Đồ án thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

LỜI NÓI ĐẦU:
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác,
một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế
và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong cơng cuộc hiện đại
hố đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền
động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua
đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Truyền động cơ khí, Vẽ
kỹ thuật cơ khí,... và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc
là một trong những bộ phận điển hình mà cơng việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các
chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong q trình thực hiện các sinh viên
có thể bổ sung và hồn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, cịn có những mảng
chưa nắm vững cho nên dù đã rấ cố gắng, xong bài làm của em khơng tránh khỏi những sai
sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến từ thầy và các bạn, giúp em có được những
kiến thức thật bổ ích để sau này ra trường có thể ứng dụng trong các công việc cụ thể.
Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn thầy PGS.TS Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Sinh viên thực hiện:
NGUYỄN THẾ DŨNG

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 3


PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ điện:
-Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị cơng nghệ là cơng
việc đầu tiên trong q trình tính tốn thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng
nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều, động cơ điện xoay chiều. Mỗi
loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu khác nhau

mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp:
-Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đơi ở cấp chậm sẽ có:
*Ưu điểm :
+Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ.
+Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.
+Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn
chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường hợp khơng khai
triển phân đơi.
+Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp
giảm tốc khai triển dạng bình thường.
*Nhược điểm:
+Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở
cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy cấu tạo bộ
phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng lên có thể
làm tăng giá thành của bộ truyền.
1. Xác định công suất trên trục động cơ điện:
Công suất trên trục tang: Ptg = 5,2 kW
Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct =

Ptg

η

(1)

Hiệu suất truyền động:
η = η ng.η ol3 .η br2

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập1 [1] ta
có:
Hiệu suất bộ truyền xích:

η ng = 0,96

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 4


Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:

η ol = 0,99

η br = 0,98
Hiệu suất 1 cặp bánh răng:
=> η = 0,96.0,993.0,982 = 0,895
P
5,2
Pct = t =
= 5,81 (kW)
Thay vào (1)
η 0,895
Theo dãy tiêu chuẩn bảng 2.2 tài liệu [1], ta chọn được động cơ là:
4A132S4Y3 có Pđc = 7,5 kW
2. Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

nsb = ntg .ung .unh .uch

Trong đó:

ntg = 52 (vịng/phút)
ung = 2 : tỷ số truyền bộ truyền xích 2 (chọn theo bảng 2.4 tài liệu [1])
unh . uch = uh =14 : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đơi
=> nsb = 52.2.14 =1456 (vịng/phút)
Chọn số vịng quay động cơ nđc theo dãy số tiêu chuẩn và gần bằng số vòng
quay sơ bộ nsb :
=> Chọn nđc = 1450 (vòng/phút)
II. Phân phối tỷ số truyền:
1. Tỷ số truyền:
n
1450
u = đc =
= 27,88
ntg
52
2. Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:
Chia u ra 3 phần: u = ung . unh . uch
ung =2 : tỷ số truyền bộ truyền xích
Ta cnó: uh = unh . uch
27,88
=> uh = u / ung = 2 =13,94
Đối với hộp giảm tốc phân đơi cấp chậm:
unh = (1,2 ÷ 1,3) uch
Chọn unh = 1,2 uch
2

=> 1,2. uch = 13,94
=> uch = 3,4
=> unh = 1,2.3,4 = 4,1
3. Tính lại giá trị ung theo unh và uch trong hộp giảm tốc:

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 5


u
27,88
=
=2
u nh .u ch 4,1.3,4
4. Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:
ung =

Tct = 9,55.10 6

Pct
5,81
= 9,55.10 6.
= 38265,86( N .mm)
nđc
1450

 Đối với trục I:

P1 = Pct .ηkn .ηol = 5,81.1.0,99 = 5,752( kW )

n1 = nđc = 1450 (vg/ph)
P
5,752
T1 = 9,55.10 6 1 = 9,55.10 6.

= 37883,86( N .mm)
n1
1450
 Đối với trục II:

P2 = P1 .η br .η ol = 5,752.0,98.0,99 = 5,581(kW )

n2 =

n1 1450
=
= 353(vg/
/ ph)
unh 4,1

 Đối với trục III:

n2 353
=
= 103(vg / ph)
uch 3,4
P
5,415
T3 = 9,55.10 6 3 = 9,55.10 6.
= 502070,39( N .mm)
n3
103
n3 =

 Đối với trục tang:

Ptg = P3 .η ng .η ol = 5,415.0,96.0,99 = 5,2(kW )

ntg =

n3 103
=
= 52(vg / ph)
ung
2

Ttg = 9,55.10 6

Ptg
ntg

= 9,55.10 6.

5,2
= 955000( N .mm)
52

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 6


-Lập bảng số liệu:
Đại lượng
n , vg/ph

Trục
động cơ
1450

u
P , kW
T , N.mm

Trục
I
1450
1

Trục
II
353
4,1

Trục
III
103
3,4

Trục
tang
52
2

5,81

5,752

5,581

5,415

5,2

38265,86

37883,86

150987,39

502070,39

955000

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 7


PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI: Bộ truyền xích
I. Chọn loại xích:
Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng. Trong 3 loại xích trên ta
nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:
+Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn ở
con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn). Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn
xích ống, chế tạo xích con lăn khơng khó bằng xích răng.

+Ngồi ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế.
Vì cơng suất sử dụng khơng q lớn nên chọn xích một dãy.
II. Định số răng đĩa xích:
Với u = 2 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25
Số răng của đĩa xích lớn:
z2 = u.z1 = 2.25 = 50 < zmax = 120
III. Định bước xích:
Theo cơng thức 5.3 tài liệu [1] ta có cơng thức tính tốn:
Pt = P.k.kz.kn
z1 = 25 => kz = 25/z1 = 25/25 = 1
Chọn n01 = 200 (vg/ph)
=> kn = n01/nIII = 200/103 = 1,94
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <400)
Ka = 1 (chọn a = 40p)
Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 1,3 (mơi trường làm việc có bụi)
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
Kc = 1 (làm việc 1 ca/ngày)
=> K = 1.1.1 .1,3.1,2.1 = 1,56
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 8


Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 5,415.1,56.1.1,94 = 16,388 (kW)
Thấy [ P ] ≥

Pt
= 16,388( kW )
kd

(kd = 1 vì xích 1 dãy)

Ta thấy [P] ≤ 19,3
Theo bảng 5.5 với k01, xích 1 dãy. Ta chọn bước xích p = 31,75 (mm)
IV. Khoảng cách trục và số mắt xích:
a = 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)
Theo cơng thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích:

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
x=
+
+
p
2
4π 2 .a
2.1270 (25 + 50) (50 − 25) 2 .31,75
+
+
= 117 ,89
31,75
2
4.3,14 2.1270
Lấy số mắt xích chẵn: xc = 118
Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13 tài liệu [1]:
ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(118 – 117,89).31,75 = 1271,746 (mm)
Để xích khơng chịu lực căng quá lớn ta giảm a 1 lượng ∆a

∆a = 0,003.a = 0,003.1271,746 = 3,81 (mm)
Do đó a = 1271,746 – 3,81 = 1267,936 (mm)
Số lần va đập của xích theo cơng thức 5.14 tài liệu [1]
x=

z1 .n1 25.103
=
= 1,45 ≤ [ i ] = 25
15.x 15.118
V. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo cơng thức 5.15 tài liệu [1]:
Q
s=
k đ .Ft + F0 + Fv
Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
i=

v=

z1. p.n1 25.31,75.103
=
= 1,36(vg / ph)
60000
60000

1000.P
= 3981,62( N )
v

Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,362 = 7,03 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a
⇒ Ft =

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 9


Với f = 0,015.a = 0,015.1270 = 19,05
Lấy kf = 4 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400)
=> F0 = 9,81.4.3,8.1267,936 = 189064,47 (N) = 189,06 (N)
Do đó:

s=

88500
= 17,79
1,2.3981,62 + 189,06 + 7,03

Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5.
Vậy s > [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
VI. Đường kính vịng chia đĩa xích:
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4 tài liệu [1]:
-Đường kính vịng chia của đĩa xích được xác định:
+Đường kính vịng chia đĩa dẫn:

d1 =

p
31,75

=
= 253,32(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
25

+Đường kính vịng chia đĩa bị dẫn:

d2 =

p
31,75
=
= 505,65(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z2
50

- Đường kính vịng đỉnh:
da1 = p[0,5 + cotg( π /z1)] = 31,75[0,5 + cotg( π /25)] = 267,2 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] = 31,75[0,5 + cotg( π /50)] = 520,5 (mm)
- Đường kính vịng chân:
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (theo bảng 5.2 tài liệu [1]):
df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 (mm)

df2 = d2 – 2r = 505,65 – 2.9,62 = 486,41 (mm)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo cơng thức 5.18 tài liệu [1]:
Ta có: σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]
Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25
Kr2 = 0,24 ứng với Z2 = 50
Kd = 1
do bộ truyền xích một dãy.
Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động va đập nhẹ.
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 10


Fvd lực va đập trên một dãy xích (N).
Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.103.31,753.1 = 4,286 (N).
E: Mođun đàn hồi:
E = 2,1.105 MPa
A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])
σ H ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].

[

]

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.
0,42(3981,62.1,2 + 4,286) 2,1.10 5
= 596,34 (MPa)
262.1
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

σ H 1 = 0.47

0,24(3981,62.1,2 + 4,286)2,1.10 5
= 450,79 (MPa)
σ H 1 = 0.47
262.1
Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa
xích ta dùng thép 45 tơi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 210.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] = 600 (MPa)
Thấy: σ H ≤ [ σ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.
VII. Xác định lực tác dụng lên trục:
F r = Kx . F t
Với Kx = 1,15 : hệ số xét đến tác dụng trọng lượng xích lên trục (do bộ truyền
nằm ngang)
=> Fr = 1,15.3981,62 = 4578,86 N
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC:
I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
1. Chọn vật liệu:
Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ
bề mặt răng nên ta tiến hành tính tốn thiết kế theo ứng suất tiếp xúc và kiểm
nghiệm lại độ bền uốn.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn:
HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:
HB = 192 ÷ 240 , có σ b 2 = 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa
Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 14 ;
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG

Trang: 11


Cấp nhanh: unh = 4,1 ;
Cấp chậm: uch = 3,4.
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350.
σ 0 H lim 1 = 2.HB1 + 70 ; σ H = 1,1 ; σ 0 F lim = 1,8 HB ; s F = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.
+Giới hạn mỏi tiếp xúc:

σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa.
σ H lim 2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa.

+Giới hạn mỏi uốn:

σ F lim1 = 1,8.245 = 441 MPa.
σ F lim 2 = 1,8.230 = 414 MPa.

3. Số chu kì làm việc cơ sở:
Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

N HO = 30.H 2, 4 HB
Do đó:

N HO1 = 30.245 2, 4 = 1,62.10 7
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107
4. Số chu kì làm việc tương đương:
Theo công thức 6.7 tài liệu [1]:
NHE = 60.C ∑ ( Ti / Tmax)3 .niti

Với: +Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay, bánh răng quay 1 chiều => c=1.
+tb = 9000 giờ: tổng số thời gian làm việc.
NHE2 = 60.C (n1/u1) t ∑ ∑ ti(Ti /Tmax)3

ti
∑ ti

1450

= 60.1 4,1 .9000(13.0,7+0,8.0,3)
= 1,79.107 (chu kỳ)
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
⇒ KHL1 = 1
Tương tự: NHE1 > NHO1
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 12


[σ H ] =

0
σ Him

K HL
SH
H

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] ta có: S =1,1
560.1

K HL1
0
[ σ H ]1 = σ Him1
=
= 509,1 MPa
SH
1,1
K HL 2
530.1
0
[ σ H ]2 = σ Him 2
=
= 481,82 MPa
SH
1,1
*Với bộ truyền cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:
[σ H ] =

1
.
2

[ σ H ]12 + [ σ H ]22 =

1
.
2

509,12 +481,822 = 350,47

Mpa

Ta có: 1,25[ σ H ]min = 1,25[ σ H ]2
= 1,24. 481,82
=602,275 MPa
Ta thấy điều kiện: [ σ H ]min < [ σ H ] < 1,25[ σ H ]2 (không thỏa)
Nên ta chọn: [ σ H ] = [ σ H ]min = [ σ H ]2 = 481,82 MPa
*Với bộ truyền cấp chậm sử dụng răng nghiêng:
509,1 + 481,82
[σ ] + [σ H ]2
[ σ H ]’ = H 1
=
= 495,46 MPa
2
2
Theo công thức 6.8 tài liệu [1].
NFE = 60C ∑ (Ti/Tmax)MFni Ti
Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6
⇒ NFE2 = 60.1.

1450
.9000(16.0,7 + 0,8.0,3) = 5,27.107 (chu kỳ)
4,1

Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:
NFO1 = NFO2 =4.106 (với mọi loại thép)
Thấy NFB2 > NF02 do đó KFL2 = 1
Tương tự: NFB1 > NF01 => KFL1 = 1
Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.
Theo bảng 6.2 tài liệu [1]: SF = 1,75

[ σ F 1 ] = σ F0 lim 1 .KFC.KKL / SF
441.1.1
=
= 252 MPa
1,75
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 13


[ σ F 2 ] = σ F0 lim 2 . KFC. KFL / SF
414.1.1
=
= 236,57 MPa
1,75
Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]:
[ σ H ]max = 2,8 σ ch 2 = 2.8.450 = 1260 MPa
[ σ F 1 ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 MPa
[ σ F 2 ]max = 0,8 σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa

II. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
aw1 = Ka( u ± 1)

3

T1 .K Hβ
[σ H ]2 u1 .ψ ba

Trong đó :
ψ ba : Hệ số: là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.

Chọn ψ ba = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. Ka = 43 theo bảng 6.5 tài liệu [1].
ψ bd = 0,53 ψ ba (u1+1) = 0,53.0,3.(4,1+1) = 0,81.
Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH β = 1,02 ( sơ đồ 7).
⇒ aw1 = 43.(4,1+1) 3

37883,86.1,02
= 112,59 mm
481,82 2.4,1.0,3

Lấy aw1 = 112 mm.
2. Xác định các thơng số ăn khớp:
Mơđun: m = (0,01 ÷ 0,02).aw1 = (0,01 ÷ 0,02).112 = 1,12
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5.
Chọn β = 30 0 ⇒ cos β = 0,866
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]:
2a w1 . cos β
2.112 .0,866
Z1 =
=
= 25,35
lấy Z1 = 25.
m(u1 + 1)
1,5(4,1 + 1)
Số răng bánh lớn :
Z2 = u1.Z1 = 4,1 .25 = 102,5
lấy Z2 = 103.
Khi đó : cos β =

m( Z1 + Z 2 ) 1,5(25 + 103)
=
= 0,86
2a w1
2.112

÷ 2,24.

⇒ β = 30 0 41'0,3"

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 14


Tỷ số truyền thực sẽ là:
um =

Z 2 103
=
= 4,1.
25
Z1

3. Các thơng số cơ bản của bộ truyền:
Góc profin gốc: α = 20 0
(theo TCVN 1065 – 71)
Góc nghiêng răng: β = 30 0 41'0,3"
Góc prơfin răng: αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20o/ 0,86 ) ≈ 22o
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
tgβb = cos αt.tgβ = cos(22o).tg( 300 41'0,3" )= 0,55 ⇒ βb = 28048’38,86’’

Khoảng cách trục: aw = 112 mm, vì răng nghiêng nên khơng dịch chỉnh trục.
Môđun:
m = 1,5
Tỷ số truyền:
um = 4,1
Hệ số dịch chỉnh: x = 0
Số bánh răng:
Z1 = 25 ;
Z2 = 103
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:
+Đường kính vịng chia:
Z
25
d1 = m. 1 = 1,5.
= 43,6
(mm)
cos β
0,86
Z
103
d 2 = m. 2 = 1,5.
= 179,7 (mm)
cos β
0,86
+Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 43,6 + 2.1,5 = 46,6 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 179,7 + 2.1,5 = 182,7 (mm)
+Đường kính vịng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.112/(4,1 + 1) = 43,92 (mm)
dw2 = dw1.um = 43,92.4,1 = 180,07 (mm)

+Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 43,6 – 2,5.1,5 = 39,85 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 179,7 – 2,5.1,5 = 175,95 (mm)
+Chiều rộng vành răng:
bw = ψ ba.aw1 = 0,3.112 = 33,6 (mm)
+Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 15


ε α = [1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)].cos β
= [1,88 – 3,2.(1/25 + 1/103)].0,86
= 1,48
+ Hệ số trùng khớp dọc:

bw . sin β 33,6. sin 30 0 41'0,3"
εβ =
=
= 3,64
m.π
1,5.3,14
+Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có:
Z .m. cos α (25 + 103).1,5. cos(20)
cos α tw = t
=
= 0,81 ⇒ α tw = 350 54 '14,65"
2.a w
2.112

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [σ H ]
bw .u1 .d w21

Trong đó:
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5
tài liệu [1] ZM = 274 (MPa1/3).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo cơng thức 6.34 tài liệu [1]
ta có:

2. cos β b
2. cos(280 48'38,86" )
ZH =
=
= 1,588
sin 2α tw
sin 2.22 0

Zε

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
4 − εα
4 − 1,48
Zε =
=
= 0,92

3
3
Vận tốc vòng của bánh răng:
π .d w1 .n1 3,14.43,92.1450
v=
=
= 3,3 (m / s )
60000
60000
Vì v < 4 m/s, tra bảng 6.13 (trang 106) tài liệu [1] chọn cấp chính xác 9 ;
KHα = 1,16 (tra bảng 6.14).
Vì ψ bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K Hβ =1,02
Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có:
g0 = 73
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 16


δ H = 0,002
6.15 tài liệu [1] ta có:
Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]:
a
112
v H = δ H .g 0 .v w = 0,002.73.3,3.
= 2,52
um
4,1

Do đó: (theo cơng thức 6.41 tài liệu [1])
v H .bw .d w1

2,52.33,6.43,92
K Hv = 1 +
= 1+
= 1,041
2.T1 .K Hβ .K Hα
2.37883,86.1,02.1,16

K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,02.1,16.1,041 = 1,232

Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u + 1)
2.37883,86.1,232.5,1
= 274.1,588.0,92.
= 535,79 MPa
2
bw .u1 .d w1
33,6.4,1.43,92 2

Theo 6.1 tài liệu [1]:
v = 3,3 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Cấp chính xác 9 nên cần gia cơng đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25 µm .
Do đó:
ZM = 0,95
Với da < 700 (mm) => KxH = 1
Do đó theo cơng thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:
[σ H ] = [σ H ]'.Z v .Z R .K xH = 481,82.1.0,95.1 = 457,73 MPa
Ta thấy σ H ≤ [σ H ] . Vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

Trong đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε =

1
1
=
= 0,676
ε α 1,48

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 17


Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Yβ = 1 −

β0
30,68
= 1−

= 0,781
140
140

Z1
25
=
= 39,3
cos 3 β 0,86 3
Z2
103
Z v2 =
=
= 161,9
cos 3 β 0,86 3
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6
Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có:
g0 = 73
δ F = 0,006
6.15 tài liệu [1] ta có:
Theo cơng thức 6.47 tài liệu [1]:
a
112
v F = δ F .g 0 .v. w1 = 0,006.73.3,3.
= 7,554
um
4,1
Số răng tương đương: Z v1 =

KFα = 1,40 (tra bảng 6.14 tài liệu [1]).

Vì ψ bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K Fβ =1,03 (sơ đồ 7)
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
v F .bw .d w1
7,554.33,6.43,92
K Fv = 1 +
= 1+
= 1,10
2.T1 .K Fβ .K Fα
2.37883,86.1,03.1,40
Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo cơng thức 6.45 tài liệu [1].
K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,03.1,40.1,10 = 1,586
Suy ra: +Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
2.T .K .Y .Y .Y
2.37883,86.1,586.0,781.3,7
σ F1 = 1 F ε β F1 =
= 156,87 MPa
bw .d w1 .m
33,6.43,92.1,5
σ F 1 ≤ [σ F 1 ] = 252MPa
+Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
σ .Y
156,87.3,6
σ F 2 = F1 F 2 =
= 152,63MPa
YF 1
3,7
σ F 2 ≤ [σ F 2 ] = 236,57 MPa

6. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:

K qt =

Tmax
= 2,0
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 18


σ H max = σ H . K qt = 535,79. 2,0 = 757,72MPa < [σ H max ] = 1260 MPa

Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 156,87.2,0 = 313,74 MPa < [σ F 1 max ] = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 152,63.2,0 = 305,26 MPa < [σ F 2 max ] = 360 MPa
Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:
aw = 112
Khoảng cách trục(mm)
m = 1,5
Mođun bánh răng(mm)
um = 4,1
Tỉ số truyền
bw = 33,6
Chiều rộng vành răng(mm)
β = 30041’0,3’’

Góc nghiêng răng
d1 = 43,6 ; d 2 = 179,7
Đường kính vịng chia(mm)
d w1 = 43,92 ; d w2 = 180,07
Đường kính vịng lăn(mm)
d a1 = 46,6 ; d a2 = 182,7
Đường kính đỉnh răng(mm)
d f 1 = 39,85 ; d f 2 = 175,95
Đường kính đáy răng(mm)
Z1 = 25 ; Z 2 = 103
Số răng của các bánh(chiếc)
ε α = 1,48
Hệ số trùng khớp ngang
ε β = 3,64
Hệ số trùng khớp dọc
α = 20o
Góc prơfin gốc
α t = 22o
Góc prơfin răng
x1 = 0 ; x2 = 0
Hệ số dịch chỉnh
Lực ăn khớp(N)

F=

2.37883,86
2.T1
= 1725,13
=
43,92

dw1

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 19


III. Tính tốn bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):
T
150987,39
TII' = II =
= 75493,7 ( N .mm)
Vì phân đôi cấp chậm nên:
2
2
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w 2 = K a (u + 1)3

TII' .K Hβ

[σ H ] '2 .u 2 .ψ ba

Trong đó:
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng
6.5 tài liệu [1] ta có: Ka = 43
KH β : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Với: ψ bd = 0,53.ψ ba (u 2 + 1) = 0,53.0,3.(3,4 + 1) = 0,70
Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH β = 1,12; KF β = 1,24 (ứng với sơ đồ 3)
75493,7.1,12

= 131,75 mm
=> a w 2 = 43(3,4 + 1)3
495,46 2.3,4.0,3
Lấy a w 2 = 132 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp:
Mơđun: m = (0,01 ÷ 0,02). a w 2 = (0,01 ÷ 0,02).110 = 1,1 ÷ 2,2.
Chọn mơđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =1,5
Chọn β = 30 0 ⇒ cos β = 0,866
Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.31 tài liệu [1]:
2a . cos β 2.132.0,866
Z1 = w 2
=
= 34,64 lấy Z1 = 35
m(u 2 + 1)
1,5.(3,4 + 1)
Số răng bánh lớn:
Z2 = u2.Z1 = 3,4.35 = 119
lấy Z2 = 119
Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3,4
Khi đó:

cos β =

m( Z1 + Z 2 ) 1,5(35 + 119 )
=
= 0,88 ⇒ β = 28 0 21'27,49"
2a w 2
2.132

3. Các thơng số cơ bản của bộ truyền:

Góc prơfin gốc: α = 20 0
(Theo TCVN 1065 – 71)
Góc nghiêng răng: β = 280 21'27,49"

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 20


 tg 20 0 
 tgα 
 = 22 0 28'12,4' '
 = arctg 
Góc prơfin răng: α 1 = arctg 
 cos β 
 0,88 
Góc ăn khớp:
Z .m. cos α (35 + 119 ).1,5. cos 20 0
cos α tw = t
=
= 0,822 ⇒ α tw = 34 0 42'52,18"
2.a w 2

2.132

Khoảng cách trục: aw2 = 132 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục.
Môđun: m = 1,5
Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 35 ; Z2 = 119.
Tỷ số truyền cấp chậm: um = 3,4
+Đường kính vòng chia:
Z1

35
= 1,5
= 59,66mm
cos β
0,88
Z
119
d 2 = m 2 = 1,5
= 202,84mm
cos β
0,88
d1 = m

+Đường kính vịng lăn:
2a w 2
2.132
d w1 =
=
= 60mm
u m + 1 3,4 + 1
d w 2 = d w1 .u m = 60.3,4 = 204mm
+Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 59,66 + 2.1,5 = 62,66 mm
da2 = d2 + 2m = 202,84 + 2.1,5 = 205,84 mm
+Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 59,66 – 2,5.1,5 = 55,91 mm
df2 = d2 – 2,5m = 202,84 – 2,5.1,5 = 199,09 mm
+Chiều rộng vành răng:
bw = ψ ba.aw2 = 0,3.132 = 39,6 (mm)
+Hệ số trùng khớp ngang:


 1

1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,88 − 3,2 +
.0,88 = 1,55
Z
Z
35
119



 1
2 

+Hệ số trùng khớp dọc:

bw . sin β 39,6. sin 280 21'27,49"
εβ =
=
= 3,99
m.π
1,5.3,14
+Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 21

tgβ b = cos α1 .tgβ = cos 22 0 28'12,4' '.tg 280 21'27,49" = 0,499 ⇒ β b = 26 0 30'38,49"
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [σ H ]
bw .u1 .d w21

σ H = Z M .Z H .Z ε

Trong đó:
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài
liệu [1]:
ZM = 274 (MPa1/3).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo công thức 6.34 tài liệu [1]:

ZH =

2 cos β b
=
sin 2α tw

2. cos 26 0 30'38,49"
= 1,38
sin 2.34 0 42'52,18"

Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo cơng thức 6.36 tài liêu [1]:
Vì: ε β > 1 ⇒ Z

ε

=

1
1
=
= 0,803
εα
1,55

Vận tốc vòng của bánh răng:
π .d w1 .n2 3,14.60.353
v=
=
= 1,11m / s
60000
60000
Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác
về tiếp xúc là 8.
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9;
Vì v < 2,5 m/s => K Hα = 1,13.
Vì ψ bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K Hβ =1,12 (sơ đồ 3).
Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73;
δ H = 0,002 ;
δ F = 0,006

aw2
132
= 0,002.73.1,11

= 1,01m / s
um
3,4
Thay các số liệu vừa tìm được vào cơng thức 6.41 tài liệu [1]:
v H .bw .d w1
1,01.39,6.60
K Hv = 1 +
=
1
+
= 1,013
2.TII' .K Hβ .K Hα
2.75493,7.1,12.1,13
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,12.1,13.1,013 = 1,28
⇒ v H = δ H .g 0 .v

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 22


Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.TII' .K H (u 2 + 1)
2.75493,7.1,28(3,4 + 1)
=
247
.

1
,
38
.
0
,
803
.
bw .u 2 .d w21
39,6.3,4.60 2
= 362,54 MPa

Cấp chính xác 8 do đó cần gia cơng đạt Ra = 2,5...1,25 µm => ZR = 0,95.
Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 1,11 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:
[σ H ] = [σ H ]'.Z v .Z R .K xH = 495,46.1.0,95.1 = 470,69 MPa
Như vậy: σ H ≤ [σ H ] bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε =

1
1
=
= 0,65
ε α 1,55

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ = 1 −

β0
28,36
= 1−
= 0,797
140
140

Số răng tương đương:
Z1
35
Z v1 =
=
= 51,36
cos 3 β 0,883
Z2
98
Z v2 =
=
= 174,62
3
cos β 0,883
Vì sử dụng răng khơng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65; YF2 = 3,6
Theo cơng thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
a
132
v F = δ F .g 0 .v. w 2 = 0,006.73.1,11 .
= 3,03
um
3,4
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9;
Vì v < 2,5 m/s => K Fα =1,37.
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 23


Vì ψ bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K Fβ =1,24 (sơ đồ 3).
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:
v F .bw .d w1
3,03.39,6.60
K Fv = 1 +
= 1+
= 1,028
'
2.75493,7.1,24.1,37
2.TII .K Fβ .K Fα
Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:
K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,24.1,37.1,028 = 1,746
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43 tài
liệu [1]:
2.TII' .K F .Yε .Yβ .YF 1 2.75493,7.1,746.0,65.0,797.3,65
σ F1 =

=
= 139,87 MPa
bw .d w1 .m
39,6.60.1,5
Thấy: σ F 1 < [σ F 1 ] = 252 Mpa
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động xác định theo công thức 6.44 tài liệu
[1]:
σ .Y
139,87.3,6
σ F 2 = F1 F 2 =
= 137,95MPa
YF 1
3,65
Thấy: σ F 2 < [σ F 2 ] = 236,57 MPa

6. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:

K qt =

Tmax
= 2,0
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
σ H max = σ H . K qt = 362,54. 2,0 = 512,7 MPa < [σ H max ] = 1260 MPa
Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1max = σ F 1 .K qt = 139,87.2,0 = 279,74 MPa < [σ F 1 max ] = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 137,95.2,0 = 275,9 MPa < [σ F 2 max ] = 360 MPa

Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 24


Khoảng cách trục(mm)
Mođun bánh răng(mm)
Tỉ số truyền
Chiều rộng vành răng(mm)
Góc nghiêng răng
Số răng của các bánh(chiếc)
Đường kính vịng chia(mm)
Đường kính vịng lăn(mm)
Đường kính đỉnh răng(mm)
Đường kính đáy răng(mm)
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số trùng khớp dọc
Góc prơfin gốc
Góc prơfin răng
Hệ số dịch chỉnh
Lực ăn khớp(N)

aw =
m=
u=
bw =
β =

132

1,5
3,4
39,6
280 21'27,49"

Z1 = 35 ; Z 2 = 119
d1 = 59,66 ; d 2 = 202,84
d w1 = 60 ; d w2 = 204
d a1 = 62,66 ; d a2 = 205,84
d f 1 = 55,91 ; d f 2 = 109,09
ε α = 1,55
ε β = 3,99

α = 20o
α t = 22 0 28'12,4' '
x1 = 0 ; x2 = 0
2.75493,7
2.TII'
= 2516,46
F=
=
60
dw1

IV. Kiểm tra các điều kiện:
1. Kiểm tra tỷ số truyền của hệ dẫn động:
Bộ truyền ngồi là bộ truyền xích:



1450 103 119 50
=
.
.
52
25 35 25


27,88461538 = 28,016
Sai lệch 0,47% < 3%
Vậy: Thỏa mãn tính ăn khớp của bộ truyền.
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 25


2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu các cặp bánh răng:
-Để giảm mất mát cơng suất vì ma sát, giảm mài mịn răng, đảm bảo thốt
nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ
truyền trong hộp giảm tốc.
-Đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu,
ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp.

-Với bộ truyền cấp nhanh: CẤP CHẬM
Chiều cao răng : h  h1  h2  2,25.m  2,25.1,5  3,375 mm
Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin  (0,752).h  (0,752).3,375
= (2,536,75) mm
Vì lmin  10mm nên chọn l2min = 10 mm
=> Mức dầu tối thiểu: x2min =

d a2

182,7
- l2min =
- 10 = 81,35 mm
2
2

Vì v = 3,3 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu tối đa :
x2max = x2min - 10 = 81,35 - 10 = 71,35 mm
Và l2max = l2min + 10 = 10 + 10 = 20 mm
-Với bộ truyền cấp chậm: CẤP NHANH PHÂN ĐÔI
Chiều cao răng : h  h1  h2  2,25.m  2,25.1,5  3,375 mm
Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin  (0,752).h  (0,752).3,375
= (2,536,75) mm
Vì lmin  10mm nên chọn l4min = 10 mm
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 26


=> Mức dầu tối thiểu: x4min =

d a2
205,84
- l4min =
- 10 = 92,92 mm
2
2

Mức dầu tối đa :
x4max = x4min - 10 = 92,92 - 10 =82,92 mm
Và l2max = l2min + 10 = 10 + 10 = 20 mm

-Mức dầu phải thỏa điều kiện: dầu ngập qua chân răng của bánh răng 2 và
không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 để tránh mất cơng suất do
khuấy dầu.
-Ta có biểu thức sau:
182,7
205,84 2
− 10 >
.
2
2
3

81,35
> 68,61

Vậy: Hộp giảm tốc thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC TRỤC, THEN, Ổ, KHỚP NỐI
A. THIẾT KẾ TRỤC:
I. Chọn vật liệu:
-Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung
ứng suất dễ gia cơng và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép
hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục.Việc lựa chọn thép hợp kim
hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay
không.
-Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tơi, thường hóa có giới hạn bền
σ b = 600 MPa ; và giới hạn chảy σ ch = 340 MPa .
SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG
Trang: 27