K
z
P C C C C

Trong đó :
- Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW
[Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn :
[P0] = 5,93
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 [1] trang 61,
ta lấy : Cα = 0,92
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1]
trang 61, ta lấy : Cu=1,14
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 [1]
trang 61, ta lấy : Cl = 1,0
- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1
- Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,0

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 15
Do đó :
d
0
. 30.1,0
4,82
[ ]. . . . 5,93.0,92.1,0.1,14.1l u z
P K
z
P C C C C
  
Vậy ta chọn : z = 5
2.3.11 Chiều rộng bánh đai B :
Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có :
t = 19; e = 12,5; ho = 4,2;
B = (z -1) t + 2e = (5 -1)19 + 2.12,5 = 101 mm
2.3.12 Đường kính ngoài của bánh đai :
da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm
da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm
2.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục :
2.3.1 Lực căng đai ban đầu :
Theo công thức 4.19[1] trang 63, ta có ;
 
d
0
780. .
. . v
P K
F
v C z F


2.3.2 Tính lực li tâm :
Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có :
2
.v mF q v
Trong đó :
- qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có :
qm = 0,178
- v = 24,65 m/s.
Suy ra : 2
0,178.(24,65) 108,156vF N 
Vậy :
 0
780.30.1,0
105,621
24,65.0,92.5 108,156
F N 

2.3.3 Lực tác dụng lên trục :
1
0
152,75
2. . .sin( ) 2.105,651.5.sin( ) 1026,778
2 2
rF F z N

  

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 16
2.4 Thông số của bộ truyền đai :
Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai
STT Thông số Giá trị
1 Bánh đai nhỏ d1 = 160 mm
2 Bánh đai lớn d2 = 500 mm
3 Vận tốc v = 24,65m/s
4 Khoảng cách trục a = 710 mm
5 Chiều dài đai L = 2500mm
6 Góc ôm α1 = 152,750
7 Số dây đai z = 5
8 Chiều rộng bánh đai B = 101mm
9 Đường kính ngoài của bánh đai da = 168,4mm
10 Lực căng đai ban đầu F0 = 105,621N
11 Lực li tâm Fv = 108,156N
12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1026,778N

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 17
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Các thông số kĩ thuật
Tổng thời gian làm việc 16000hL h , làm việc 3 ca
Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
Tỷ số truyền 1 3,46u 
Số vòng quay trục 1 902,7 ( / )n vòng phút
Momen xoắn T 1 335419,0207( )T Nmm
Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng)
Tỷ số truyền 2 3,46u 
Số vòng quay trục 2 261 ( / )n vòng phút
Momen xoắn T 2 1114056,879( )T Nmm
3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
3.1.1 Chọn vật liệu
 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn
 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
3 850b MPa  , 3 580ch MPa  , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB
 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
4 750b MPa  , 4 450ch MPa  , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép
 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở
 3
2,4 2,4 7
330 30.245 1,63.10HON HB chukì  
 4
2,4 2,4 7
430 30.230 1,40.10HON HB chukì  
 3 4
6
4.10FO FON N chukì 
 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 18
3
3
max
60 i
HE i i
T
N c nt
T
 
  
 

3 3 3
0,9 0,7
60.1 0,2 0,5 0,3 .261.16000
T T
T T T
      
        
       
167223744 (chu kì)
 3
4
167223744
48330561,85
3,46
HE
HE chukì
N
N
u
  
 
3
6
max
6 6 6
60
0,9 0,7
60.1 0,2 0,5 0,3 .261.16000
125534368,5
i
FE i i
T
N c n t
T
T T T
T T
chu k
T
ì
 
  
 
      
        
       


 3
4
125534368,5
36281609,4
3 6,4
FE
FE
N
ch kN ì
u
u  
Ta thấy
3 3
4 4
3 3
4 4
HE HO
HE HO
FE FO
FE FO
N N
N N
N N
N N





 
nên chọn HE HON N để tính toán
 Suy ra 3 4 3 4
1HL HL FL FLK K K K   
Ứng suất cho phép
 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có (𝑆 𝐻 = 1,1)
Giới hạn mỏi tiếp xúc 0
2 70Hlim HB  
Bánh chủ động 3
0
32 70 2.245 70 560Hlim HB MPa     
Bánh bị động 4
0
42 70 2.230 70 530Hlim HB MPa     
Giới hạn mỏi uốn 0
1,8Flim HB 
0
31,8 1,8.245 441Flim HB MPa   
0
41,8 1,8.230 414Flim HB MPa   
Ứng suất tiếpcho phép

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 19
 Tính toán sơ bộ
  0 0,9 HL
H Hlim
H
K
S
 
3
3
lim
1
560 MPa
1,1
o HL
H H
H
K
S
       
 4
1
530 MPa
1,1
H   
  3 4 509,09 481,82
495,45
2 2
H H
H MPa
 

        
Ứng suất uốn cho phép
 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có 1FCK  khi đặt tải một phía (bộ truyền quay
một chiều); 1,75Fs  )
 
0
.Flim FC
F FL
F
K
K
s

 
3 4
441.1 414.1
252 ; 236,57
1,75 1,75
F FMPa MPa         
Ứng suất quá tải cho phép
  42,8 2,8.450 1260H chmax
MPa   
3 30,8 0,8.580 464F chmax
MPa      
4
0,8.450 360F max
MPa    
3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
 Theo công thức 6.15a, trang 96, [1]
 
 
 2
332 2 2
2
.1,11
1 43 3,46 1
0,4.445,905 .3,46
H
w a
ba H
T K
a K u
u

 
   
316,47mm

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 20
 Với
43aK  - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng
6.5, trang 96, [1]
𝑇2 = 1114056,897- Momen xoắn trên trục bánh chủ động
0,4ba  ;    20,53 1 0,53.0,4 3,46 1 0,95bd ba u     
1,11HK   - Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với
1bd  bảng 6.7, trang 98, [1]
=> Chọn 315wa mm
3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp
Xác định môđun:
   0,01 0,02 3,15 6,3n wm a mm   
 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn 4nm mm
 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng
     3
2 .2.315. 8 2.315. 20
4 3,46 1 1 4 3,46 1
w
n
a coscos cos
z
m u

  
  
334,97 33,18z  
Ta chọn z3= 34 răng
 Số bánh răng lớn 4 2 3 34.3,46 117,64z u z răng   , chọn z4 = 118 răng
 Do đó tỷ số truyền thực 4
3
118
3,47
34
m
z
u
z
   1 2u u 
 Góc nghiêng răng:
   31 4 3,47 1 34
arccos arccos 15,21
2 2.315
on
w
m u z
a

 
  
𝛽 thoả mãn điều kiện 8 20o
 
3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếpxúc
 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền
 2
1
2 1H mM H
H
w w m
T K uZ Z Z
d b u





Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 21
 Trong đó
1
3
274 ( )MZ Mpa Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
(bảng 6.5, trang 96, [1])
𝑍 𝐻 Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])
 
0
2 2 14,27
1,71
2 sin 2.20,66
b
H o
tw
cos cos
Z
sin


  
 Với
𝛽𝑏 Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
   cos . cos 20,66 . 15,21 14,27o
b tacrtg tg acrtg tg         
 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
020
20,66
15,21
t tw
tg tg
acrtg acrtg
cos cos

 

   
      
  
 Với 𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp
𝑍𝜀 Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
 Hệ số trùng khớp dọc
sin sin 315.0,4.sin15,21
.4
w w bab a
m m

  

  
     
 Hệ số trùng khớp ngang
3 4
1 11,88 3,2( ) os 1,7c
z z     
  
 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]
1 1
1,7
Z

   
 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc
H H H HvK K K K  (công thức 6.39, trang 106, [1])
 1,11HK   Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng (bảng 6.7, trang 98, [1])
 Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động
3 3 .140,93.261
1,92 /
60000 60000
wd n
v m s
 
  

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 22
 Với 3
w
w
2 2.315
140,93
1 3,47 1m
a
d
u
  
 
mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động
1,92 /v m s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 ta chọn
1,13HK  
 Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có
0
315
0,002.82.1,92 3
3,47
w
H H
m
a
v g v
u
  
 Với
0,002H  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang
107, [1])
0 82g  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2
(bảng 6.16, trang 107, [1])
3
2
3.126.140,93
1 1 1,01
2 2.1114056,897.1,13.1,11
H w w
Hv
H H
v b d
K
T K K 
    
1,13.1,11.1,01 1,26H H H HvK K K K   
 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 3
w
w
2 2.315
140,93
1 3,47 1m
a
d
u
  
 
mm
 Bề rộng vành răng . 315.0,4 126w w bab a mm  
   2
1
2 1 2.1114056,897.1,26 3,47 1274.1,71.0,76
140,93 126.3,47
H mM H
H
w w m
T K uZ Z Z
d b u


 
 
428MPa
 Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thì 1vZ  , với cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là
1,25 0,63aR m  do đó 1RZ  , với vòng đỉnh răng là 700ad mm , 1xHK  ,
do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]
    495,45.1.1.1 495,45H H V R xHcx
Z Z K MPa   
 Như vậy  H H  => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 23
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Điều kiện bền uốn  3
3
2
w
2 F F
F F
w n
T Y K Y Y
b d m
 
  
 Xác định số răng tương đương
3
3
3 3
34
37,8
15,21
v
z
z răng
cos cos
  
4
4
3 3
118
131,32
15,21
v
z
z răng
cos cos
  
 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], 1,23FK   .
 Theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9
1,37FK  
 Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1]
0
315
0,006.82.1,92 9
3,47
w
F F
m
a
v g v
u
  
 Với
0,006F  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang
107, [1])
0 82g  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16,
trang 107, [1])
3
2
9.126.140,93
1 1 1,04
2 2.1114056,897.1,37.1,23
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K 
    
1,37.1,23.1,04 1,75F F F FvK K K K   
 Hệ số dạng răng FY theo bảng 6.18, trang 109, [1]
 Đối với bánh dẫn: 3
3,80FY 
 Đối với bánh bị dẫn: 4
3,6FY 
1 1
1,7
Y

    hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
15,21
1 0,89
140 140
o
Y

    hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 24
 Với 4nm  , 1,00SY  ,  1RY bánhrăng phay ,
1xFK  ( 400 )ad mm
 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]
3 3
[ ] 252.1.1.1 252F F R S xFY Y K MPa      
4 4
[ ] 236,5.1.1.1 236,5F F R S xFY Y K MPa      
 Độ bền uốn tại chân răng
3
3 3
3
22 2.1114056,897.3,8.1,75.0,588.0,89
109,167
126.140,93.4
F F
F F
w w n
T Y K Y Y
MPa
b d m
 
       
3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải
 Hệ số quá tải động cơ 2,2max
qt
T
K
T
 
 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải
   734,87 1260maxH H qt H max
K MPa MPa     
3 33 . 240,16 464maxF F qt F max
K MPa       
4 44 . 227,52 360maxF F qt F max
K MPa       
Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Giá trị
Khoảng cách trục 315wa mm
Modul pháp 4nm 
Chiều rộng vành răng 3 5 131w wb b mm   4 126wb mm
Tỷ số truyền 3,47mu 
Góc nghiêng răng 15,21o
 
Số răng bánh răng 3 34z  4 1z  18
Hệ số dịch chỉnh 3 0x  4 0x 

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 25
Đường kính vòng
chia
3
3 140,93
z
d m
cos
  4
4 489,13
z
d m
cos
 
Đường kính đỉnh
răng
3 3 2 148,93ad d m   4 4 2 497,13ad d m  
Đường kính đáy răng 3 3 2.5 130,93fd d m   4 4 2.5 479,13fd d m  
Góc profin răng 20,66t 
Góc ăn khớp 20,66w 
3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
3.2.1 Chọn vật liệu
 Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau
 Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn
 Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
 Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép
 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở
 
 
 
1
2
1 2
2,4 2,4 7
1
2,4 2,4 7
2
7
30 30.245 1,63.10
30 30.230 1,40.10
4.10
HO
HO
FO FO
N HB chukì
N HB chukì
N N chukì
  
  
 
 Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi
1
3
max
60 i
HE i i
T
N c nt
T
 
  
 

3 3 3
0,9 0,7
60.1 0,2 0,5 0,3 .902,7.16000
T T
T T T
      
        
       

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 26
 chukì
 1
2
89172350,67
25772355,68
3,46
HE
HE
N
N chukì
u
  
1
6
max
6 6 6
60
0,9 0,7
60.1 0,2 0,5 0,3 .902,7.16000
(chu k×)
i
FE i i
T
N c n t
T
T T T
T T T
 
  
 
      
        
       
 

1
2
434175764,2
(chu k×)
3,46
FE
FE
N
N
u
  
Ta thấy
1 1
2 2
1 1
2 2
HE HO
HE HO
FE FO
FE FO
N N
N N
N N
N N





 
nên chọn HE HON N để tính toán
 Suy ra 1 2 1 1
1HL HL FL FLK K K K   
Ứng suất cho phép
 Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có (𝑆 𝐻 = 1,1)
Giới hạn mỏi tiếp xúc 0
2 70Hlim HB  
0
12 70 2.245 70 560Hlim HB MPa     
0
22 70 2.230 70 530Hlim HB MPa     
Giới hạn mỏi uốn 0
1,8Flim HB 
0
11,8 1,8.245 441Flim HB MPa   
0
21,8 1,8.230 414Flim HB MPa   
Ứng suất tiếpcho phép
 Tính toán sơ bộ
  0 0,9 HL
H Hlim
H
K
S
 

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 27
1
1 2
0 1 1
560 509,09 ; 530 481,82
1,1 1,1
HL
H Hlim H
H
K
MPa MPa
S
            
  1 2 509,09 481,82
495,45
2 2
H H
H MPa
 

         
Ứng suất uốn cho phép
 Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có 1FCK  (do quay 1chiều); 1,75Fs  )
 
0
Flim FC
F FL
F
K
K
s




1 2
441.1 414.1
252 ; 236,57
1,75 1,75
F FMPa MPa          
Ứng suất quá tải cho phép
  22,8 2,8.450 1260H chmax
MPa   
1 210,8 0,8.580 464 ; 0,8.450 360F ch Fmax max
MPa MPa            
2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
 Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên 1 2
315w wa a mm 
 Với 0,4ba  ;    20,53 1 0,53.0,4 3,46 1 0,95bd ba u     
1,07HK   Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng
6.7, trang 98, [1])
3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp
   0,01 0,02 3,15 6,3n wm a mm   
 Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn 4nm mm
 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 0
15,21 
 Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ
 
2 . 2.315.cos15,21
34,07
1 4.(3,46 1)
w
n
a cos
m u

 
 
, chọn 𝑧1 =34 răng
 Số bánh răng lớn 2 1 2 30.3,46 117,64z u z răng   , lấy 2 118z 
 Do đó tỷ số truyền thực 2
1
118
3,47
34
m
z
u
z
   2u

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 28
 Góc nghiêng răng
   11 4 3,47 1 34
arccos arccos 15,21
2 2.315
on
w
m u z
a

 
  
3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếpxúc
 Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền
 1
1
2 1H mM H
H
w w m
T K uZ Z Z
d b u




 Trong đó
1
3
274MZ Mpa Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng
6.5, trang 96, [1])
HZ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1])
 
0
2 2 14,27
1,71
2 sin 2.20,66
b
H
tw
cos cos
Z
sin


  
 Với
b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở
   cos . cos 20,66 . 15,21 14,27o
b tacrtg tg acrtg tg         
 Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh
020
20,66
15,21
t tw
tg tg
acrtg acrtg
cos cos

 

   
      
  
 Với 𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp
𝑍𝜀 Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
 Hệ số trùng khớp dọc

sin sin 315.0,4.sin15,21
.4
w w bab a
m m

  

  
     
 Hệ số trùng khớp ngang
1 2
1 11,88 3,2( ) os 1,7c
z z     
  
 Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1]
1 1
1,7
Z

   
 𝐾 𝐻 Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 29
H H H HvK K K K  (công thức 6.39, trang 106, [1])
 1,07HK   Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng (bảng 6.7, trang 98, [1])
 Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động
1 1 .140,93.902,7
6,67 /
60000 60000
wd n
v m s
 
  
 Với
1
w
w
2 2.315
140,93
1 3,47 1m
a
d
u
  
 
: Đường kính vòng lăn bánh chủ động
6,67 /v m s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 8 ta chọn
1,13HK  
 Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có
0
315
0,002.61.6,67 7,7
3,47
w
H H
m
a
v g v
u
  
 Với
0,002H  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15,
trang107, [1])
trang 107, [1])
3
2
7,7.126.140,93
1 1 1,168
2 2.335419,0207.1,13.1,07
H w w
Hv
H H
v b d
K
T K K 
    
1,41H H H HvK K K K  
 Bề rộng vành răng . 0,4.315 126w w bab a mm  
   1
1
2 1 2.335419,0207.1,41 3,47 1274.1,71.0,76
140,93 126.3,47
H mM H
H
w w m
T K uZ Z Z
d b u


 
 
248,47MPa
 Với v = 6,67 (m/s) > 5 (m/s) thì 0,1
0,85 1,027vZ v  , với cấp chính xác động
học là 8, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công với độ

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 30
nhám là 1,25aR m do đó 1RZ  , với vòng đỉnh răng là 700ad mm ,
1xHK  , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]
    495,45.1,027.1.1 508,82H H V R xHcx
Z Z K MPa   
 Như vậy  H H  => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 Điều kiện bền uốn  3
1
2
w
2 F F
F F
w n
T Y K Y Y
b d m
 
  
 Xác định số răng tương đương
1
1
3 3
34
37,8
15,21
v
z
z răng
cos cos
  
2
2
3 3
118
131,2
15,21
v
z
z răng
cos cos
  
 Theo bảng 6.7, trang 98, [1], 1,16FK   ,
 theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 6,67 m/s và cấp chính xác 8,
 1,37FK  
0
315
0,006.61.6,67 23,25
3,47
w
F F
m
a
v g v
u
  
 Với
0,006H  Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang
107, [1])
trang107, [1])
1
1
1 1,38
2
F w w
Fv
F F
v b d
K
T K K 
  
2,19F F F FvK K K K  
 Hệ số dạng răng 𝑌𝐹 theo bảng 6.18, trang 109, [1]
 Đối với bánh dẫn: 1
3,8FY 

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 31
 Đối với bánh bị dẫn: 2
3,6FY 
1 1
1,7
Y

    hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
15,21
1 0,89
140 140
o
Y

    hệ số kể đến độ nghiêng của răng
 Với  4, 1, 1 , 1, 400 )n S R xF am Y Y bánhrăng phay K d mm    
 Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]
1 1
[ ] 252.1.1.1 252,92F F R S xFY Y K MPa      
2 2
[ ] 236,57.1.1.1 236,57F F R S xFY Y K MPa      
 Độ bền uốn tại chân răng
1
1 3
1
12 2.335419,0207.3,8.2,19.0,588.0,89
41,13
126.140,93.4
F F
F F
w w n
TY K Y Y
MPa
b d m
 
       
1 2
2 2
1
.
38,96
F F
F F
F
Y
MPa
Y

      
3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải
 Hệ số quá tải max
,2qt
T
K
T
  
 Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải
 248,47 . 2,2 368,54 1260maxH H qt H max
K MPa MPa      
1 11 . 41,13.2,2 90,486 464maxF F qt F max
K MPa        
2 22 . 38,96.2,2 85,712 360maxF F qt F max
K MPa        

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 32
Bảng 3.2 : Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Giá trị đã tính
Khoảng cách trục 315wa mm
Modul pháp 4nm mm
Chiều rộng vành răng 1 2 5 131w wb b mm   2 126wb mm
Tỷ số truyền 3,47mu 
Góc nghiêng răng 15,21 
Số răng bánh răng 1 34z  2 118z 
Hệ số dịch chỉnh 1 0x  2 0x 
Đường kính vòng chia
1
1 140,9
z
d m
cos
  3 2
2 489,13
z
d m
cos
 
Đường kính đỉnh răng 1 1 2 148,9ad d m   3 2 2 2 497,13ad d m  
Đường kính đáy răng 1 1 2.5 130,93fd d m   2 2 2.5 479,13fd d m  
Góc profin răng 20,66t 
Góc ăn khớp 20,66w 

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 33
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY
4.1 Tính toán trục, then
 Thông số thiết kế:
Momen xoắn trên các trục:
Trục I: 1 335419,0207T Nmm
Trục II: 2 1114056,897T Nmm
Trục III: 3 3723099,333T Nmm
 Qui ước các kí hiệu:
k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc
i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng
i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ
i = 2..s : với s là số chi tiết quay
𝑙 𝑘: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
𝑙 𝑘𝑖: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
𝑙 𝑚𝑘𝑖 : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k
𝑙 𝑐𝑘𝑖 : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến
gối đỡ.
𝑏𝑘𝑖: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k
4.1.1 Chọn vật liệuvà xác định sơ bộ đường kính trục:
 Dựa vào bảng 6.1 trang 92 [1] chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải
thiện có độ rắn HB 241..285, 850b MPa  và 580ch Mpa  ứng suất xoắn
cho phép: [τ]=15..30 MPa (tr.188 [1])
 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k :
 
3
0,2
k
k
T
d


   
 1
331
335419,0207
38,23 48,17
0,2 0,2 15 30
T
d mm

   

   
 2
332
1114056,897
57,04 71,87
0,2 0,2 15 30
T
d mm

   


Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 34
   
 3
333
3723099,333
85,29 107,46
0,2 0,2 15 30
T
d mm

   

 Tra bảng 10.2, trang 189, [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn
theo tiêu chuẩn :
(Tra bảng 1.7, trang 243, [1] ta chọn 48dcd  mm)
 Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 là
     1 0,8 1,2 0,8 1,2 .48 38,4 57,6dcd d mm     
 Chọn 1 40d mm
Trục I: 1 140 ; 23d mm b mm 
Trục II: 2 260 ; 31d mm b mm 
Trục III: 3 390 ; 43d mm b mm 
4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
𝑘1 = 15 𝑚𝑚: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay
𝑘2 = 10 𝑚𝑚: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
𝑘3 = 20 𝑚𝑚: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
ℎ 𝑛 = 20 𝑚𝑚: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông
Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và
điểm đặt lực như sau:
Từ công thức 10.10[1],10.11[1], trang 198, ta có:
 Chiều dài mayơ bánh răng:
     12 11,2 1,5 1,2 1,5 .40 48 60ml d mm      . Chọn lm12 = 50 mm
lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60). Chọn lm13 = 55 mm
     22 21,2 1,5 1,2 1,5 60 72 90ml d      . Chọn lm22 = 80 mm
 23 21,21,5 1,21,5 6( ) ( 0 72 9) 0ml d    .. Chọn lm23 = 85 mm
   32 31,2 1,5 1,2 1,5 90ml d    = (108 ÷ 135). Chọn lm32 = 115 mm
     33 31,2 1,5 1,2 1,5 .90 108 135 .ml d      Chọn lm33 = 120 mm

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 35
4.1.2.1. Trục I:
   12 12 12 1 30,5 0,5 50 23 20 20 76,5c m nl l l b k h mm          
   13 13 1 1 20,5 0,5 55 23 15 10 64ml l b k k mm        
11 132 2.64 128l l mm  
4.1.2.2. Trục III:
   32 32 3 1 20,5 0,5 115 43 15 10 104ml l b k k mm        
31 322 2.104 208l l mm  
33 31 33 208 121,5 329,5cl l l mm    
lc33 = 0,5(lm33 + b3)+ k3 +hn = 0,5(120 + 43) + 20 + 20 =121,5mm
4.1.2.3. Trục II:
   22 22 2 1 20,5 0,5 80 31 15 10 80,5ml l b k k mm        
31
23 11 32 1
23 43
128 104 15 280
2 2 2 2
bb
l l l k mm          
21 23 32 280 104 384l l l mm    
4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])
 Cặp bánh răng cấp nhanh:
Lực vòng:  1
1 2
1
2 2.335419,0207
4760,079
140,93
t t
w
T
F F N
d
   
Lực hướng tâm:  1 2 1
20,66
4760,079. 1860,04
cos cos15,21
tw
r r t
tg tg
F F F N


   
Lực dọc trục:  1 2 1 4760,079. 15,21 1294,177a a tF F F tg tg N   
 Cặp bánh răng cấp chậm:
Lực vòng:  2
3 4
3
2 2.1114056,897
15810,07
140,93
t t
w
T
F F N
d
   
Lực hướng tâm:  3 4 3
20,66
15810,07. 6177,92
cos cos15,21
tw
r r t
tg tg
F F F N


   
Lực dọc trục:  3 4 3 15810,07. 15,21 4298,46a a tF F F tg tg N   

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 36
4.1.4 Lực tác dụng
Lực bộ truyền đai:
1026,778rF N
I III
II
Hình 4.1 Sợ đồ phân bố lực trên các trục:

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 37
4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục
4.1.5.1 Trục I
Sơ đồ tính khoảng cách trục 1
 Tìm phản lực tại các gối đỡ (với M1 = Fa1 . dw1/2 =1294,177. 140,93/2
= 91194,18 (N) )
Tính phản lực tại 2 ổ lăn
Xét mặt phẳng oyz, ta có phương trình sau:
1 1
0 12
11
11
1 13 11 11
1294,177.40
.76,5 .128 0
2
518,5
0
7
. . .
2
a
X r
y
r
y
y
F
F
F d
M F l F l F
N
l
 
   
  





 1
1 12 11 10 11 1 11 1
10
10
3
40
1026,778.(76,5 128) .128 1294,177. 1026,778.(128 64) 0
2
1
.(
951,61
) F . . 0
2
N
.X r
y
y
r y a
F
d
M F l l l F l l
F
F
      
 
      
l12
lm 12
k3 kh
l11
l13
lm 13
b0
k2
k1

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 38
Xét mặt phẳng oxz, ta có phương trình sau:
0 1 13 x11 11
11
11
. . 0
.128 0
2380,0395 N
Y t
x
x
M F l F l
F
F
   
   
 

1 x10 11 1 11 13
10
10
. ( ) 0
.128 64) 0
2380,0395 N
Y t
x
x
M F l F l l
F
F
   
   
 

11
10
11
10
2380,0395
2380,0395
518,57
1951,61
X
X
Y
Y
F N
F N
F N
F N

 


 
 Xác định moment tương đương tại các tiết diện
Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là:
Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có:
2 2 2 2 2 2
11 0 100 10,75. 0 0 0,75.335419,0207 290481,3928( )t xđ yM M M T Nmm      
2 2 2 2 2
11 11 111 0,75. 78548,517 0 0,75.335419,0207 ( )đt x yM M M T Nmm       
2 2 2 2 2 2
12 1212 10,75. ( 33188,48) 152322,528 0,75.335419,0207
( )
t xđ yM M M T
Nmm
      
 
2 2 2 2 2 2
131 13 3 10,75. 0 0,75.335419,0207 290481,3928( )đt x yM M M T Nmm       

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 39
Hình 4.2 Biểu đồ nội lực trục I
Fly10
Fr1
Fly11
Ft1
Flx10
Flx11
Fa1
10
11
12
13
335419,0207 Nmm
Fly10
Fr1
l12
l13
l11
M1
Fr
Fly11
78548,517 Nmm
124903,04Nmm
33188,48 Nmm
152322,528 Nmm
Flx11
Ft1
Flx10
Fr
Mx
My
T1
45
50
45
Y
Z
X
Z
40

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 40
 Đường kính tại các tiết diện:
Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có:
 
tdj
3j
M
d
0,1 σ

Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 40 mm, theo bảng
10.5, trang 195,[1] có [σ] = 61 MPa
3
10
290481,3928
0,1.61
d mm  
3
11
0,1.61
d mm

  
3
12
0,1.61
d mm

  
13 10 36,24d d mm 
 Chọn đường kính tiêu chuẩn:
d10 = 40 (mm) ;  11 45d mm ;  12 50d mm ;  13 45d mm
4.1.5.2 Trục II
l22
l23
l21
lm22
l23

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 41
 Tìm phản lực tại các gối đỡ
M2 = Fa2 . dw2/2 = 1294,177. 489,13/2 = 316510,398 N
M3 = Fa3 . dw3/2 = 4298,46. 140,93/2 = 302890,9839 N
0 2 2 22 3 3 33 21 21
1 20 21 2 2 21 22 3 3 21 23
0 2 22 3 23 x21 21
1 x20 21 2 21 22 3 21 23
. . . 0
. ( ) ( ) 0
. . . 0
. .( ) ( ) 0
X r r ly
X ly r r
Y t t l
Y l t t
M M F l M F l F l
M F l M F l l M F l l
M F l F l F l
M F l F l l F l l
      
       
   
      




21
20
x21
x20
5655,56 N
3178,76 N
10530,2949 N
519,69 N
ly
ly
l
l
F
F
F
F

 
 

 
Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 209, ta có:
2 2 2 2
20 20 20 200,75 0 0 0,75.1114056,897 964801,5741( )td x yM M M T Nmm       
2 2 2 2 2 2
21 21 21 210,75 255890,18 41835,045 0,75.1114056,897
999035,5512( )
tđ x yM M M T
Nmm
      

2 2 2 2 2 2
22 22 22 220,75 588178,24 1095150,67 0,75.1114056,897
1573578,949( )
tđ x yM M M T
Nmm
      

2 2 2 2
23 23 23 230,75 0 0 0,75.114056,897 964801,5741( )td x yM M M T Nmm       

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 42
Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trục II
Fr2 Fr3
Flx21
y
x
Ft3
Ft2 Fly21
T2
Fa3
20 21
22 23
Flx20
Fa2
Fly20
255890,118 Nmm
1114056,897 Nmm
Fly21
Fr2
Fa3
M2 M3
Flx21
l22
l23
l21
588178,24 Nmm
1095150,67 Nmm
41835,045 Nmm
Flx20 Ft2
Ft3
Fly20
Mx
My
60
70
70
60
Y
Z
X
Z

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 43

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 44
l3 3
l3 1
l3 2
K 1
K 2
h n k 3
lm 3 2
lm 3 3
Tính đường kính trục tại các tiết diện j:
 
tdj
3j
M
d
0,1 σ

Vật liệu là thép 45 có σb  850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d2 = 60 mm, theo
bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 54 MPa
Do đó ta có:
3
20
964801,57415
0,1.54
d mm   ; 3
23
964801,5741
0,1.54
d mm  
3
21
999035,5512
56,9
0,1.54
d mm  ; 3
22
1573578,949
0,1.54
d mm  
d20 = d23=60 (mm) ;  21 22 70d d mm  ;
4.1.5.3 Trục III

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 45
 Tìm phản lực tại các gối đỡ
M4 = Fa4 . dw4/2 = 4298,46. 489,13/2 = 1051252,87 N
0 4 32 31 31 4
1 30 31 4 31 32 4
x31 31 4 320
1 x30 31 4 31 32
31
30
x30
x31
. 0
. .( ) 0
. . 0
. ( ) 0
1965,14
8143,06
7905,035
7905,035
X r ly
X ly r
l tY
Y l t
ly
ly
l
l
M F l F l M
M F l F l l M
M F l F l
M F l F l l
F N
F N
F N
F N
    
     
   
    

 
 

 




Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 194, ta có:
2 2 2 2
30 30 30 300,75. 0 0 0,75.3723099,333 3224298,603( )td x yM M M T Nmm      
2 2 2 2 2 2
31 31 31 310,75 846878,24 822123,64 0,75.3723099,333
3433539,211( )
tđ x yM M M T
Nmm
       

2 2 2 2 2 2
32 32 32 320,75 ( 204374) 0 0,75.3723099,333
3230769,291( )
tđ x yM M M T
Nmm
       

2 2 2 2
33 33 33 330,75 0 0 0,75.3723099,333 3224298,603( )tđ x yM M M T Nmm       
Tính đường kính trục tại các tiết diện j:
 
tdj
3j
M
d
0,1 σ

Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d3 = 90 mm, theo
bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 51MPa
Do đó ta có:
3
30
3224298,603
0,1.51
d mm  
3
31
3433539,211
0,1.51
d mm  

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 46
3
32
3230769,291
0,1.51
d mm  
3
33
3224298,603
0,1.51
d mm  
d30 = d32=90(mm) ; d31= 95 (mm) ; d33=85 (mm)
Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục III
Flx33
Fr4
z
y
x
Ft4
Tz
30 31 32 33
Flx30
Fa4
866878,24
Nmm
3723099,333
Nmm
Fly31
Flx31
Fly31Fr4
M4
90
95
90
85
l32
l31
l33
204374 Nmm
135652,2 Nmm
822123,64
Nmm
Flx31
Ft4
Flx30
My
Fly30
Mx
Fly30
Y
Z
X
Z

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 47
4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then
 Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1, trang 173[1]
và 9.2, trang 173[1]:
 
 
 
d d
t 1
c c
t
2T
σ σ
dl h t
2T
τ τ
dl b
 

 
(Khi dσ và cτ không thỏa mãn điều kiện trên thì ta tăng chiều dài mayơ lm, nếu không
được có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, khi đó mỗi then có thể tiếp nhân
0,75T.)
Với lt = (0,8÷0,9)lm, llv = lt – b
Trong đó:
d cσ ,τ : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa
d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục
T: mômen xoắn trên trục, Nmm
lt: chiều dài then
b,h,t: các kích thước của then
[d]: ứng suất dập cho phép, MPa
[c]: ứng suất cắt cho phép
 Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a[1]
Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:
Với tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định:
[σd] = 150 (MPa) Bảng 9.5 trang 178, [1]
[τc] = 60 ÷90 (MPa) Trang 174, [1]
Khi đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 48
Bảng 4.1 : Các thông số của then bằng
Tiết diện T (Nmm) d b h t1 t2 lt d c
10 3354419,0207 40 12 8 5 3,3 45 124,22 31,05
12 335419,0207 50 16 10 6 4,3 45 74,53 18,63
21 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 70 101 22,73
22 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 70 101 22,73
31 3723099,333 95 28 16 10 6,4 100 49 10,5
33 3723099,333 85 25 14 9 5,4 100 65,7 13,14
Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt.
4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục
Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi:
 Với thép C45 tôi cải thiện 50b MPa   :
→б-1 = 0,436. b =0,436.850 = 370,6 (MPa)
τ-1 = 0,58.б-1 = 214,9 (MPa)
 Theo bảng 10.7 trang 197[1] ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05
Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó:
max , 0j
aj j mj
j
M
б б б
W
  
 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:
max
2 2
j j
mj aj
oj
T
W

   
 Điều kiện thỏa bền mỏi là:
 2 2
.j j
j
j j
S S
S S
S S
 
 
 

  1,5 2,5S   : hệ số an toàn cho phép
jS : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
j
1
σ
σdj aj σ mj
б
б ψ б
S
K




Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 49
jS : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
j
1
τ
τdj aj τ mj
S
K





 Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: công thức
10.25, 10.26[1]:
σ
1 1
; Kdj d
x x
y y
j
K K
K K
K
K K

 


   
 
 Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
độ nhám Ra = 2,5÷0,63μm. Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung
ứng suất Kx = 1,1.
 Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1
Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199, [1]
Ta có: Kσ = 2,01, Kτ = 1,88
Độ bền tĩnh
 Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo do ứng suất dẻo quá lớn hoặc gãy khi bị quá
tải đột ngột, ta cần phải kiệm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh
 Công thức thực nghiệm có dạng :  2 2
3.td     
Trong đó :
   
3
3
0,1
0,2
0,8 0,8.580 464
max
max
ch
M
T
M
d
a
d
P


 


  
Tra các bảng 10.10 và 10.11, trang 198, [1] và tính toán các công thức trên ta đươc
bảng sau

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 50
Bảng 4.2 Các thông số về độ bền mỏi
Tiết
diện
d
Tỉ số /K  do Tỉ số /K  do
dK dK s s sRãnh
then
Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng
10 40 2,36 2,535 2,41 1,92 2,635 2,51 - 5,83 -
11 45 2,535 1,92 2,635 2,02 15,98 11,05 9,08
12 50 2,48 3,085 2,47 2,35 3,185 2,57 5,6 11,26 5
21 70 3,085 2,35 3,185 2,45 13,23 7,82 6,73
22 70 3,085 2,35 3,185 2,45 2,76 7,82 2,6
31 90 3,085 2,35 3,185 2,45 6,24 6,23 4,4
32 95 2,84 3,085 2,67 2,35 3,185 2,77 42 6,45 6,37
33 85 2,84 3,085 2,67 2,35 3,185 2,77 - 4,62 -
Ta thấy [ ]s s =1,5…2,5 nên các tiết diện trục thỏa mãn điều kiện về độ bền mỏi.

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 51
4.2 TÍNH TOÁN Ổ LĂN
Thời gian làm việc: Lh = 16000 (giờ)
 Trục I:
Số vòng quay n1 = 902,7 (vòng/phút)
Phản lực tại các ổ:
 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
 2 2 2 2
2380,0395 1951,61 3077,88RA AX AYF F F N    
 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
 2 2 2 2
2380,0395 518,57 2435,87RB BX BYF F F N    
Lực dọc trục:  1 1294,177aF N
Do α = 120 và Fa/Fr = 0,42…0,53 nên ta chọn ổ bi đỡ chặn
Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau
Bảng 4.4 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN)
66409 45 120 29 64 48,2
 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1])
3
0
1294,177
0,026
48,2.10
aF
C
  chọn e = 0,34
 Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay)
Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra
. 0,34.3077,88 1046,47
. 0,34.2435,87 828,19
SA RA
SB RB
F e F N
F e F N
  
  
Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ
1 1
2 1
828,19 1294,177 466,177
1046,47 1294,177 2340,647
ta SB a
ta SA a
F F F N
F F F N
     
    
 Ta có
1 466,177
0,15
. 1.3077,88
ta
RA
F
e
V F

    (nên ta chọn X=1, Y=0)

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 52
2 2340,647
0,96
. 1.2435,87
ta
RB
F
e
V F
   (nên ta chọn X=0,45, Y=1,62)
 Tải trọng động qui ước: công thức 11.3, trang 214, [1]
Q = (XVFR + YFa)ktkd
 Với
Vòng trong quay nên : V= 1
Tải va đập nhẹ : kd = 1,2
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (to<100 ) nên: kt = 1
Tại A :  )( 1.1.2435,87 0 .1.1,2 2923,044 ( )A RA ta t dQ XVF YF k k N    
Tại B :  )( 0,45.1.2435,87 1,62.2340,647 .1.1,2 5865,58B RB ta t dQ XVF YF k k N    
 Tuổi thọ thời gian làm việc (tính bằng triệu vòng quay )
1
6 6
60 60.902,7.16000
866,6
10 10
hn L
L    (triệu vòng)
 Khả năng tải động:
3
5865,58. 866,6 55922,22 55,9m
dC Q L N kN   
Vì 64dC C kN  nên ổ đảm bảo khả năng tải động
 Kiểm tra tãi tĩnh
Với ổ đỡ chặn α = 120 ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47
0 0 0,5.3077,88 0,47.1294,177 2147,2
3077,88
1860,04
r at
t r
Q X F Y F
t
N
Q F N
Q N
    

 
 
 Như vậy 0 0 48,2Q C kN  nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
 Trục II:
Số vòng quay n2 = 261 (vòng/phút)
 2 2 2 2
519,69 3178,76 3220,96RA AX AYF F F N    
 2 2 2 2
10530,2949 5655,56 11952,92RB BX BYF F F N    

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 53
 Lực dọc trục  2 1294,177aF N ;  3 4298,46aF N
  3 2 4298,46 1294,177 3004,28a a aF F F N    
Do α = 120 và Fa/Fr = (0,25 ÷ 0,9) nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ nhẹ hẹp
Bảng 4.5 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (kN) C0 (kN)
66412 60 150 35 98 81
 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1]
3
0
3004,28
0,037
81.10
aF
C
  chọn e = 0,34
. 0,34.3220,96 1095,12SA RAF e F N  
. 0,34.11952,92 4063,99SB RBF e F N  
1 2 4063,99 1294,177 2769,8ta SB aF F F N    
2 2 1095,12 1294,177 2389,297ta SA aF F F N    
Ta có:
1 2769,8
0,86
. 1.3220,96
ta
RA
F
e
V F
   (nên ta chọn X = 0,45, Y = 1,62)
2 2389,297
0,2
. 1.11952,92
ta
RB
F
e
V F
   (nên ta chọn X = 0, Y = 1)
 Với
Tại A :  )( 1.0,45.3220,96 1,62.2769,8 .1.1,2 7123,8A RA ta t dQ XVF YF k k N    

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 54
Tại B :  )( 1.1.11952,92,92 0 .1.1,2 14343,5B RB ta t dQ XVF YF k k N    
2
6 6
60 60.261.16000
250,56
10 10
hn L
3
14343,5. 250,56 90425,8 90,4m
dC Q L kN   
Vì 98dC C kN  nên ổ đảm bảo khả năng tải động
0 0 0
0
0,5.11952,92 0,47.3004,28 7388,47
11952,92
r a
r
Q X F Y F N
Q F N
    

 
0 11952,92 11,92Q N kN  
 Như vậy 0 0 81Q C N  nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh
 Trục III:
Số vòng quay n3 = 75 (vòng/phút)
 2 2 2 2
7905,035 8143,06 11348,9RA AX AYF F F N    
 2 2 2 2
7905,035 1965,14 8145,6RB BX BYF F F N    
 Lực dọc trục:  3 4298,46aF N
Do α = 120 và Fa/Fr = (0,37 ÷ 0,52) nên nên ta chọn ổ bi đỡ chặn
Bảng 4.6 Kích thước cơ bản của ổ bi đỡ chặn, cỡ trung hẹp
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) C (mm) C0 (mm)
46318 90 190 43 129 125

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 55
 Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1]
3
0
1396,86
0,01
125.10
aF
C
   chọn e = 0,34
. 0,34.11348,96 3858,6SA RAF e F N  
. 0,34.8145,63 2769,51SB RBF e F N  
1 3 2769,51 4298,46 1528,9ta SB aF F F N     
2 3 3858,6 4298,46 8157,06ta SA aF F F N    
Ta có
1 1528,95
0,134
. 1.11348,96
ta
RA
F
e
V F

    (nên ta chọn X=1, Y=0)
2 8157,06
1
. 1.8145,63
ta
RB
F
e
V F
   (nên ta chọn X = 0,45, Y = 1,62)
 Với
Tại A :  )( 1.1.11348,9 0 .1.1,2 13618,6A RA ta t dQ XVF YF k k N    
Tại B :  )( 0,45.1.8145,6 1,62.8157,1 .1.1,2 20256,02B RB ta t dQ XVF YF k k N    
3
6 6
60 60.75.16000
72
10 10
hn L
3
20256,02. 72 84268,43 84,26m
dC Q L N kN   
Vì 129 ( )dC C kN  nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 56
0 0 0
0
0,5.11348,96 0,47.4298,46 7694,75
11348,96
r a
r
Q X F Y F N
Q F N
    

 
0 11348,96 11,34( )Q N kN  
 Như vậy 0 0 125( )Q C kN  nên ổ đảm bảo đủ điều kiện bền tĩnh

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 57
CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC
5.1 Thiết kế vỏ hộp
 Vỏ HGT có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận
máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn
và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.
 Chỉ tiêu cơ bản của HGT là khối lượng nhỏ, độ cứng cao
 Vật liệu là gang xám GX 15-32.
 Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết
thuận tiện.
 Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp
sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
 Mặt đáy HGT nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.
 Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bảng như sau:
Tên gọi Số liệu
Chiều dày:
Thân hộp
Nắp hộp
δ = 13mm
δ1 =12 mm
Gân tăng cứng:
Chiều dày
Độ dốc
e = 12 mm
Khoảng 20
Đường kính:
Bulông nền
Bulông cạnh ổ
Bu lông ghép nắp bích và thân
Vít ghép nắp ổ
Vít ghép nắp cửa thăm
d1 = 24 mm
d2 = 18 mm
d3 = 16 mm
d4 = 10 mm
d5 =10 mm
Mặt bích ghép nắp và thân:

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 58
Chiều dày bích thân hộp
Chiều dày bích nắp hộp
Bề rộng bích nắp và thân
S3 = 24 mm
S4 = 22 mm
K3 = 51mm
Kích thước gối trục:
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ
Tâm lỗ bulông cạnh ổ (k là khoảng cách
từ tâm bulông đến mép lỗ)
Chiều cao
K2 = 55 mm
E2 = 22 mm , k ≥ 28 mm,
R2 = 24 mm
C = 80 mm
h xác định theo kết cấu, phụ
thuộc vào lỗ bulông và kích
thước mặt tựa
Mặt đế hộp:
Chiều dày: khi không có phần lồi
Khi có phần lồi
Bề rộng mặt đế hộp
S1 = 32 mm
Dd xác định theo đường kính
dao khoét
S1 = 34 mm
S2 = 26 mm
K1 = 72 mm , q1 = 96 mm
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong võ hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Δ = 14 mm
Δ1 = 50 mm
Δ ≥ 13mm
Số lượng bulông nền 6
Bảng 5.1 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên HGT

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 59
Bảng 5.2 Kích thước gối trục : đường kính ngoài và tâm lỗ vít (Tra bảng 18.2 [2] )
Trục D D2 D3 𝐷4 H 𝑑4 Z
I 85 100 125 75 10 M8 6
II 150 170 200 125 16 M12 8
III 190 200 225 140 16 M12 8
5.2 Các phụ kiện khác
5.2.1 Vòng móc
 Để nâng hay vận chuyển HGT người ta dùng vòng móc
 Chiều dày S = (2÷3)δ = 30 mm
 Đường kính lỗ vòng móc d = (3÷4)δ = 42mm
5.2.2 Chốt định vị:
 Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Để
đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như
khi lắp gép ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không
làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được một trong các nguyên
nhân làm ổ chóng bị hỏng.
 Ta chọn chốt định vị hình côn:
Hình 5.1 Chốt định vị
d c l
8 mm 1,2 mm 50 mm

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 60
5.2.3 Cửa thăm
 Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào,
trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có lắm
thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18.5, trang 92,
[2]
Hình 5.2 Cửa thăm
Bảng 5.3 Kích thước nắp quan sát
A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4
5.2.4 Nút thông hơi
 Khi làm việc nhiệt độ 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 thường
được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp
Hình 5.3 Nút thông hơi
Bảng 5.4 Kích thước nút thông hơi

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 61
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
5.2.5 Nút tháo dầu
Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi bặm , hạt mài
,… cần phải thay lớp dầu mới . Để tháo dầu cũ , ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc đang
làm việc thì được bịt kín bởi nút tháo dầu. Các kích thước tra bảng 18.7 trang 93, [2]
Hình 5.4 Nút tháo dầu
Bảng 5.5 Kích thước nút tháo dầu trụ
d b m f L c q D S D0
M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4
5.2.6 Que thăm dầu
 Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu
Hình 5.5 Que thăm dầu

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 62
5.2.7 Vòng phớt
 Có tác dụng không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không
cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộp giảm tốc. Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc
rất nhiều vào vòng phớt. Vòng phớt được sử dụng rộng rãi do có kết cấu đơn
giản, thay thế dễ dàng. Nhưng cũng có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn
khi bề mặt trục có độ nhám cao.
Hình 5.6 Vòng phớt
5.2.8 Vòng chắn dầu
 Không cho dầu mỡ trong bộ hộp tiếp xúc với bộ phận ổ lăn
Hình 5.7 Vòng chắn dầu
5.3 Dung sai và yêu cầu kĩ thuật
 Dựa vào kết cấu làm việc, chết độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta
chọn các kiểu lắp ghép sau (Bảng 20-4, trang 121, [2]):
5.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục:
 Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 63
5.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:
 Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:
 Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống
trục.
 Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn
kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.
 Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.
 Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép h6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta
chọn H7.
5.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục:
 Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.
5.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp
 Chọn kiểu lắp lỏng H7/e8 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp và điều chỉnh.
5.3.5 Dung sai lắp ghép chốt định vị
 Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắm chặt P7/h6
5.3.6 Dung sai lắp ghép then lêntrục:
 Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là Js9.
 Theo chiều cao sai lệch giới hạn kích thước then là h14 đối với trục
 Theo chiều cao sai lệch giới hạn kích thước then là h11 đối với bánh răng, bánh
đai và đầu ra

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 64
Bảng Dung sai lắp ghép
Chi tiết Kích thước
(mm)
Mối lắp ES
(μm)
EI
(μm)
es
(μm)
ei
(μm)
Độ
dôi
Độ
hở
Bánh răng
1
50 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28
Bánh răng
2
70 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28
Bánh răng
3
70 H7/k6 +30 0 +21 +2 21 28
Bánh răng
4
105 H7/k6 +30 0 +25 +3 25 27
Ổ bi đỡ chặn
d Ổ vòng ngoài
Trục I 120 H7 +35 0 0 0 0 35
Trục II 150 H7 +40 0 0 0 0 40
Trục III 190 H7 +46 0 0 0 0 46
d Ổ vòng trong
Trục I 45 h6 +25 0 0 0 0 25
Trục II 60 h6 +30 0 0 0 0 30
Trục III 90 h6 +35 0 0 0 0 35
bxh Then (của trục)
Trục I
12x8 P9 -18 -61 0 0 61 18
16x10 P9 -18 -61 0 0 61 18
Trục II
20x12 P9 -22 -74 0 0 74 22
20x12 P9 -22 -74 0 0 74 22
Trục III
25x14 P9 -22 -74 0 0 74 22
25x14 P9 -22 -74 0 0 74 22
Then (bánh răng, bánh đai)

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 65
Bánh Đai 12x8 Js9 +21 -21 0 0 21 21
Bánh răng
1
16x10 Js9 +21 -21 0 0 21 21
Bánh răng
2
20x12 Js9 +26 -26 0 0 26 26
Bánh răng
3
20x12 Js9/h8 +26 -26 0 -46 26 70
Bánh răng
4
25x14 Js9 +26 -26 0 0 43,5 43,5
Đầu ra 25x14 Js9 +26 -26 0 0 43,5 43,5
Chốt định
vị
10 P7/h6 -9 -24 0 -9 24 0
Vòng chắn dầu
Trục I 45 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33
Trục II 60 H7/js6 +30 0 +9,5 -9,5 9,5 39,5
Trục III 90 H7/js6 +35 0 +9,5 -9,5 9,5 44,5
Vòng phớt
Trục I 40 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33
Trục III 90 H7/js6 +35 0 +9,5 -9,5 9,5 44,5
Nắp bích ổ lăn
Trục I 120 H7/h6 40 0 0 -22 0 62
Trục II 150 H7/h6 40 0 0 -22 0 62
Trục III 190 H7/h6 46 0 0 -25 0 71
Nắp cửa
thăm
150 H8/h7 +63 0 0 -40 0 103

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 66
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Nhà
xuất bản giáo dục Việt Nam
[2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2 – Nhà
xuất bản giáo dục Việt Nam
[3] Võ Tuyển – Vẽ cơ khí – năm xuất bản 1/2011
[4] Lê Hồng Tuấn –Sức bền vật liệu – Nhà xuất bản đại học quốc gia TP. HCM – năm
2004
[5] Võ Tuyển – Lý Thanh Hùng – Giáo trình Dung sai lắp ghép vẽ kỹ thuật đo lường –
năm suất bản 2010
[6] Nguyễn Hữu Lộc - Cơ sở thiết kế máy - Nhà xuất bản đại học quốc gia TP. HCM
– năm 2004

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 67

Nguyễn Thế Dân
2003130078 Page 68

Đề tài: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Đề tài: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp

Similar to Đề tài: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp (20)

More from Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864

More from Dịch vụ viết bài trọn gói ZALO 0917193864 (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Đề tài: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp