Phần I: Giới Thiệu Chung Về Hộp Số pptx

Phn I: Gii Thiu Chung V Hp S.
I.Cụng dng ,yờu cu ,phõn loi.
1.Cụng dng.
Vỡ kh nng ti ca ng c ch thay i c 25%, cho nờn m bo
to c lc kộo phự hp vi iu kin chuyn ng c th ca ụ tụ ta cn phi
s dng hp s. Ngoài ra, hộp số còn dùng để thực hiện chuyển động lùi hoặc
đứng yên trong thời gian lâu dài mà không cần tắt máy.
2.Yờu cu.
Để bảo đảm công dụng nêu trên, ngoài các yêu cầu chung về sức bền và kết
cấu gọn, hộp số ô tô phải thoả mãn các yêu cầu đặc trng sau :
- Hộp số ô tô phải có đủ tỷ số truyền cần thiết nhằm bảo đảm tốt tính chất
động lực và tính kinh tế nhiên liệu khi làm việc.
- Khi gài số không sinh ra các lực va đp lên các răng nói riêng và hệ thống
truyền lực nói chung. Muốn vậy, hộp số ôtô phải có các bộ đồng tốc để
gài số hoặc ống dễ gài số.
- Hộp số phải có vị trí trung gian để có thể ngắt truyền động của động cơ
khỏi hệ thống truyền lực trong thời gian lâu dài. Phải có cơ cấu chống gài
hai số cùng lúc để bảo đảm an toàn cho hộp số không bị gẫy v răng.
- Hộp số phải có số lùi để cho phép xe chuyền động lùi; đồng thời phải có
cơ cấu an toàn chống gài số lùi một cách ngẫu nhiên.
- Điều khiển nhẹ nhàng, làm việc êm và hiệu suất cao.
3.Phõn loi.
Tùy theo những yếu tố căn cứ để phân loại, hộp số được phân loại như sau:
- Theo trạng thái của trục hộp số trong quá trình làm việc:
+ Hộp số có trục cố định;
+ Hộp số có trục di động (hộp số hành tinh).
- Theo số trục của hộp số(không kể trục số lùi):
+ Hộp số hai trục;
+ Hộp số ba trục;
- Theo số tay số:
+ Xe con: 5 tới 6 tay số.

+Xe tải: 6 tới 12 tay số.
+ Xe kéo mooc: 15 tới 20 tay số
- Theo cơ cấu gài số:
+ Bằng bánh răng di trượt;
+Bằng bộ đồng tốc;
+Bằng phanh và ly hợp (đối với hộp số thủy cơ);
- Theo phương pháp điều khiển:
+ Điều khiển bằng tay ;
+Điều khiển tự động ;
+ Điều khiển bán tự động;
- Theo loại bánh răng:
+ Bánh răng thẳng;
+ Bánh răng nghiêng (hay sử dụng);
+ Bánh răng chữ V;
II.Quan điểm thiết kế.
Theo yêu cầu của bài toán là thiết kế cho xe 3 tấn với xe tham khảo là xe
LF3070G1 (XK3000BA)
Sản phẩm:VINAXUKI - 3000BA
Tải trọng : 2980(KG)
Kích thước : 6150 x 2100 x 2570
Dung tích xi lanh : 3760
Ta chọn hộp cơ khí giống như xe tham khảo với lí do:
+ Giá cả chế tạo cho sản phẩm là sẽ thấp.
+ Độ tin cậy của sản phẩm là sẽ cao hơn so với hộp số vô cấp.
Tại sao không sử dụng hộp số 4 cấp hay 8 cấp mà lại sử dụng hộp số 5 cấp số:
+Do anh hưởng của số lượng số truyền trong hộp số.
+ Khi sử dụng nhiều tay số thì :Tính kinh tế nhiên liệu sẽ tăng lên , tính phức tạp
cũng tăng theo,làm cho giá thành của cả chiếc xe cũng tăng lên.Điều này làm
mất tính cạnh tranh của sản phẩm.
Trong 2 trục phương án thiết kế ta chọn loại hộp số 3 trục thay cho việc sử dụng

hộp số với những lí do sau:
+ Với hộp số 3 trục thì trục sơ cấp và thứ cấp là đồng trục cho nên sẽ tạo ra được
số truyền thẳng giúp cho các bánh răng và các ổ bi không chịu tải(ít phải làm
việc ,tăng hiệu suất…).Mặt khác thì số truyền thẳng là tay số được sử dụng nhiều
nhất –khoảng 60 đến 80% thời gian sử dụng của hộp số.
+Với hộp số 3 trục thì chúng ta còn tạo ra được tỉ số truyền lớn cho hộp số.
III.Kết luận về phương án thiết kế.
Từ các quan điểm thiết kế đã nêu ở trên ta đi tới phương án thiết kế sau:
- Hộp số cơ khí với 5 cấp số;
- Số trục hộp số là 3 trục;
- Cách chuyển số là sử dụng bộ đồng tốc cùng khớp gài số;
- Điều khiển bằng tay;
- Loại bánh răng sử dụng là bánh răng nghiêng.

Z
a1
Z
a2
Z
a3
Z
a4
Z
a5
Z
aL
Z
cL
Z
b1

Z
c1
Z
b2
Z
b3
Z
b4
Z
b5
Z
a6
Z
a7
Z
b6
Z
b7
Vào
Ra
T
1
T
6
T
2
T
3
T
5

T
4
B
1
B
2
B
3
B
4
B
5
B
6
B
7
B
K1
B
K2
B
K3
B
K4
B
K5
B
K6
B
K7

B
K8

a
w
a
w2

Hỡnh v s ca hp s
Hộp cấp số có hai cấp số nhanh và cấp số chậm. Hộp đợc lắp ghép bulụng
với thân hộp số chính. Trong hộp số phụ có trục vào T1, trục T2 trên đó có các
cặp bánh răng cấp chậm Z
a6
và bánh răng Z
a7
là bánh răng liền với trục vào T1.
Bộ ống cài vào bánh răng Z
a7
sẽ dẫn động truyền thẳng, về phía sau cài với bánh
răng Z
a6
chuyển sang cấp số chậm. Trục T
6
trên đó có bánh răng ống Z
b6
và Z
b7
ở
vị trí trung gian của bộ truyền cấp số nhanh hoặc chậm tơng ứng.
Trong hộp số chính có 5 cặp bánh răng tơng ứng với các tay số từ 1 đến 5 đợc

ký hiệu từ Z
a1
đến Z
a5
quay lồng không trên trục chính T
3
bằng các ổ bi kim và
Z
b1
đến Z
b5
cố định trên trục răng tầng T
5
. ở tay số lùi gồm bánh răng Z
aL
đợc dẫn
động bởi trục trung gian T
4
trên đó có Z
cL
và Z
c1
. Bộ đồng tốc đơn kiểu chốt bố trí
tại các tay số 2 - 3 và 3 - 5 với các ống cài răng then thân khai. Các bánh răng
trong hộp số đều là răng nghiêng (helical gears).
Trên hộp số có 7 ổ bi cầu đỡ, vị trí lắp ổ bi tại các đầu trục và đợc ký hiệu từ
B1 đến B7. Các ổ bi kim đợc ký hiệu từ B
K1
đến B
K8

lắp trong bánh răng quay
lồng không trên trục chính.
Vỏ hộp số là chi tiết vỏ mỏng đúc bằng gang xám có cơ tính cao có khả năng
chịu rung động khi xe chạy. Cơ cấu càng gài số trong hộp số chính gồm các càng
gài và ba thanh hai xoay để thực hiện hai chuyển động xoay chọn cửa số và cài
ống răng tơng ứng với tay số đã chọn. Trong hộp số phụ chỉ có một càng gạt về
phía trớc và phía sau. Cơ cấu dẫn động số bằng dây cáp dẫn động từ tay gạt của
ngời lái xe đến cơ cấu đòn bẩy trên hộp số. Việc làm kín khít hộp số bằng các
phớt làm kín ở các đầu trục hoặc ổ bi, phía ngoài có nắp che. Mức dầu bôi trơn
trong hộp số đến miệng cửa tra dầu. Nút xả dầu có gắn nam châm hút các mạt
kim loại hoặc tạp chất nhiễm từ trong hộp số
Phần II: Tính Toán Thiết Kế Hộp Số.
I.Tính Toán Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số.
1.Theo xe tham khảo ta có :
Tỉ số truyền ở tay số I là :I
hI
=7.31.
Tỉ số truyền lực cuối cùng: I
cc
=6.57.
2.Tỉ số truyền trung gian của hộp số chính.
Bài toán1: Tính tỉ số truyền trung gian của hộp số chính
.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:

%Nhap du lieu:
ih1=7.31;
for m=1:5
ih(m)=((ih1)^(5-m))^(1/4)
end

fprintf('Cac ty so truyen trung gian cua Hop
So la ih1= ih2= ih3= ih4= ih5= %1.2f %1.2f
%1.2f %1.2f
%1.2f',ih(1),ih(2),ih(3),ih(4),ih(5))
I
hI
I
hII
I
hIII
I
hIV
I
hV
7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000
3.Tỉ số truyền của hộp số phụ và hộp số lùi.
3.1.Số lùi
Tỉ số truyền của số lùi thường được chọn
I
L
=( 1
÷
1.3 ) .I
hI
(Quyển [I]-142)
=( 1
÷
1.3 ). 7.31
= 7.31
÷

9.50.
Ta chọn I
L
=7.31.
3.2 Hộp số phụ.
Công bội của hộp số phụ là: q
p
=q=
4
7.31
.
- Số truyền cao nhất: I
p1
=1.
- Số truyền thấp nhất : I
p2
=
( 1)
.
2
n
p
q I
p
p
−
=
4
7.31
.1=1.64.

Kết Luận Tỉ Số Truyền Ở Từng Tay Số:
Số Phụ I
hI
I
hII
I
hIII
I
hIV
I
hV
Số Lùi.
1.0000 7.3100 4.4457 2.7037 1.6443 1.0000 7.31
1.64 11.98 7.29 4.43 2.69 1.64 11.98
II.Tính Toán Các Chi Tiết Trong Hộp Số.
2.1.Bánh Răng.
2.1.1 Hộp số chính.
Cặp bánh răng luôn ăn khớp:
- Khoảng cách trục a
w
tính theo công thức thực nghiệm là:
a
w
=K
a
.
3
maxe
M
Trong đó: K

a
là hệ số kinh nghiệm. Chọn K
a
=18

maxe
M
là mô men xoắn cực đại của động cơ .
maxe
M
=300(Nm).
Ta được a
w
=18.
3
300
120
≈
(mm).
- Góc nghiêng răng ta chọn :
28
β
°
=
.
-Mô đun pháp tuyến của bánh răng ta chọn theo : m
n
=3.5 mm
m
t

=4.0 mm.
- Số răng :
Chọn Z
a5
=19
⇒
Z
b5
=
w
5
2. os
2.120. os28
19 42.
3.5
a
n
a c
c
Z
m
β
°
− = − ≈
- Tỉ số truyền của cặp bánh răng luôn ăn khớp là:
I
a
=
5
5

b
a
Z
Z
=
42
19
2.21.
≈

⇒
I
g
=….
Bài toán 2: Tính chính xác số răng của các bánh răng trong hộp số chính, dịch
chỉnh bánh răng đảm bảo khoảng
cách trục giữa các trục.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
a
w
=120;
β
=[10.43 27.96 28.087 28.087];
m=[4.25 3.75 3.75 3.5];
I
h
=[7.31 4.45 2.7 1.64];I
a
=2.21;
.

hi
gi
a
I
I
I
=
(Trong đó i=1
÷
4).
Z
bi
=
w
2 . os
(1 )
i
ni gi
a c
m i
β
+
(Trong đó i=1
÷
4).
Z
ai
=Z
bi
.I

gi
(Trong đó i=1
÷
4).
I
gi
=
bi
ai
Z
Z
(Trong đó i=1
÷
4).
I
hi
=I
a
. I
gi

(Trong đó i=1
÷
4).
a
wi
=
.( )
2. os
n ai bi

i
m Z Z
c
β
+
(Trong đó i=1
÷
5).
wi
wi
c
oi
a a
a
λ
−
=
;
i
ξ
-Hệ số dịch
chỉnh cho các răng.
Kết quả của bài toán cho thấy chỉ cặp bánh răng (Z
a3
- Z
b3
) là ta phải dịch chỉnh
góc:
0
λ

= -0.0163.
Từ phụ lục 4( Quyển [2]-51). Ta được:
o
ξ
=-0.01525,
α
=17
0
12
’
.
Hệ số dịch chỉnh tổng cộng được xác định:

t
ξ
=0.5.
o
ξ
.( Z
a3
+ Z
b3
).=0.5.( -0.01525)(32+26)= - 0.44225.
Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng Z
a3
và Z
b3
là:

1

ξ
=
2
ξ
=
t
ξ
/2= - 0.221125.
2.1.2 Số lùi.
- Khoảng cách trục a
w2
ta chọn theo xe tham khảo ta nhận được:
a
w2
=78 mm.
- Chọn góc nghiêng của các răng trên trục T4 là:
β
=11
o
.
- Chọn mô đun của các răng trên trục T4 là : m
n
=4.25 mm.
- Tính Z
c1
:
Z
c1
=
w 2

1
2. . os
2.78. os11
13 23
4,25
b
n
a c
c
Z
m
β
− = − =
- Tính Z
cL
:
I
gL
=I
L
/(Z
c1
/Z
b1
)/I
a
=7.31/(23/13)/2.21=1.8695.
Chọn Z
aL
= Z

a1
=43.
Z
cL
= Z
aL
/ I
gL
=43/1.8695=23.
Bài toán 3: Xác định các thông số hình học cơ bản của các bánh răng hộp số.
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Các thông số của bài toán này được lấy từ kết quả của
bài toán 2.
- Số răng ;
- Hướng răng;
- Tỉ số truyền: i=
bd
cd
Z
Z
- Bước răng pháp tuyến: t
n
=
π
.m
n.
- Góc nghiêng của răng: cos
1 2
w
( )

2.
n
m Z Z
a
β
+
=
.
- Mô đun mặt đầu: m
.
os
n
s
m
c
β
=
- Bước răng mặt đầu: t
s
=
.
s
m
π
.
- Đường kính vòng tròn chia:
d
1
=m
s

.Z
1
; d
2
=m
s
.Z
2

- Đường kính vòng đỉnh:
d
a1
= d
1
+2.m
n
; d
a2
= d
2
+2.m
n

- Đường kính vòng đáy:
d
f1
= d
1
- 2.5m
n

; d
f2
= d
2
- 2.5m
n

- Chiều cao răng: h=2,25. m
n
.
- Bề rộng vành răng: b
w
=(7
÷
8) m
n.
- Chiều dài răng: b=
w
os
b
c
β
.
- Khoảng cách trục: a
1 2
w
( )
.
2. os
n

m Z Z
c
β
+
=
- Góc ăn khớp ở tiết diện pháp tuyến:
α
Bánh răng Z
b1
Z
a1
Z
b2
Z
a2
Z
b3
Z
a3
Z
b4
Z
a4
Z
a5
Z
b5
Z
b1
Z

c1
Z
cL
Z
Số răng Z 13 43 19 38 26 32 35 26 19 42 13 23 23 43
Hướng
răng
Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Phải Trái Trái Phải
Tỉ số
truyền i.
3.3077
2.0000 1.2308 0.7429 2.2105 1.7692 1.8696
Mô đun
pháp
tuyến m
n
.
4.2500 3.7500 3.7500 3.5000 3.5000 4.2500 4.2500
Bước pháp
tuyến
t
n
(mm).
13.3518 11.7810 11.7810 10.9956 10.9956 13.3518
13.3518
Góc
nghiêng
răng
β
(

o
).
10.4300 27.9600 28.0870 28.0870 28.0870 11.0000
11.2550
Mô đun
mặt đầu
m
s
(mm).
4.3214 4.2456 4.2506 3.9672 3.9672 4.3295
4.3333
Bước mặt
đầu
t
s
(mm).
13.5761 13.3378 13.3536 12.4633 12.4633 13.6017 13.6136
D vòng
chia d
(mm).
56.17 185.82 80.66 161.33 110.51 136.02 138.85 103.15 75.37 166.62 56.28 99.57 99.66 186.33
D vòng
đỉnh d
a
(mm).
64.67 194.32 88.16 168.83 118.01 143.51 145.85 110.14 82.37 173.62 64.78 108.08 108.16 194.83
D vòng
đáy d
f
(mm).

45.55 175.19 71.29 151.95 101.14 126.64 130.10 94.39 66.62 157.87 45.66 88.95 89.04 175.71
Chiều cao
răng h
(mm).
9.5625 8.4375 8.4375 7.8750 7.8750 9.5625
9.5625
Bề rộng
răng
b
w
(mm).
52 29 26.5 26.5 25 25 24.5 24.5 26 24.5 52 29 29 29
Chiều dài
răng
b(mm).
52.88 29.5 30 30 28.33 28.33 27.77 27.77 29.47 27.77 52.97 29.54 29.57 29.57
Khoảng
cách trục
a
w
(mm).
120.9993 120.9985 123.2667 120.9997 120.9997 77.9318 143.000
Góc ăn
khớp ở tiết
diện pháp
tuyến
α
(
o
).

20.0000 20.0000 17.2000 20.0000 20.0000 20.0000 20.0000

2.1.3.Kiểm nghiệm bền cho các bánh răng.
 Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số:
Mô men tính toán M
T
được chọn từ giá trị nhỏ hơn tính được từ
- Mô men từ động cơ truyền đến : M
T
=M
emax
.i
T
- Theo bám từ bánh xe truyền đến:
*
. .
.
bx
T
T
G r
M
i
ϕ
ϕ
=
Trong đó: M
emax
là momen cực đại của động cơ.

maxe
M
=300(Nm).

ϕ
là hệ số bám của bánh xe.
ϕ
=0.85.
G
ϕ
là trọng lượng bám của ô tô. G
ϕ
= 25500(N).
r
bx
là bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động.
Cỡ lốp:8.25-20 nên r
bx
=(8.25+20).25.4/2=0.3587(m).
i
T
là tỉ số truyền tính từ động cơ tới chi tiết đang xét.

*
T
i
là tỉ số truyền từ chi tiết đang xét tới bánh xe chủ động.
Bài toán 4: Xác định chế độ tải tính toán cho hộp số:
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Kết quả của bài toán:

Trục nhận mô men. Từ động cơ truyền đến(Nm). Từ bánh xe truyền đến(Nm).
Trục sơ cấp.
300 161.8854
Trục trung gian. 663
357.7659
Trục thứ cấp.
Số 1
2193 1183.4
Số 2 1326 1183.4
Số 3
816 1183.4
Số 4 492.5 1183.4
Số lùi
2193 1183.4
Trục số lùi. 1173
632.972
 Xác định lực tác dụng lên các bánh răng:
Lực tác dụng lên các bánh răng nghiêng gồm các thành phần lực sau
(xét trên trục thứ i):
- Lực vòng:
2.
.
.
T
i
s
M
P
z m
=

- Lực hướng kính:
. .
os
i i
i
tg
R P
c
α
β
=
- Lực dọc trục:
.
i i i
Q P tg
β
=
Trong đó:
M
T
:là môm men tính toán .
z :là số răng.
m
s
:là mô đun mặt đầu.
α
:
là góc ăn khớp.
β

là góc nghiêng của bánh răng.
Bài toán 5: Xác định lực tác dụng lên các bánh răng:
Sơ đồ thuật toán trong MATLAB:
Kết quả bài toán:
Trục Tên gọi
Lực vòng
P
i
(N).
Lực hướng kính
R
i
(N).
Lực dọc trục
Q
i
(N).
Sơ cấp. Z
a5
4295.4 1772.1 2292.3
Trung
gian.
Z
b1
12737 4713.7 2344.5
Z
b2
8870 3655.2 4708.5
Z
b3

6474 2271.7 3455.2
Z
b4
5153 2126.0 2750.0
Z
b5
4294 1771.6 2291.7
Thứ cấp.
Z
a1
12737 4713.8 2344.6
Z
a2
8870 3655.2 4708.5
Z
a3
6474 2271.7 3455.2
Z
a4
5153 2126.0 2750.0
Z
aL
12702 4713.8 2527.8
Số lùi.
Z
c1
12713 4717.9 2529.9
Z
cL
12713 4717.9 2529.9

a.Kiểm nghiệm bền uốn.

2
d
. . . . . ( / )
. . . .
u ms c tp gc
ntb
P
K K K K K MN m
b m y K
β
π
σ
=
.
Trong đó:
K
đ
: Hệ số tải trọng động bên ngoài
K
ms
:Hệ số tính đến ma sát.
K
c
: Hệ số tính đến độ cứng vững của trục và phương pháp lắp bánh răng lên trục.
K
tp
: Hệ số tính đến tải trọng động phụ do sai số các bước răng khi gia công gây
nên.

K
gc
:Hệ số tính số tính đến ứng suất tập trung ở các góc lượn của răng ,do phương
pháp gia công gây nên.
K
β
:Hệ số tính đến ảnh hưởng của độ trùng khớp hướng chiều trục đối với sức
bền của răng .
P: Lực vòng tác dụng lên chi tiết đang tính.(MN)
b: Chiều rộng làm việc của vành răng.
m
ntb
: Mô đun pháp tuyến ở tiết diện trung bình.
y:Hệ số dạng răng.
K
β
:Hệ số tải trọng động bên ngoài.
b.Kiểm nghiệm bền tiếp xúc.

1 2
. 1 1
0, 418. os . ( )
'.sin . os
tx
P E
c
b c r r
β
α α
σ

= +
(MN/m
2
).
Trong đó:
:
β
Góc nghiêng của bánh răng.
P: Lực vòng tác dụng lên bánh răng.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu.
b’: chiều dài tiếp xúc của các bánh răng.
α
: Góc ăn khớp.
r
1
: Bán kính vòng lăn của bánh răng chủ động.
r
2
: Bán kính vòng lăn của bánh răng bị động.
Kết quả tính toán bền uốn và bền tiếp xúc của các bánh răng:
Bánh răng. Z
b1
Z
a1
Z
b2
Z
a2
Z
b3

Z
a3
Z
b4
u
σ
(MN/m
2
).
502.5922 598.0000 646.4181 516.6942 264.8976 278.4442 275.6594
[ ]
u
σ
/1.3
( MN/m
2
)
269.2308
÷
653.8462
269.2308
÷
653.8462
269.2308
÷
653.8462
269.2308
÷
653.8462
115.3846

÷
307.6923
115.3846
÷
307.6923
115.3846
÷
307.6923
tx
σ
(MN/m
2
). 1190.3 1190.3 957.4 957.4 898.1 898.1 911.5
[ ]
tx
σ
( MN/m
2
)
1000
÷
2500
Bánh răng. Z
a4
Z
a5
Z
b5
Z
b1

Z
c1
Z
cL
Z
aL
u
σ
( MN/m
2
)
225.9207 262.8799 289.5454 501.6452 647.9346 791.9201 596.8732
[ ]
u
σ
/1.3
(MN/m
2
)
115.3846
÷
307.6923
115.3846
÷
307.6923
115.3846
÷
307.6923
230.7692
÷

923.0769
230.7692
÷
923.0769
230.7692
÷
923.076
9
230.7692
÷
923
.0769
tx
σ
(MN/m
2
).
911.5 973.4 973.4 1301.2 1301.2 967.5 967.5
[ ]
tx
σ
( MN/m
2
)
1000
÷
2500
Kết luận: Như vậy các bánh răng mà ta tính toán và thiết kế đều đã thỏa mãn
được hai điều kiện bền uốn và bền tiếp xúc việc thỏa mãn cả hai điều kiện này sẽ
tránh được các hư hỏng về gãy và mòn răng.

2.2.Trục .
2.2.1 Tính chọn sơ bộ kích thước trục.
 Trục sơ cấp.
d
1
=10.6
emax
(mm).
Trong đó: d
1
- Đường kính trục sơ cấp.
M
emax
-mô men xoắn lớn nhất của động cơ.M
emax
=300(Nm)
→d
1
=10.6 =183.597(mm).
 Trục trung gian.

0.45
w
2
2
0.16 0.18
2
d a
d
l








=
= ÷

54,45
2
302,5 340,313
2
d
l





=
→
= ÷
chọn
55
2
330
2
d

l





=
=
 Trục thứ cấp.
0.45
w
3
3
0.18 0.21
3
d a
d
l







=
= ÷

54,45
3

259,28 302,5
3
d
l





=
→
= ÷
chọn
55
3
300
3
d
l





=
=
2.2.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các ổ.
 Trục thứ cấp.

2344.6( )

31 1
X Q N
a
= =
-Trong mặt Oxz:
30 31 1
. .
30 3 1 32
Z Z R
a
Z l R l
a





+ =
=

.
4713.60
1 32
942( )
30
300
3
.
1 32
4713 942 3770( )

31 1
3
R l
a
Z N
l
R l
a
Z R N
a
l









= = =
= − = − =
-Trong mặt Oxy:

30 31 1
. .
30 3 1 32
Y Y P
a
Y l Y l

a





+ =
=

.
12737.60
1 32
2547( )
30
300
3
.
1 32
12737 2547 10190( )
31 1
3
P l
a
Y N
l
P l
a
Y P N
a
l










= = =
= − = − =
 Trục trung gian.
2344.5 2292.3 52.8( )
21
1 5
X Q Q N
b b
= − = − =
- Trong mặt Oxz:
20 21
5 1
. . .( )
21 2 21 21 22
5 1
Z Z R R
b b
Z l R l R l l
b b






+ = +
= + +
1771 4713 3304 3179( )
20 21
5 1
. .( )
1771.25 4713.(25 197)
21 21 22
5 1
3304( )
21
330
2
Z R R Z N
b b
R l R l l
b b
Z N
l







= + − = + − =

+ +
+ +
= = =
- Trong mặt Oxy:
20 21
5 1
. . .( )
21 2 21 21 22
5 1
Y Y P P
b b
Y l P l P l l
b b





+ = +
= + +
4294 12737 8893 8137( ).
20 21
5 1
. .( )
4294.25 12737.(25 197)
21 21 22
5 1
8893( ).
21
330

2
Y P P Y N
b b
P l P l l
b b
Y N
l







= + − = + − =
+ +
+ +
= = =
 Trục thứ cấp.
2292( ).
5
11
X Q N
a
= =
- Trong mặt Oxz:
5
11 10 30
. ( ).
5

10 1 30 12
Z Z R Z
a
Z l R Z l
a





− = +
= +
1772 942 271.4 2442.6( )
5
11 30 10
( ).
(1772 942).25
5
30 12
271.4( )
10
250
1
Z R Z Z N
a
R Z l
a
Z N
l








= + − = + − =
+
+
= = =
- Trong mặt Oxy:
5
11 10 30
. ( ).
5
10 1 30 12
Y Y P Y
a
Y l P Y l
a





− = +
= +
4295.4 2547 684.24 6158.16( )
5
11 30 10

( ).
(4295.4 2547).25
5
30 12
684.24( )
10
250
1
Y P Y Y N
a
P Y l
a
Y N
l
= + − = + − =



+

+
= = =



2.2.3 Tính trục về sức bền:
-Tính trục theo độ bền uốn.
Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

W

M
u
u
u
σ
=

Trong đó:

M
u
- Mô men uốn tổng hợp tại tiết diện nguy hiểm của trục
M
u
=
2 2
M M
n
d
+

n
M
Mô men uốn trong mặt phẳng ngang(Oxy).

d
M
Mô men uốn trong mặt phẳng đứng(Oxz).

W

u
- Mô men chống uốn, đối với trục đặc
W
u
=0.1d
3
- Tính trục theo độ bền xoắn.

W
M
x
x
x
τ
=
Trong đó: M
x
- Mô men xoắn trục.
W
x
-Mô men chống xoắn. W
x
=0.2d
3
- Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp:
2 2
4 [ ]
th u x th
σ σ τ σ
= + ≤

 Trục thứ cấp.
 Trục trung gian.
 Trục sơ cấp.