đồ án chi tiết máy - nguyễn văn tới

Trêng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi
ĐỒ ÁN
Chi tiết máy
Nguyễn Văn Tới
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
1
MỤC LỤC
PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I. CHỌN ĐỘNG CƠ
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ.
PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI
II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng).
B. Tính toán bộ truyền cấp chậm(bánh trụ răng nghiêng).
III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC .
1. THIẾT KẾ TRỤC
A. Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc:
B. Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian:
C. Xác định đường kính của trục ra của hộp giảm tốc:
D. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
E. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
2. CHỌN KHỚP NỐI
IV. CHỌN Ổ LĂN.
1 . Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc:
2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc
3 . Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc:
V.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN
KHỚP.
VI.CHỌN CẤP CHÍNH XÁC,LẮP GHÉP,DUNG SAI

NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
2
PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG
I.CHỌN ĐỘNG CƠ
Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những
ưu điểm sau:
- Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lưới điện sản xuất…
- Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thước và
công suất phù hợp.
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
- Công suất cần thiết P
ct
:
P
ct
=
==
1000
7,0.10000
1000
.vF
7 ( KW ) -
Hiệu suất hệ dẫn động η :
-Theo sơ đồ đề bài thì : η = η
m
ổ lăn
. η
k
bánh răng
. η

khớp nối
.η
đai.
.
m : Số cặp ổ lăn (m = 4);
k : Số cặp bánh răng (k = 2),
Tra bảng 2.3 (tr 19), ta được các hiệu suất:
• Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : η
ol
= 0,99 ( ổ lăn được che kín),
• Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: η
br
= 0,97 (bánh răng được
che kín),
• Hiệu suất làm việc của khớp nối : η
k
= 1
• Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : η
đ
= 0,95 (bộ truyền đai để hở)
⇒ Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền :
η = (0,99)
4
. (0,97)
2
. 1. 0,95 = 0,86
- Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi :
T
mm
=2 T

1
;
T
2
= 0.75 T
1
; t1= 7 (h) ; t2 = 1(h); tck = 8(h);
- Hệ số truyển đổi β :
β =
97,0
8
1
75,0
8
7
1.)(.)(
22
2
2
1
21
2
1
1
=+=+
ckck
t
t
T
T

t
t
T
T
⇒
Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là :
P
yc
=
)(9,7
86,0
7
.97,0 kw
P
ct
==
η
β


B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc.
*) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là U
sb
.Theo bảng 2.4(tr
21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ
truyền ngoài):
u
sb
= u

h
. u
đ

NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
3
Trong đó : u
đ
là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt
u
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Theo bảng 2.4[1] .
- Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp u
h
=(8…40)
- Truyển động đai dẹt thường u
đ
= (2…4)
⇒
chọn u
h
= 13
u
đ
= 2

⇒
u
sb

=14.2 = 26
+ Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=
476,53
250.
7,0.60000
.
.60000
==
ππ
D
v
(v/ph)
Trong đó : v : vận tốc băng tải, m/s
D: Đường kính tang quay, mm
+ Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sbđc
:
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 53,476.26 = 1391 ( v/ph )
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n

sb
= 1400 ( v/ph).
Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
P
đc

≥
P
yc

n
đc
≈ n
sb

và
T
T
T
T
mm
dn
K
≥
Ta có : P
yc
= 7,9( kw) ; n
đb
= 1400 (v/ph) ;
2

1
==
T
T
T
T
mmmm

Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 237 ).
Ta chọn được kiểu động cơ là : 4A132M4Y3
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :
P
đc
= 11(kw); n
đc
= 1458 (v/ph);
2
=
dn
K
T
T
Kết luận : động cơ 4A132M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu
thiết kế.
II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung :

265,27
476,53
1458

===
lv
dc
c
n
n
u
- Theo công thức (3.24)[1] ta có u
c
= u
h
.u
n
= u
h
.u
đ
Chọn u
đ
= 2 ⇒ u
h
=
63,13
2
265,27
==
d
c
u
u

;
21
.uuu
h
=

Với : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh .
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm .
Do đó theo bảng 3.1 (trang 43) ta có : u
1
= 4; u
2
= 3,41 .
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
4
Tính lại giá trị u
đ
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc

u
đ
=

2
41,3.4
265,27
.
21
==
uu
u
c
Vậy : u
h
= 13,63 ; u
1
= 4 ; u
2
= 3,41 ; u
đ
=2
III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ.
*) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ
dẫn động.
Công suất, số vòng quay :
+ Trục công tác P
ct
= 7 (kW)
+ Trục III :

)(07,7
99,0.1

7
.
3
kw
P
P
olk
ct
===
ηη

+ Trục II :

)(36,7
99,0.97,0
07,7
.
3
2
kw
P
P
brol
===
ηη
+ Trục I :

)(66,7
99,0.97,0
36,7

.
2
1
kw
P
P
brol
===
ηη
+ Trục động cơ :

)(14,8
95,0.99,0
66,7
.
1
kw
P
P
dol
tdc
===
ηη
n
I
=
2
1458
=
u

n
d
dc

= 729(v/ph)
n
II
=
25,182
4
729
1
1
==
u
n
(v/ph)
n
III
=
476,53
41,3
25,182
2
2
==
u
n
(v/ph)
n

ct
= n
III
= 53,476 (v/ph)
Mô men T
tđc
= 9,55. 10
6
.
53318
1458
14,8
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
T
I
= 9,55. 10
6
.
100347
729
66,7
.10.55,9
6

==
I
I
n
P
(N.mm).
T
II
= 9,55. 10
6
.
385668
25,182
36,7
.10.55,9
6
==
II
II
n
P
N.mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
1262594
476,53
07,7

.10.55,9
6
==
III
III
n
P
N.mm.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
5
Trục công tác T
ct
= 9,55.10
6
.


5,1250093
476,53
7
.10.55,9
6
==
ct
ct
n
P

Ta lập được bảng kết quả tính toán sau:

Tr
ục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Tỉ số truyền u u
d
=2 4 3,41 Khớp
Số vòng quay n (v/ph) 1458 729 182,25 53,476 53,476
Công suất P (kw) 8,14 7,66 7,36 7,07 7
Momen xoắn T
(N.mm)
53318 100347 T
2
/2=192834 1262594 1250093,5
PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI
1. Chọn đai.
- Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2
ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn
phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta
lựa chọn loại đai dẹt vải cao su.
2. Xác định thông số của bộ truyền
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
= (5,2…6,4)
3
1
T
=195,7…240,9

Chọn d
1
=224 (mm) theo bảng 4.6[1].
- Chọn đường kính bánh đai lớn
Theo công thức (4.2)[1] ta có

1
2
.
1
d u
d
ε
=
−
Trong đó u= u
đ
=2 ; ồ =0,02

)(14,457
02,01
2.224
2
mmd
=
−
=
Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn :
d
2

= 475 mm
Vậy tỷ số truyền thực tế :
u
t
=
( )
d
d
1
2
1.
ε
−
=
( )
078,2
224
02.01.475
=
−

sai lệch tỷ số truyền :
9,3100.
2
2078,2
100.
=
−
=
−

=∆
u
uu
u
t
< 4 % thỏa mãn điều
kiện
- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
6
Theo 4.3 a
( )( )
21
2 5,1 dd +≥
=(1,5 2)(224 + 475) = 1048-1398 mm,
chọn a = 1200 mm
- Chiều dài đai l = 2a + π(d
1
+d
2
)/2 + (d
2
- d
1
)
2
/(4a)
= 2.1200 + π (224+475)/2 + (475 - 224)
2
/(4.1200)

= 3511 mm
Cộng thêm 100 - 400 tuỳ theo cách nối đai .
Vận tốc đai v = π d
1
.n
đc
/60000 = π.224.1458/60000 = 17,09 (m/s)
Số vòng chạy của đai i = v/l = 17,09/ 3,55 = 4,81 < i
max
= 3- 5 Thỏa mãn
điều kiện
Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6)[1] ta có :
( )
(
)
=∆−+=
4/8
22
λλ
a
mma
dd
ddl
12004/)5,125.824132413(
5,1252/)224475(2/)(
24132/)475224(35112/)(
22
12
21
=−+=⇒

=−=−=∆
=+−=+−=
ππλ
Theo (4.7) góc ôm
3,1681220/)224475(57180/)(57180
121
=−−=−−= add
α
>
ο
α
150
min
=
đối với đai vải cao su.
3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
Theo (4.9), F
t
= 1000P
1
/ v = 1000.8,14/ 17,09 = 476,3 N
Theo bảng 4.8 tỉ số (
1
/ d
δ
)
max
nên dùng là 1/40 do đó
mmd 6,540/22440/
1

===
δ
; theo bảng 4.1 dùng loại đai Á-800 có lớp lót,
trị số
δ
theo tiêu chuẩn là
δ
=6mm (với số lớp là 4).
- Ưng suất có ích cho phép, theo (4.10) :
[ ] [ ]
==
ovFF
CCC
0
α
σσ
2,23.0,97.0,92.1=1,99MPa.
Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng, chọn
MPa
o
8,1
=
σ
theo bảng 4.9, k
1
= 2,5, k
2
= 10, do đó
[ ]
MPa

o
F
23,2224/6.105,2
=−=
σ
Theo bảng 4.10 : C
α
= 0,97
Theo bảng 4.11 : C
v
= 0,92
Theo bảng 4.12 : C
0
= 1.
- Theo công thức (4.8), b = F
t
.K
d
/
[ ]
( )
δσ
F
= 476,3.1,35/ (1,99.6) = 53,85 mm
Trong đó theo bảng 4.7 : K
d
= 1,35 ( số ca làm việc là 2)
bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 63mm
Chiều rộng bánh đai B tra bảng 21-6 [2] (trang 164) chọn B = 71 mm.
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :

Theo (4.12) lưc căng ban đầu F
o
=
Nb
o
4,6806.63.8,1 ==
δσ
Lực tác dụng lên trục bánh đai :
F
r
=2.F
o
.sin(α
1
/2) = 2.680,4.sin(168,3/2) = 1353,7N
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
7
5, Bảng kết quả tính toán.
Thông số Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ d
1
(mm) 224
Đường kính bánh đai lớn d
2
(mm) 475
Chiều rộng bánh đai B(mm) 71
Chiều dài đai l (mm) 3511
Tiết diện đai b x δ (mm
2
)

63 x 6
Khoảng cách trục a (mm) 1200
Góc ôm bánh đai nhỏ α
1
o
168,3
o
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 1353,7
II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng ).
1.Chọn vật liệu.
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được
công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 7,66 (kW) cho nên
vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350
Chọn vật liệu
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có:
σ
b1
= 850 MPa ;σ
ch 1
= 580 MPa. Chọn HB
1
= 270 (HB)
s <= 60 mm
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ÷ 240 (độ rắn bánh
lớn thấp hơn bánh nhỏ để đảm bảo khả năng chạy mòn của răng ):
σ
b2

= 750 MPa ;σ
ch 2
= 450 MPa. Chọn HB
2
= 230 (HB)
s <= 100 mm
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.

[ ]
HLxHVR
H
o
H
H
KKZZ
S








=
lim
σ
σ
;
Chọn sơ bộ: Z

R
Z
V
K
xH
= 1
Với S
H
là hệ số an toàn theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì S
H
= 1,1
Z
R
Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc.
Z
V
Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
XH
Hệ số kể đến kích thước bánh răng.
⇒
[ ]
HHLHH
SK
°
=
lim
σσ
Theo bảng 6.2 ta có:

°
limH
σ
= 2.HB + 70
⇒ σ
°
H lim1
= 610 MPa;
σ
°
H lim2
= 530 MPa;
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
8
Hệ số tuổi thọ K
HL
:
K
HL
=
H
m
HEHO
NN

với m
H
= 6 (bậc của đường cong mỏi).
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N

HO
= 30. H
4,2
HB
;
⇒
74,2
2
74,2
1
10.40,1230.30
10.05,2270.30
==
==
HO
HO
N
N
;
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
( )
iiiiiHE
ttTTtncN
∑∑∑=
/./ 60
3
max
C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.

T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
7
2
733
2
10.40,110.48,8
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.
66,7
729
.60 =>=






+=
HOHE

NN
Do đó K
HL2
= 1, suy ra N
HL1
> N
HO1
, do đó K
HL1
= 1.
⇒ [σ
H
]
1
=
5,554
1,1
1.610
=
MPa; [σ
H
]
2
=
8,481
1,1
1.530
=
MPa;
Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc

cho phép xác định như sau:
[ ] [ ] [ ]
( )
8,481,min
21
==
HHH
σσσ
(MPa).
3. Xác định ứng suất uốn cho phép.
[ ]
FLFCxFSR
F
F
o
F
KKKYY
S

lim








=
σ

σ
Trong đó: - [σ
Flim
] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
- S
F
= 1,75 tra bảng 6.2.
Chọn sơ bộ Y
R
.Y
S
.K
xF
= 1 ⇒
[ ]
FFLFC
F
o
F
SKK /
lim
σσ
=
.
Theo bảng 6.2 có σ
°
F lim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.270 = 486 (Mpa).

σ
°
F lim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.230 = 414 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
K
FL
=
6
FEFO
NN

N
FO
= 4.10
6
(xác định cho mọi loại thép).
( )
/ 60
max ii
m
iFE
ntTTcN
F
∑=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
9
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F
là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:
( )
/ 60
6
max2 iiiiFE
ntTTcN
∑=
6
2
766
10.410.2,8
8
1
.)75,0(
8
7

1.16000.
66,7
729
.1.60 =>=






+=
FO
N
Ta có : N
FE2
> N
FO
do đó K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1.
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như
sau:
[ ]
7,277
75,1
486
.
1lim

1
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).
[ ]
6,236
75,1
414
.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).

4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Công thức xác định khoảng cách trục a
w
của bộ truyền bánh răng trụ
răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau:
a
w
= 49,5 (u
1
+ 1)
[ ]
3
1
2
1

.
baH
H
u
KT
ψσ
β
Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)
- Ψ
ba
= b
w

/a
w
là hệ số chiều rộng bánh răng.(bảng 6.6)
- K
H
β
là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều
rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
Ở đây ta đã có:
- T
1
= 100347 (N.mm); u
1
= 4; ψ
ba
= 0,3 và [σ
H
] = 481,8 (MPa)
-Ψ
d
= 0,53.Ψ
ba
.(u+1) = 0,53.0,3.(4+1) = 0,795 ≈ 0,8 Tra Bảng 6.7[1] ta
xác định được K
H
β
= 1,03 (Sơ đồ 6).

Thay số vào công thức xác định được khoảng cách giữa 2 trục a
w
:
a
w
= 49,5.(4+1).
85,177
3,0.4.8,481
03,1.100347
3
2
=
(mm)
Vậy ta chọn sơ bộ a
w
= 182 (mm).
5. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun : m = (0,01 ÷ 0,02). a
w1
= (0,01 ÷ 0,02).182 = 1,82 ÷ 3,64.
Chọn môđun m = 2,5
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
10
* Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z
1
và
Z
2
ta có :
( ) ( )

96,28
14.5,2
182.2
1.
.2
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
chọn Z
1
= 29 răng.
⇒ Z
2
= u
1
Z
1
= 4.29 = 116 (răng).
Vậy Z
t
= Z
1
+ Z

2
= 29 + 116 = 145 ;
- tính lại khảng cách trục a
w
= m.Z
t
/2= 2,5.145/2 = 181,25 mm
Lấy a
w
= 182, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 181,25 lên
182 mm.
Hệ số dịch tâm y=a
w
/m - 0,5(Z
1
+Z
2
) =182/2,5 - 0,5.145 = 0,3
Theo (6.23) k
y
= 1000y/Z
t
= 1000.0,3/145 = 2,069
Theo bảng 6.10a tra được k
x
= 0,033, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh
răng ∆y = k
x
Z
t

/1000 = 0,033.145/1000= 0,005
Theo (6.25), tổng hệ số dịch chỉnh x
t
= y+ ∆y= 0,3+ 0,005 =0,31.
x
1
=0,5[x
t
- (Z
2
- Z
1
)y/Z
t
] = 0,5[0,31 - (116 - 29).0,3/145]= 0,07
x
2
= x
t
- x
1
= 0,24
- góc ăn khớp cosα
tw
= Z
t
mcosα/(2a
w
)= 145.2,5.cos20
o

/(2.182)= 0,935⇒
α
tw
= 20,64
o
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo σ
H

≤
[σ
H
]
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

1
2
1
11

)1.( 2
w

w
H
dub
uKT
+
;
Trong đó: T
1
=100347 Nmm;
b
w
= Ψ
ba
.a
w
= 0,3.182 = 54,6 mm, chiều rộng bánh răng
u
1
= 4;
d
w1
= 2a
w
/(u
1
+1) = 72,8 mm;
Z
M
= 274 Mpa
1/3

(tra bảng 65 trang 96) Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu.
Z
H
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Tra bảng 6.12 với (x
1
+x
2
)/z
t
= 0.002 ⇒ Z
H
= 1,72.
Z
ε
=
760,0
742,1
11
==
α
ε
.
ε
α
=
( )
[ ]
( )
[ ]

742,11.116/129/12,388,10cos./1/12,388,1
21
=+−=+−
o
ZZ
K
H
= K
H
β
.K
HV
K
H
α
.Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
β
= 1,03 ; K
H
α
= 1(bánh răng thẳng).
Vận tốc bánh dẫn : v =
78,2
60000
729.8,72.
60000

11

==
π
π
nd
w
m/s;
vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ;
Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được :
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
11
K
HV
=1+
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
1
1
2
uavg
woHH
/
δν
=
Trong đó
H
δ

=0,004 (HB
2
< 350HB, dạng răng thẳng, không vát đầu răng)
g
o
= 56, tra bảng 6.16
⇒
H
ν
= 0,006.56.2,78
=
4/182
6,3
⇒ K
HV
= 1+
1.03,1.100347.2
8,72.6,54.3,6
= 1,12
K
H
= 1,03.1,12.1 = 1,15
Thay số : σ
H
= 274.1,72.0,76.
2
8,72.4.6,54
)14.(15,1.100347.2
+
= 357,6 MPa

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,78 (m/s) < 5
(m/s) Z
v
= 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 là R
a
= 2,5 1,25 µm. Do
đó Z
R
= 0,95, với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
⇒ [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
[σ
H
] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 MPa.
Do σ
H

≤
[σ
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo 6.43 ta có:
σ
F 1
=
mdb
YYYKT
ww
FBF

2
11
1
1
ε
Yêu cầu σ
F1

≤
[σ
F1
] ; σ
F2

≤

[σ
F2
]
Tính các thông số :
Theo bảng 6.7 ta có K
F
β
= 1,07 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107)
cấp chính xác 8 thì K
F
α
= 1,27; K
FV
= 1,02 bảng phụ lục P2.3 trang 250.
K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,07.1,27.1,02 = 1,386
Với ε
α
= 1,742 ⇒ Y
ε
= 1/ε

α
=
742,1
1
= 0,574;
Y
β
= 1;
Số răng tương đương:
Z
V1
=
1
29
cos
3
1
=
β
Z
= 29
Z
V2
=
1
116
cos
3
2
=

β
Z
= 116
Tra bảng 6.18 trang 109 ,hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,07, x
2
= 0,24 thì Y
F1
=
3,72, Y
F2
= 3,56.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
12
⇒ σ
F 1
=
5,2.8,72.6,54
72,3.1.574,0.386,1.100347.2
= 59,77 MPa
σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 59,77.3,56/3,72 = 57,2 MPa.

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định
như sau :
[σ
F1
]= [σ
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [σ
F2
]= [σ
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 2,5 ⇒ Y
S
= 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) ≈ 1,02. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:

⇒ [σ
F1
] = [σ
F1
].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa.
⇒ [σ
F2
] = [σ
F2
].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa.
Như vậy σ
F 1
< [σ
F 1
] ; σ
F 2
< [σ
F 2
] nên răng thoả mãn độ bền uốn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
H
]
max
= 2,8 σ
ch2
= 2,8. 450 = 1260 MPa;
[σ
F1

]
max
= 0,8 σ
ch1
= 0,8. 580 = 464 Mpa.
[σ
F2
]
max
= 0,8 σ
ch2
= 0,8. 450 = 360 MPa;
K
qt
=T
max
/T=2,2
σ
H1max
= σ
H
.
4,5332,2.6,359
==
qt
K
MPa < [σ
H
]
max

= 1260 MPa;
σ
F1max
= σ
F1
. K
qt
=57,3 . 2,2 = 126,1Mpa.
σ
F2max
= σ
F2
. K
qt
= 59,3. 2,2 = 130,5 MPa
vì σ
F1max
< [σ
F1
]
max
,σ
F2max
< [σ
F2
]
max
nên răng thoả mãn
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo
được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.

♦ Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng) :
-
Mô đun : m = 2,5
-
Khoảng cách trục : a
w
= 182mm
-
Chiều rộng vành răng : b
w
= 54,6 mm
-
Đường kính vòng chia : d
1
=
5,7229.5,2.
1
==
Zm
mm.
d
2
=
mmZm 290116.5,2.
2
==
;
-
Đường kính lăn : d
w1

= 2.a
w1
/ (u
1
+ 1) = 2.182 / 5 = 72,8mm,
d
w2
= u
2
. d
w1
= 3,41. 72,8 =248,2 mm;
-
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,07; x
2
= 0,24
-
Đường kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2(1+ x
1
- ∆y)m =72,5+ 2(1 + 0,07 - 0,005).2,5 = 77,8 mm,
d
a2
= d

2
+ 2(1+x
2
- ∆y)m =290 + 2(1+0,24 - 0,005).2,5 =296,2 mm,
-
Đường kính đáy răng :
d
f1
= d
1
- (2,5 - 2x
1
)m = 72,5- (2,5 - 2.0,07).2,5 = 66,6 mm,
d
f2
= d
2
- (2,5 - 2x
2
)m = 290 - (2,5 - 2.0,24).2,5 = 284,95 mm
-
Góc prôfin gốc α = 20
o
-
Góc ăn khớp : α
tw
= 20,6
o
B.Tính toán bộ truyền cấp chậm ( bánh trụ răng nghiêng ).
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1

13
1.Chọn vật liệu. Tương tự như đối với cặp bánh răng thẳng ta chọn vật liệu
như sau :
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có:
σ
b1
= 850 MPa ;σ
ch 1
= 580 MPa. Chọn HB
1
= 270 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192 240 có:
σ
b2
= 750 Mpa ;σ
ch 2
= 450 MPa. Chọn HB
2
= 230 (HB)
2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS
°
=
lim
σσ
;
Chọn sơ bộ Z

R
Z
V
K
xH
= 1 ⇒
[ ]
HHLHH
SK
°
=
lim
σσ
S
H
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. S
H
=1,1.
°
limH
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;
°
1limH
σ
= 1,8 . 270 = 486 MPa
σ
°
H lim2
= 1,8 . 230 = 414 MPa;

K
HL
=
H
m
HEHO
NN
với m
H
= 6.
m
H
: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30. H
4,2
HB
; H
HB
: độ rắn Brinen.
74,2
1
10.87,1270.30
==
HO
N

74,2
2
10.4,1230.30
==
HO
N
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
( )
iiiiiHE
ttTTtncN
∑∑∑=
/./ 60
3
max
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
( )
iiiFE
TTTncN
∑∑=
./ 60

6
max

6766
2
10.410.1,1
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.25,182.1.60
=>=






+=
FOFE
NN
Ta có :
1K
NN
U.NN
HL
1HO2HE
12HE1HE
=→




>
=
[ ]
8,441
1,1
1.486
.
1lim
1
===
H
HL
o
H
H
S
K
σ
σ
(MPa)
[ ]
4,376
1,1
414
.
2lim
2

===
H
HL
o
H
H
S
K
σ
σ
(MPa).
Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên :

[ ]
[ ] [ ]
2
21
HH
H
σσ
σ
+
=
= 409,1MPa < 1,25
[ ]
min
H
σ
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
14

3. Xác định ứng suất uốn cho phép.
[ ]
FLFCxFSR
F
F
o
F
KKKYY
S

lim








=
σ
σ
Trong đó: - [σ
Flim
] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
- S
F
= 1,75 tra bảng 6.2.
Chọn sơ bộ Y
R

.Y
S
.K
xF
= 1 ⇒
[ ]
FFLFC
F
o
F
SKK /
lim
σσ
=
.
Theo bảng 6.2 có σ
°
F lim1
= 1,8.HB
1
= 1,8.270 = 486 (Mpa).
σ
°
F lim2
= 1,8.HB
2
= 1,8.230 = 414 (Mpa).
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
K
FL

=
6
FEFO
NN

N
FO
= 4.10
6
(xác định cho mọi loại thép).
( )
/ 60
max ii
m
iFE
ntTTcN
F
∑=
Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.
- T
i
là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- t
i
là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
- m
F

là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây m
F
= 6.
Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có:
( )
iiFE
tTTncN ./ 60
6
max22
∑=
6
2
766
10.410.1,2
8
1
.)75,0(
8
7
1.16000.
36,7
25,182
.1.60 =>=






+=

FO
N
Ta có : N
FE2
> N
FO
do đó K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1.
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như
sau:
[ ]
7,277
75,1
486
.
1lim
1
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ

(MPa).

[ ]
6,236
75,1
414
.
2lim
2
===
F
FL
o
F
F
S
K
σ
σ
(MPa).
Ứng suất quá tải cho phép:
[σ
H
]
max
= 2,8 . σ
ch2
= 2,8 . 450 = 1260 MPa.
[σ
F

]
1max
= 0,8 . σ
ch1
= 0,8 . 580 = 464 Mpa.
[σ
F
]
2max
= 0,8 . σ
ch2
= 0,8 . 450 = 360 Mpa.
4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
15
a
w2
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3
2
2
2
'

.

baH
H
u
KT
ψσ
β
Với: T
’

2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động( trục 2), N.mm ;
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng ; K
a
= 43 (bảng 6.5)
Hệ số Ψ
ba
= b
w
/a
w
; tra bảng 6.6
- u
2
là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét, u
2
= 3,41
- T
’

2
= T
2
/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp
chậm).

( ) ( )
75,0141,3.32,0.53,01.53,032,0
1
=+=+=⇒= u
babdba
ψψψ
Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta được K
H
β

= 1,12
[σ
H
]=409,1 MPa
Thay số ta định được khoảng cách trục :
a
w2
= 43.(3,41+1).
5,200
32,0.41,3.)1,409(
12,1.192834
3
2
=

mm
Chọn a
w1
= 202 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun : m = (0,01 ÷ 0,02). a
w2
= 2,02 ÷ 4,04 . Chọn m = 2,5
* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z
1
và Z
2
:
Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc
nghiêng của mỗi bánh răng là β = 30 ÷ 40
o
. Vậy chọn sơ bộ β = 35
o
⇒ cos
β = 0,8191 khi đó ta có:
( ) ( )
01,30
141,3.5,2
8191,0.202.2
1.
cos 2
2
1
=
+

=
+
=
um
a
Z
w
β
. Chọn Z
1
= 30 (răng).
Z
2
= u
2
.Z
1
= 3,41.30 = 102,3(răng). chọn Z
2
= 102
⇒ Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 30 + 102= 132.
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:
β = arccos[(m.Zt)/(2.a
w

)] = arccos[(2,5.132/(2.202)] = 35,2
0
.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ [σH] = 409,1 (MPa).
Do σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε

1
2
2
2
2
'

)1.( 2
w
w
H
dub
uKT
+
;
Trong đó : - Z

M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K
H
: Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc, với KH= K
H
β
.K
HV
.K
H
α
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w1
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động.
Ta đã tính được các thông số:
- T
’
2
= T
2
/2 = 385668/2 =192834 (N.mm).
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1

16
- b
w
= 0,36.a
w
= 0,32.202 = 64,6 mm .
- d
w1
= 2.a
w
/(u
2
+1) = 2.202/(3,41+1) = 91,6(mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
Vì bánh răng là thép, tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).
-
5,1
)24.2sin(
8,32cos.2
2sin
cos2
Z
0
===

tw
b

H
α
β
, trong đó
α
t
= α
tw
= arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos35,2) ≈ 24,0 (không dịch
chỉnh bánh răng)
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = cos(24).tg(35,2) = 0,644 ⇒ β
b
= 32,8
o
.
- Z
ε
=
836,043,1/1/1 ==
α
ε
Vì ε
α
= [1,88 – 3,2 (1/Z
1
+1/Z

2
)].cosβ
= [1,88 – 3,2 (1/30 +1/102 )].cos35,2
o
=1,43
Vận tốc bánh dẫn : v =
m/s87,0
60000
25,182.6,91.
60000

11
==
π
π
nd
w
;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9, bảng 6.14
(Trang 107) ta xác định được : K
H
α
= 1,13.
K
HV
=1+
αβ
ν
HH
wwH

KKT
db
1
1
2
uavg
woHH
/
δν
=
Trong đó
H
δ
=0,002 (HB
2
< 350HB, dạng răng nghiêng)
g
o
= 73, tra bảng 6.16.
⇒
H
ν
= 0,002.73.0,87.
=
41,3/202
0,977
⇒ K
HV
= 1+
13,1.12,1.192834.2

6,91.6,64.977,0
= 1,01
K
H
= K
H
β
.K
HV
.K
H
α
= 1,12.1,13.1,01 = 1,28
Thay số : σ
H
= 274.1,5.0,836.
2
6,91.41,3.6,64
)141,3.(28,1.192834.2
+
= 372,9 MPa
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K

xH
.
Với v = 0, 84 m/s ⇒ Z
V
= 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học
là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là
R
a
= 2,5÷ 1,25 µm. Do đó Z
R
= 0,95 với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1.
mà [σ
H
] = 409,1.1.0,95.1 = 388,65MPa.
Do đó σ
H

≤
[σ
H
] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc.
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo 6.43 ta có:
σ
F 1
=

mdb
YYYKT
ww
FBF

2
11
1
2
'
ε
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
17
Yêu cầu σ
F1

≤
[σ
F1
] ; σ
F2

≤
[σ
F2
]
Tính các thông số :
Theo bảng 6.7 ta có K
F
β

= 1,28 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14(trang
107) cấp chính xác 9 thì K
F
α
= 1,37; K
FV
= 1,04 bảng phụ lục P2.3 trang
250.
K
F
= K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,28.1,37.1,04 = 1,824
Với ε
α
= 1,43 ⇒ Y
ε
= 1/ε
α
=
43,1
1
= 0,7;
Y

β
= 1 - β
o
/140 = 1- 35,2
o
/140 = 0,748;
Số răng tương đương:
Z
V1
=
2,35cos
30
cos
33
1
=
β
Z
= 54,98
Z
V2
=
2,35cos
102
cos
33
2
=
β
Z

= 186,9
Tra bảng 6.18 trang 109, hệ số dịch chỉnh x
1
= x
2
= 0 thì Y
F1
= 3,63, Y
F2
=
3,60.
⇒ σ
F 1
=
5,2.6,91.6,64
63,3.7,0.748,0.824,1.192834.2
= 90,38 MPa
σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 90,38.3,60/3,63 = 89,6 MPa.
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định
như sau :
[σ
F1

]= [σ
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [σ
F2
]= [σ
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
.
Với m = 2,5 ⇒ Y
S
= 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) ≈ 1,02. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1:
⇒ [σ
F1
] = [σ
F1

].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa.
⇒ [σ
F2
] = [σ
F2
].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa.
Như vậy σ
F 1
< [σ
F 1
] ; σ
F 2
< [σ
F 2
] nên răng thoả mãn độ bền uốn.
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
H
]
max
= 2,8 σ
ch2
= 2,8. 450 = 1260 MPa;
[σ
F1
]
max
= 0,8 σ
ch1

= 0,8. 580 = 464 Mpa.
[σ
F2
]
max
= 0,8 σ
ch2
= 0,8. 450 = 360 MPa;
K
qt
=T
max
/T=2,2
σ
H1max
= σ
H
.
1,5532,2.9,372
==
qt
K
MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa;
σ
F1max
= σ

F1
. K
qt
=90,38 . 2,2 = 198,836Mpa.
σ
F2max
= σ
F2
. K
qt
= 89,6. 2,2 = 197,12 MPa
vì σ
F1max
< [σ
F1
]
max
,σ
F2max
< [σ
F2
]
max
nên thoả mãn quá tải.
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm
bảo được rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
18
♦ Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :
- Khoảng cách trục: a

ω
2
= 202 mm.
- Môđun pháp bánh răng: m =2,5 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
ω
= 65mm.
- Số răng bánh răng: Z
1
= 30 và Z
2
= 102.
- Góc nghiêng của răng: β = 35,2
0
.
- Góc prôfin gốc : α = 20
°
.
- Góc ăn khớp α
t
= α
t
ω
= arctg(tgα/cosβ) = 24
0
.
- Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 ;
- Đường kính chia :
d
1

= m.Z
1
/cosβ = 2,5.30/ cos 35,2
0
= 91,78mm.
d
2
= m.Z
2
/cosβ =2,5.102/ cos 35,2
0
= 312 mm.
- Đường kính đỉnh răng :
d
a1
= d
1
+ 2.m = 91,78 + 2.2,5 = 96,7 mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 312 + 2.2,5 = 317 mm.
- Đường kính đáy răng :
d
f1
= d
1
– 2,5. m = 91,78 - 2,5.2,5 = 85,45mm.
d

f2
= d
2
- 2,5.m = 312 - 2,5.2,5 = 305,75 mm,
- Đường kính cơ sở :
d
b1
= d
1
. cos α = 91,78.cos 20
°
= 86,17 mm;
d
b2
= d
2
. cos α = 312. cos 20
°
= 293,2 mm
Bảng thông số của bộ truyền bánh răng :
cấp nhanh cấp chậm
Khoảng cách trục a
w
(mm) 182 202
Môđun pháp u
m
2,5 2,5
Chiều rộng vành răng b
w
(mm) 54,6 65

Tỷ số truyền u
t
4 3,41
Góc nghiêng của răng β
0 35,2
o
Hệ số dịch chỉnh x
1
0,07 0
x
2
0,24 0
Số răng bánh răng z
1
29 30
z
2
116 102
Đường kính chia d
1
(mm) 72.8 91,78
d
2
(mm) 290 312
Đường kính đáy răng d
f1
(mm) 66,6 85,45
d
f2
(mm) 284,95 305,75

Đường kính đỉnh răng d
a1
(mm) 77,8 96,7
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
19
d
a2
(mm) 296,2 317
Góc ăn khớp
α
tw
20,6
0
24,0
o
III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC .
1.Thiết kế trục
a. Chọn vật liệu: Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện
chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hoá có cơ
tính như sau
σ
b
= 600 Mpa; σ
ch
= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta
đang xét.
b.Sơ đồ đặt lực:
c. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k :

[ ]
3
2,0
τ
k
k
T
d =
với k =1 3. (mm)
[ ]



=
=
)(12
).(100347
1
MPa
mNT
τ
=>
7,34
12.2,0
100347
3
1
==d
(mm)

Chọn d
1
= 35, theo bảng 10.2 ta có b
o
= 21.
[ ]



=
=
)(20
).(192834'
2
MPa
mNT
τ
=>
4,36
20.2,0
192834
3
2
==d
(mm)
Chọn d
2
= 45, theo bảng 10.2 ta có b
o
= 25.

[ ]



=
=
)(30
).(1262594
3
MPa
mNT
τ
=>
5,59
30.2,0
1262594
3
3
==d
(mm)
Chọn d
3
= 65, theo bảng 10.2 ta có b
o
= 33.
d. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Từ bảng 10.3 ta chọn :
k
1
= 10 (mm)

k
2
= 10 (mm)
k
3
= 15 (mm)
h
n
= 20 (mm).
l
m23
= (1,2 ÷ 1,5) d
2
= (1,2 ÷ 1,5).45

= 54 ÷ 67,5mm; chọn l
m23
= 65 mm.
l
m22
= l
m24
= (1,2 ÷ 1,5)d
2
= (1,2 ÷1,5).45

= 54 ÷ 67,5mm; chọn l
m22
=60mm.
l

22
= 0,5(b
1
+ b
0
) + k
1
+ k
2
= 0,5(53,5 + 25) + 10 + 10 = 59,25 mm,
Chọn l
22
= 60 mm
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
= 60 + 0,5(60 + 65) + 10 = 132,5 mm
Chọn l
23
= 132 mm
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
20
l

24
= l
23
+ 0,5(l
m23
+ l
m24
) + k
1
= 132

+ 0,5.(65 + 60) +10 = 204,5 mm.
Chọn l
24
= 205 mm
Chiều dài mayơ bánh đai, răng, nối trục :
l
m12
= l
m13
= (1,2 1,5 ).d
1
= (1,2 1,5 ).35 = 42…52,5(mm).
Chọn l
m12
= 45 (mm). l
m13
= 50 mm.
l
m32

=l
m33
=l
m34
= (1,4 ÷ 2,5).d
3
= (1,4 ÷ 2,5).65 = 91 ÷ 162,25 mm
Chọn l
m33
=100mm; l
m32
=l
m34
= 120 mm.
Khoảng côngxôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai trên trục vào là:
l
c12
= 0,5.(b
o1
+ l
m12
) + k
3
+ h
n
= 0,5(21 + 45) + 15 + 20 = 68 mm.
Khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là:
l
c33
= 0,5.(b

o3
+ l
m33
) + k
3
+ h
n
= 0,5( 33+130 ) + 15 + 20 = 116,5 mm.
Khoảng cách trên các trục :
l
12
= - l
c12
=-[0,5 (l
m12
+bο) + k
3
+ h
n
]
= -[0,5 (45+21) + 15 + 20 ] = - 68(mm).
l
13
= l
23


= 132 (mm).
l
34

= l
24
= 205 (mm)
l
32
= l
22
= 60 (mm)
Khoảng cách giữa các gối đỡ :
l
11
= l
21
= l
31
= 2.l
23
= 2.132 =264 (mm).
l
33
=l
31
+l
c33
= 264 + 116,5 = 380,5 mm.
Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc:
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
21
l
12

=
-l
c12
l
13
l
11
l
22
l
23
l
32
l
34
l
31
l
24
241.1914
l
12
l
c33
e. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:
* Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do đai , lực tác dụng lên
bánh răng, Lực do khớp nối .
Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực tác dụng
trong bộ truyền bánh răng khi ăn khớp ;
Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên.

- Lực tác dụng của đai lên trục F
r12
= 1353,7 (N).
Fy
12
= F
r12
. cos 0
o
= 1353,7 (N). Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 0
0
- Lực tác dụng của khớp nối: F
K
= (0,2 ÷ 0,3).2T
III
/D
t
,
Tra bảng 16.10 a[2] với T
III
= 1262594 ta chọn D
0
= 200mm.
⇒
8,3787 2,2525
200
1262594.2).3,0 2,0(
==
k
F

(N).
Chọn Fk = 3000 N.
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành
phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hướng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
22
Trong đó:
+) Cặp bánh răng thẳng :
F
t1
=
7,2818
2,71
100347.2
2
1
1
==
ω
d
T
(N) = F
t2

F
r1
=
6,11675,227,2818
β
α.
ω1
==
o
tt
tg
Cos
tgF
(N) = F
r2
+) Cặp bánh răng nghiêng :
F
t3
=
1,4406
53,87
192834.2
ω
2
3
2
'
==
d
T

(N) = F
t4
;
F
r3
=
2528
2,37cos
56,24.1,4406
β
α.
ω3
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF
(N) = F
r4
;
F
a3
=F
t3
.tgβ=4406,1.tg(37,2
o
)= 3344,4 ( N ) = F
a4

;
A.Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc:
a-Các lực tác dụng lên trục và biểu đồ mômen
Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phương) và vẽ biểu
đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :
00
00
11
11
13
1
12
11110
=−+⇒=
=+−−⇒=
∑
∑
l
F
l
F
l
F
m
FFFFF
yry
A
yryyyx

N
N
FFFF
l
l
F
l
F
F
yryy
ry
y
6,1118
5,932
264
132.6,116768.7,1353
.
11110
11
13
1
12
11
=+−=⇒
=
+
=
+
=
Theo chiều Ox ta có:

00
00
11
11
13
1
11110
=−⇒=
=+−⇒=
∑
∑
l
F
l
F
m
FFFF
xt
A
xtxx

N
N
FFF
l
l
F
F
XtX

t
X
35,140935,14097,2818
35,1409
264
132.7,2818
.
11110
11
13
1
11
=−=−=⇒
===
⇒
Các mômen tác dụng lên trục:
Theo công thức vạn năng ta có phương trình mômen với trục Ox
0
8,123084
8,123084
6,92051
6,92051
0
332200
)200.(
20068
)68.(
680
.
1

10
=
≤≤
−
≤≤
−
≤≤
−
−
z
z
z
z
z
z
F
FF
r
yy
Theo công thức vạn năng ta có phương trình mômen với trục Oy
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
23
0
2,186034
2,186034
0
332200
)200.(
20068
)68.(

680
0
110
−
−
=
≤≤
−
≤≤
−
≤≤
+−
z
z
z
z
z
FF
tx
M
x12
= 0 M
Y12
= 0
M
x10
= 92051,6 Nmm M
Y10
= 0 Nmm
M

x13
= 123084,8 Nmm M
Y13
= 186034,2 Nmm
b-Tính chính xác trục.
Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được momen uốn tổng
cộng, momen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là.
- Tại chỗ lắp bánh đai (tiết diện 12).
M
12
=0

[ ]
mm
Nmm
M
d
TM
td
td
24
.1,0
)(86903100347.75,0.75,0
3
12
12
2
2
112
==⇒

===
σ
(vì d
sb1
=30 mm theo bảng 10.5[1] ta có [σ] =63 Mpa)
chọn theo tiêu chuẩn d
12
= 25mm.
- Tại chỗ lắp ổ lăn.
( )
( )
[ ]
)(2,27
63.1,0
4,126592
.1,0
4,126592100347.75,06,9205175,0
6,9205106,92051
10
3
3
10
10
22
2
1
2
1010
2
2

2
1010
mm
Nmm
Nmm
y
M
d
TMM
M
MM
td
td
x
===⇒
=+=+=⇒
=+=+=
τ
chọn theo đường kính tiêu chuẩn của ổ lăn d
10
= 30 mm
- Tại chỗ lắp bánh răng. (tiết diện 13).
( )
( )
[ ]
mm
Nmm
Nmm
M
d

TMM
MMM
td
td
yx
6,33
63.1,0
6,239396
.1,0
6,239396100347.75,03,22306675,0
3,223066 186034,2 123084,8
3
3
13
13
22
2
1
2
1313
22
2
13
2
1313
===⇒
=+=+=⇒
=+=+=
τ
chọn theo đường kính tiêu chuẩn của bánh răng d

13
= 34 mm
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn
đường kính các đoạn trục như sau.
+Đường kính chỗ lắp bánh răng là :d
13
=34 mm
+ Để thuận tiện cho việc tháo lắp ta chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn d
ol
=30
mm.
+Đường kính chỗ lắp bánh đai d
đ
=25 mm
+Chọn then có tiết diện b
đ
=10 mm, h
đ
=8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục
t
1đ
=5 mm, trên lỗ t
2đ
=3,3 mm
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
24
c- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi :
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện.

[ ]

2 2
.s s
s s
s s
σ τ
σ τ
= ≥
+
Trong đó : [s]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5
Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3. (không cần kiểm tra độ bền cứng của
trục ).
s
σ
,s
τ

-Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc
ứng suất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1].

1
aj
1
aj
. .
. .
j
dj mj
j
j mj
s

K
s
K
σ
σ σ
τ
τ τ
σ
σ ψ σ
τ
τ ψ τ
−
−
=
+
=
+
Trong đó :σ
-1
,τ
1
–giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng,
vật liệu thép 45 thường hoá có ó
b
=600 Mpa
⇒ σ
-1
= 0,436. σ
b
= 0,436.600=261,6 Mpa

τ
1
= 0,58. σ
-1
= 0,58.261,6= 151,728 Mpa.
Theo bảng 10.7[1] ta có Ψ
σ
=0,05 Ψ
τ
=0
Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo
chu kì đối xứng ,do đó
σ
m
=0 σ
a
=σ
max
=M
j
/W
Tại tiết diện 13 (chỗ lắp bánh răng ).
Có M
13
=
3,223066
Nmm.
Mpa
mm
a

d
8,57
7,3858
3,223066
7,3858
32
34.
32
.
13
3
3
3
13
13
W
==⇒
===
σ
π
π
3
3
3
13
013
3,7717
16
34.
16

.
W
mm
d
===
π
π
Tại chỗ lắp bánh đai(tiết diện 12).
Có M
12
=0 ⇒ σ
a12
=0 Mpa
Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :

ax
0
2 W
j
m
m a
j
T
T
τ τ
= = =
Ta có T
1
=100347 Nmm

MPa
am
5,6
3,7717.2
100347
1313
===⇒
ττ
K
σ
d
và K
τ
d
-Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1].
NguyÔn V¨n Tíi §HCK2-K1
25