Đồ án môn học thiết kế hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi

ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
ĐỀ TÀI
Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp
nhanh phân đôi
Giáo viên hướng dẫn :
Họ tên sinh viên :
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 1 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
MỤC LỤC
NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN 2
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4
PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8
II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8
II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17
A. THIẾT KẾ TRỤC 17
B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29
PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32
PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37
PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN

VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38
PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP
TRONG MỐI GHÉP 43
PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44
TÀI LIỆU THAM KHẢO 50

Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 2 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý
thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi
Tiết Máy cũng vậy.
Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán
và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế
chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ
thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.
Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu
điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt
tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng
và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp
giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ
phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng .
Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công
việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên
quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý
thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu

sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận
tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và
có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.
Đà Nẵng, ngày tháng năm 2008
Sinh viên thực hiện
Phan Thế Đức
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 3 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:
- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép.
- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn.
- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ
tải khi mới khởi động.
- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều .
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:
Các số liệu đã cho:
- Tải trọng P = 3525N
- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s.
- Đường kính tang D = 675 mm
Nếu gọi: N
lv

_ là công suất làm việc của băng tải

η
_ là hiệu suất truyền dộng.
Trong đó: N
lv
=
==
ηη
.1000
2,1.3525
.1000
PV
(Kw) (1.1)
Ta chọn:
96,0
1
=
η
là hiệu suất bộ xích
98,0
2
=
η
là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ)
995,0
3
=
η
là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)

1
4
=
η
là hiệu suất khớp nối.
Ta được:
8856,0
4
4
3
3
21
==
ηηηηη
⇒
7764,4
8856,0.1000
2,1.3525
==
lv
N
Kw
Công suất cần thiết N
o
=
==
8856,0
7764,4
η
lv

N
5,3934Kw
Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức N
đm
> N
o
. Trong tiêu
chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta
chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có:
Công suất động cơ N
đm
= 5,5 Kw
Số vòng quay của động cơ n
đc
= 1450 vòng/phút
Hiệu suất động cơ η
đm
= 88%
Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg.
Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể
phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.
Kiểm tra mômen khởi động của động cơ:
Ta có:
5,1
=
dm
mm
M
M
Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ.

Mà ta có
4.1
=
M
M
qt
⇒ M
mm
>M
qt
.
Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 4 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.
II-1 Tỷ số truyền.
Tý số truyền động chung: i = n
đm
/n
t
Trong đó n
t
là số vòng quay của tang dẫn động.
1000.60
t
t

Dn
V
π
=
m/s (1.2)
⇒ n
t
=
34
675
1000.60.2,1
1000.60.
==
ππ
D
V
t
vòng/phút
Vậy i =
647,42
34
1450
=
Ta có: i = i
ng
.i
t
= i
ng
.i

n
.i
c
Trong đó:
i
ng
tỷ số truyền của bộ truyền xích
i
t
tỷ số truyền của hộp giảm tốc
i
n
tỷ số truyền cấp nhanh
i
c
tỷ số truyền cấp chậm.
Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước,
chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong
hộp giảm tốc (quan hệ giữa i
n
và i
t
) theo nguyên tắc:
- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất
- Điều kiện bôi trơn tốt nhất
Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các
bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức
là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R
2
≈ R

4
), chọn i
n
=1,2i
c
. Chọn: i
x
=4 ;
⇒ i
ng
= i
x
=
cccn
iiii
i
.2,1
647,42
.
=
=4
98.2
4*2.1
647.42
==⇒
c
i
⇒ i
n
= 1.2*2.98 = 3.576

II.2.Công suất trên các trục:
KwNN
KwNN
KwNN
IIIII
III
OI
0004,598,0.995,0.1281,5.
1281,5995,0.98,0.3664,5
3664,51.995,0.3934,5
3.2
2
3
2
2
43
===
===
===
ηη
ηη
ηη
II.3. Tính số vòng quay của mỗi trục.
n
1
= n
đc
= 1450(vòng/phút).

405
576,3
1450
1
2
===
n
i
n
n
(vòng/phút)
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 5 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY

136
98,2
48,405
2
3
===
c
i
n
n
(vòng/phút)
II.4.Tính momen xoắn cho mỗi trục:

)(029,351131
136
0004,51055,9
1055,9
)(864,102921
405
1281,51055,9
1055,9
)(220,35344
1450
3664,51055,9
1055,9
)(048,35522
1450
3934,51055,9
1055,9
6
3
6
6
2
6
6
1
6
6
6
Nmm
n

N
M
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
III
XIII
II
XII
I
XI
ct
ct
XâC
=
××
=
××
=
=
××

=
××
=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
Bảng hệ thống các số liệu tính được:
Trục
T.số
Trục động
cơ
I II III
I I
nh
=3,576 I
ch
=2,98 4
n(v/p) 1450 1450 405 136
N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
( BỘ TRUYỀN XÍCH).
Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử dụng rộng rãi trong máy
công cụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển.

Xích là một chuổi các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền
chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị
động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 6 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Ưu nhược điểm của bộ truyền xích.
Ưu điểm :
+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số
truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn
8m.
+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác
dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ,
gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau.
+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau.
Nhựơc điểm:
+vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa xích ít
làm cho đĩa xích quay không đều.
+Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành cao.
+Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và bộ
truyền không được che kín.
+Truyền động xích có tiếng ồn
Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây:
+Mòn bản lề và răng đĩa xích.
+Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ.
+Các má xích bị đứt vì mỏi.
Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn.

Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế:
P=3525(N), N=4,23(kw), n
t
=34(vòng /phút), I
x
=4
Giai đoạn 2:
Bước 1:Sơ đồ kết cấu của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của
bộ truyền.
Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D
1
,D
2
,X,t).
1) Chọn loại xích.
Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong
đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.
Theo đầu bài v
t
=1,2<10
÷
15(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có giá
thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng.
2)Tính số răng của đĩa xích.
Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng
va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn.
Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng đĩa nhỏ
Z
1
=23, số răng đĩa xích lớn Z

2
=4.23 = 92
3)Định bước xích t:
Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn
thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng
tăng nhất là khi vận tốc cao.
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề
và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới
hạn.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 7 -
ệ AẽN MN HOĩC
CHI TIT MAẽY
ờ tớnh bc xớch t trc ht nh h s iu kin s dng.
k=k

.k
A
.k
o
.k
c
k
b
.k
c
[S
I

,B6-6,T105].
Trong ú.
k

-H s xột n tớnh cht ti trng ngoi .Vỡ ti trng rung ng nh nờn
ta chn k

=1
k
A
-H s xột n chiu di xớch,ta chn A=(30
ữ
50).t nờn ta chn k
A
=1.
k
o
-H s xột n cỏch b trớ b truyn.
Chn ng tõm ni hai a xớch lm vi ng ngang mt gúc nh hn mt gúc
60
o
nờn ta chn k
o
=1.
k
c
-H s xột n kh nng iu chnh lc cng xớch.
Trc khụng iu chnh c cng khụng cú a hoc con ln cng xớch ta chn
k
c

=1,25.
k
b
-h s xột n iu kin bụi trn .Chn iu kiin bụi trn liờn tc(xớch
nhỳng trong du hoc phun liờn tc) ta chn k
b
=0,8.
k
c
-H s xột n ch lm vic ca b truyn, ta chn lm vic 2ca nờn
k
c
=1,25
Thay s vo ta cú k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25
Cụng sut tớnh toỏn ca b truyn xớch.
N
t
=N.k.k
z
.k
n
. [S
I
,Ct6-7,T106].
N Cụng sut danh ngha N=
1000
2,1.3525
=4,23 (kw).
H s rng ca a dn .
k

z
=
1
01
Z
Z
=
23
25
=1,08
H s vũng quay ca a dn.
k
n
=
1
01
n
n
=
136
200
=1,47. Tra theo bng 6-4 vi n
01
=200
p
v
Thay vo cụng thc ta cú.
N
t
=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw).

N
t
=8,39<11,4=[N
t
] nờn ta chn bc xớch t=25,4(mm) , tra theo bng (6-1)
ta cú d
c
=7,95(mm),chiu di ng B=24,13(mm) Din tớch bn l F=
179,7(mm
2
),khi lng mt một xớch
q =2,57(kg).
S vũng quay gii hn ca a dn n
gh
=1020(vũng/phỳt) .
S dóy xớch con ln c xỏc nh theo iu kin.
x

][N
Nt
=
4,11
39,8
=0,736 ta chn xớch ng con ln mt dóy nờn ta ly x

1.
4)nh khong cỏch trc A v s mc xớch.
Tớnh s mc xớch theo cụng thc.
X=
t

A2
+
2
21
ZZ
+
+(

.2
12
ZZ

)
2
.
A
t
.
nh s b khong cỏch trc A.
A=40.t=40.25,4=1016(mm).
Sinh vión: Phan Th c. Lồùp:06C
4
B
Trang: - 8 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Với Z
1
=23(răng), Z
2

=92(răng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay số vào ta có.
X=
4,25
1016.2
+
2
9223
+
+(
1415,3.2
2392
−
)
2
.
1016
4,25
= 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép
ta lấy X=140.
Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.
u=
X
nZ
.15
.
11
=
140.15
136.23
= 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập trong một

giây.
Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn.














π
−
−






+
−+
+
−=
2

12
2
2121
2
ZZ
8
2
ZZ
X
2
ZZ
X
4
t
A

16,1009
14,3.2
2392
8
2
9223
140
2
9223
140
4
4,25
2
2

=














−
−






+
−+
+
−=
(mm)
Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá, giảm
khoảng cách trục một khoảng : ∆ A = 0,003A=3,027 mm

Cuối cùng là lấy A = 1009,16-3,027=1006(mm)
5. Tính đường kính của đĩa xích :
− Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :
)(5,186
23
180
4,25
180
1
1
mm
Sin
Z
Sin
t
d
oo
c
===
− Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :
)(744
92
180
4,25
180
2
2
mm
Sin
Z

Sin
t
d
oo
c
===
6. Tính lực tác dụng lên trục :
n.t.Z
N.k.10.6
P.kR
t
7
t
=≈

Trong đó :
k
t
: hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm ngang
hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn
o
40
với đường nằm ngang k
t
= 1,15.
N-công suất trục dẫn
t-Bước xích.
n-Số vòng quay của dẫn.
Z-số răng của đĩa dẫn
)(635,4342

136.4,25.23
0004,5.15,1.10.6

10.6
.
7
7
N
ntZ
Nk
PkR
t
t
===≈
Các thông số tính được.
+ Số răng đĩa xích.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 9 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Đĩa dẫn Z
1
=23(răng).
Đĩa bị dẫn Z
2
=92(răng).
+Bước xích t=25,4(mm).
+Số mắc xích X=140(mắc xích ).

+Khoảng cách trục A=1006(mm).
+Đường kính vòng chia.
Đĩa dẫn d
c1
=186,5(mm).
Đĩa bị dẫn d
c2
=744(mm).
+Lực tác dụng lên trục.
R=4342,635(N).
Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu đề ra, thoã
mãn các điều kiện bền.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 10 -
ệ AẽN MN HOĩC
CHI TIT MAẽY
PHN III:THIT K B TRUYN BNH RNG TRONG HP GIM
TC.
III.1.THIT K B TRUYN BNH RNG TR RNG NGHIấNG CP
NHANH:
i vi hp gim tc hai cp cú cp nhanh phõn ụi. Cp nhanh l bỏnh rng
tr rng nghiờng , cú cỏc c im sau:
- Do cp nhanh phõn ụi nờn khi tớnh cụng sut phi chia ụi cho b truyn cp
nhanh.
- Bỏnh rng cp nhanh chu ti nh hn bỏnh rng cp chm. Do vy khi chn
h s chiu rng rng sao cho cn thoó món b
ch
2b

nh
- Bỏnh rng cp chm l bỏnh rng tr rng thng; n khp khụng tt, cú va p,
vỡ vy khi thit k ta tớnh theo cp bỏnh rng dch chnh.
III.1.1.Chn vt liu lm bỏnh rng.
_ Bỏnh rng nh: chn thộp 45, thng hoỏ cú:

k1
= 600 N/mm
2
;
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phụi ỳc, gi thit ng kớnh phụi (60ữ 90) mm.
_Bỏnh rng ln: chn thộp 35 thng húa cú:

b
=500 N/mm
2
;
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phụi rốn, gi thit ng kớnh phụi (100ữ 300) mm.
III.1.2.nh ng sut tip xỳc v ng sut un cho phộp:
1. ng xut tip xỳc cho phộp:
S chu k tng ng ca bỏnh nh:
N

t1
= 60 u (M
i
/M
max
)
3
n
i
.T
i
(3.1)
Trong ú:
_ M
i
,n
i
,T
i
l moment xon, s vũng quay trong 1 phỳt v tng s gi bỏnh rng
lm vic ch i.
_ M
max
l moment xon ln nht tỏc dng lờn bỏnh rng (khụng k mụmen quỏ
ti)
_ u l s ln n khp ca mt rng khi bỏnh rng quay 1 vũng.
N
t1
=60.1.6,5.330.16.1450.[1
3

.4/8 + (0,5)
3
.4/8]= 167,95.10
7
> N
o
vi N
0
_ s chu k c s ca ng cong mi tip xỳc.
Thng N
0
=10
7
.
Nh vy s chu k lm vic tng ng ca bỏnh ln:
N
t2
= N
t1
/i
n
= 167,95.10
7
/ 3,576= 46,97.10
7
> N
o
Do ú h s chu k ng sut k
N
ca c hai bỏnh rng u bng 1.

Theo bng 3-9: []
Notx
= 2,6.HB
[]
tx
= []
Notx
. k
N
.
Sinh vión: Phan Th c. Lồùp:06C
4
B
Trang: - 11 -
ệ AẽN MN HOĩC
CHI TIT MAẽY
[]
tx1
= 520 N/mm
2

[]
tx2
= 442 N/mm
2
2.ng sut un cho phộp:
S chu k tng ng ca bỏnh rng:
N
t
= 60 u (M

i
/M
max
)
m
n
i
.T
i
(3.2)
Cỏc thụng s nh trờn.
m_ bc ca ng cong mi un. i vi thộp thng hoỏ m= 6.
Vy s chu k tng ng ca bỏnh ln l:
N
t2
= 60.1.6,5.16.330.405.[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 42,3.10
7
N
t1
= 3,576.42,3.10
7
= 151,3.10
7
.
C N
t1

v N
t2
> N
o
.
Vi N
0
_chu k c s ca ng cong mi un. N
0
=5.10
6
.
Do ú k
N
= 1_h s chu k ng sut un
[]
u
=



k.n
k.5,1
''
N1
(3.3) do rng lm vic mt mt
Gii hn mi un ca thộp 45:
-1
= 0,43.
k

= 0,43.600=258 N/mm
2
.
Gii hn mi un ca thộp 35:
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm
2
.
H s an ton: n = 1,5.
H s tp trung ng sut chõn rng: k


= 1,8.
Bỏnh nh: []
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bỏnh ln: []
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2
.
III.1.3.S b chn h s ti trng k:

Do b trớ i xng
Cú th chn s b k = 1,5
III.1.4.Chn h s chiu rng bỏnh rng:
Do b truyn cp nhanh l b truyn bỏnh rng ch V, phõn ụi. Do vy ti
trng tỏc dng lờn mt bỏnh l nh.
Vy chn
A
= b/A = 0,3
III.1.5.Xỏc nh khong cỏch trc:
3
2
2
2
6
1
.'.
.
.
.][
10.05,1
)1(
n
Nk
i
iA
A
tx

+
(3.4)


-h s phn ỏnh s tng kh nng ti tớnh theo sc bn tip xỳc ca bỏnh rng
nghiờng so vi bỏnh rng thng. Chn

= 1,2.
k_ h s ti trng
n
2
=405(v/p)

tx2
=442N/mm
2
mmA 66,132
405.2,1.3,0
3664,5.5,1
.
576,3.442
10.05,1
)1576,3(

3
2
6
1
=








+
Chn A
1
=135
III.1.6.Tinh vn tc vũng v ca bỏnh rng v chn ccx ch to bỏnh rng:
Vn tc vũng ca bỏnh rng tr:
Sinh vión: Phan Th c. Lồùp:06C
4
B
Trang: - 12 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
sm
i
nA
v /48,4
)1576,3.(1000.60

1450.135 2
)1(1000.60
2
11
=
+
=
+
=
π
π
(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9.
III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
- hệ số tập trung tải trọng
k
đ
- hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = ψ
A
.A = 0,3. 135 = 40,5 mm.
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm
i
A
d 59
1576,3
135.2
1
.2
1
=
+
=
+
=
do đó: ψ
d
= b/d
1
=
68,0
59
5,40
=
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,03
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng

+ 1)/2 = 1,015.
Giả sử:
β
>
sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,015.1,4=1,421
k
sơbộ
=1.5. Vậy sai số ε
k
=
%5%5,5
421,1
421,15,1
>=
−
Như vậy lấy chính xác A = A
sơbộ
.
133

5,1
421,1
.135
3
3
==
sb
k
k
mm.(3.8)
Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8)
b=0,3.133=40mm
III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun pháp: m
n
= (0,01
÷
0,02).A = (1,33
÷
2,66)mm
Theo bảng 3-1 chọn m
n
= 2mm.
Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10
o
Số răng của bánh nhỏ:
28
)1576,3(2
10cos.133.2
)1(

cos 2
1
=
+
=
+
=
o
n
im
A
Z
β
. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 28.3,576 = 100
Tính chính xác góc nghiêng β:
cosβ =
984,0
130.2
2.128
.2
.
==
A
mZ

nt
(3.10)
Vậy β = 10
o
3
/
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 40mm
kiểm tra điều kiện (3.7) :b>
mm
m
o
n
65,28
310sin
2.5,2
sin
.5,2
/
==
β
thoả
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 13 -
P'
1
P
1

P
n
P'
1
P
a1
P
r
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: Z
tđ
=Z/cos
3
β.(3.11)
Bánh nhỏ: Z
tđ1
=28/(0,984)
3
=29
Bánh lớn: Z
tđ2
=100/(0,984)
3
= 105
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
y
1
= 0,451

y
2
= 0,517
Lấy θ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh
răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng.
Đối với bánh răng nhỏ:

2
2
6
11
2
1
6
1
/98,34
5,1.40.1450.28.2.451,0
3664,5.5,1.10.1,19
''
10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
n
u
===
θ
σ
(3.12)
vậy

1u
σ
< [σ]
u1
=143,3 N/mm
2
Đối với bánh răng lớn:
σ
u2
= σ
u1
.y
1
/y
2
(3.13)
⇒σ
u2
= 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm
2
< [σ]
u2
= 119,4 N/mm
2
.
III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Τ ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]
txqt
=2,5[σ]
Notx.

(3.14)
Bánh nhỏ: [σ]
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
Τ ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]
uqt
=0,8.σ
ch.
(3.15)
Bánh nhỏ: [σ]
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc:
qt
I
I

txqt
k
nb
Nki
iA
.
.'.
)1(
.
10.05,1
3
6
θ
σ
+
=
(3.16) ; k
qt
=1,4.
⇒
2
36
1
/2754,1
1450.40.2,1
3664,5.5,1.576,4
576,3.133
10.05,1
mmN
txqt

==
σ
⇒σ
txqt2
=
2
36
/64,5084,1.
405.40.2,1
1281,5.5,1.576,4
576,3.133
10.05,1
mmN
=
σ
txqt1
< 1300 N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
σ
txqt2
<1105 N/mm
2
⇒ thỏa mãn
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uqt
= k
qt.
σ
u

.
Bánh nhỏ: σ
uqt1
= 34,98.1,4 = 48,97 N/mm
2
< [σ]
uqt1
Bánh lớn: σ
uqt2
= 30,51.1,4 = 42,7 N/mm
2
< [σ]
uqt2.
III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun pháp: m
n
= 2mm
Số răng: Z
1
= 28 ; Z
2
= 100
Góc ăn khớp: α
n
= 20
o
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 14 -

ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Góc nghiêng: β = 10
o
3
/
Chiều cao răng: h=2,25.m
n
=2,25.2=4,5mm
Chiều cao đầu răng : h
d
=m
n
=2mm
Độ hở hướng tâm c
1
=0,25.m
n
= 0,25.2=0,5mm
Khoảng cách trục: A = 133mm.
Bề rộng bánh răng: b= 40mm.
Đường kính vòng chia: d
c1
=m
n
.Z
1
/cosβ (3.17)
⇒ d
c1

= 2.28/cos10
o
3
/
= 57mm ;
⇒ d
c2
= 2.100/ cos10
o
3
/
= 203mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e1
= d
c1
+ 2.m
n

⇒ d
e1
= 57+2.2=61 mm.
⇒ d
e2
= 203+ 2.2 = 207 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1
= d
c1
- 2.m

n
-2.c
⇒ d
i1
= 57-4-1=52 mm.
d
i2
= 203 - 4 - 1 = 198 mm.
III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng
tâm P
r
và lực dọc trục Pa.
Τ ính lực vòng:
dn
N
d
Mx
P
.
.10.55,9.2
.2
1
6
==
(3.18)
NP 15,1240
57.1450
3664,5.10.55,9.2
6

==
Lực hướng tâm:
N
tg
tgP
o
n
4,458
310cos
20.15,1240
cos
.
Pr
/
0
===
β
α
(3.19)
Lực dọc trục: Pa = P.tgβ = 1240,15.tg10
/
3
o
= 219,79N.
III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:
III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:
σ
bk3
= 600 N/mm

2
; σ
ch3
= 300 N/mm
2
; HB = 200. σ
Notx3
=520N/mm
2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷ 90) mm.
Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:
σ
bk4
= 500 N/mm
2
; σ
ch4
= 260 N/mm
2
; HB = 170. σ
Notx4
=442N/mm
2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100÷ 300) mm.
III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
1.Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh răng:
N
tđ
= 60 u Σ(M

i
/M
max
)
3
n
i
.T
i
(3.20)
Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ:
N
tđ3
= N
tđ2
= 46,97.10
7
> N
o
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 15 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ4
= N
tđ2

/i
c
=46,97.10
7
/2,98=15,76.10
7
> N
o
Nên chọn k’
N
= 1 cho
cả 2 bánh răng
⇒ [σ]
tx
= [σ]
Notx
. k’ = 2,6.HB
Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [σ]
tx4
= 442 N/mm
2
Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[σ]
tx3
= 520N/mm
2
Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [σ]
tx4
= 442 N/mm
2
2.Ứng suất uốn cho phép:

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:
N
tđ3
= N
tđ2
= 42,3.10
7
⇒ N
tđ4
= N
tđ3
/i
c
= 42,3.10
7
/2,98=14,19.10
7
Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o
=5.10
6
do đó k’’
N
= 1.
Theo công thức (3.3)
[σ]

u
=
σ
−
σ
k.n
k.5,1
''
N1
do răng tải một mặt.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ
-1
= 0,45.600 = 270 N/mm
2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ
-1
= 0,45.500 = 225 N/mm
2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k
σ

= 1,8.
Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
8,1.5,1
1.270.5,1

= 150 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
u2
=
8,1.5,1
1.225.5,1
= 125 N/mm
2
.
III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng
III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng.
Vận tốc thấp. Mà theo công thức
n
N
M
x
.10.55,9
6
=
(3.21).
Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh.
Chọn ψ
A
= b/A = 0,4
III.2.5.Xác định khoảng cách trục:
3

4
2
4
6
.
.
.
.][
10.05,1
)1(
n
Nk
i
iA
Actx
c
ψσ








+≥
(3.22)

.178
136.4,0

1281,5.5,1
.
98,2.442
10.05,1
)198,2(
3
2
6
mmA
=








+≥
Lấy A = 178mm.
Chiều rộng bánh răng: b
3
= ψ
A
.A = 0,4.178= 71mm.
III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
sm
i
nA

v
c
II
/9,1
)198,2.(1000.60
405.178 2
)1(1000.60
2
=
+
=
+
=
π
π
(3.23)
Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 16 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
III.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
mm
i
A
d
c

90
198,2
178.2
1
.2
3
=
+
=
+
=
⇒ ψ
d
= b/d
1
= 0,8.
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,05.
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng
+ 1)/2 = 1,025
Giả sử:
n
mb 5,2
>
theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ

= 1,2.
⇒ k = k
tt
.k
đ
=1,23.
⇒ ε
k
=
%5%95,21
23,1
23,15,1
>=
−
k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A.
mm
k
k
AA
sb
sbcx
167
5,1
23,1
.178.
3
3
===
Như vậy lấy chính xác A = 167mm.
Chiều rộng bánh răng: b

3
= ψ
A
.A = 0,4.167 = 67mm
III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:
Modun pháp: m

= 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm.
Ta chọn m
n
= 3
Số răng của bánh nhỏ
28
98,3.3
167.2
)1(
2
3
==
+
=
im
A
Z
.(3 24)
Số răng bánh lớn:
Z
4
= Z
3

.i = 2,98.28 = 83
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
Bánh nhỏ b
3
= 67mm >
5,73.5,2.5,2
==
m
Chọn bánh lớn b
4
=67mm
• Hệ số thay đổi khoảng cách trục A:

m
ZmA
a
t
5,0
−
=
(3.25)
với Z
t
=Z
1
+Z
2
=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh.
⇒
17,0

3
111.3.5,0167
=
−
=
a
.
⇒ trị số 1000a/Z
t
=1000.0,17/111=1,53
Theo toán đồ (I_56) ⇒1000ψ/Z
t
=0,02
Với ψ_hệ số giảm chiều cao răng.
⇒ ψ=0,02.111/1000=0,002
⇒ ξ
t
=a+ψ_hệ số dịch dao tổng (3.26)
⇒ ξ
t
=0,17+0,002=0,172
⇒ ξ
1
=
( )







−
−
−
ψξξ
t
t
t
Z
ZZ
12
5,0
(3.27)
= 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044
⇒ ξ
2
=0.128
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 17 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
⇒ góc ăn khớp của răng
cosα=
93,0
167.2
20cos.3.111
.2
cos

0
0
==
A
mZ
t
α
⇒α=20
0
28.
III.2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
Với Z
3
=28;Z
4
=83. Suy ra ξ
1
=0,044; ξ
2
=0,128.
Vậy y
1
=0,451;y
2
=0,511
Đối với bánh răng lớn:

2
2

6
34
2
1
6
2
/27,38
67.136.83.3.451,0
0004,5.23,1.10.1,19

10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
u
===
σ
< [σ]
u2
= 125
N/mm
2
(3.28)
Đối với bánh răng nhỏ:
σ
u1
= σ
u2
.y
2

/y
1
= 38,27.0,511/0,451=43,36< [σ]
u1
= 150 N/mm
2
.
III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]
txqt
= 2,5[σ]
Notx.
Bánh nhỏ: [σ]
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]
uqt
= 0,8.σ
ch.
Bánh nhỏ: [σ]
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2

.
Bánh lớn: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc: k
qt
= 1,4.
( )
qtqttxtxqt
k
nb
Nki
iA
k .
.
1
.
2sin
64,0
.
.
10.05,1
.
0
3
6
+
==

α
σσ
(3.29)
( )
2
3
0
6
1
/7,2984,1.
405.67
1281,5.23,1.198,2
.
2820.2sin
64,0
.
98,2.167
10.05,1
mmN
txqt
=
+
=
σ
σ
txqt1
< 1300 N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
Tương tự σ

txqt2
=509N/mm
2
<1105N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uqt
= k
qt.
σ
u
.(3.30)
Bánh nhỏ: σ
uqt1
= 43,36.1,4 = 60,7 N/mm
2
< [σ]
uqt1
=150N/mm
2
Bánh lớn: σ
uqt2
= 38,27.1,4 = 53,58 N/mm
2
< [σ]
uqt2
=125N/mm
2
.

III.2.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun : m

= 3mm
Số răng: Z
3
= 28 ;Z
4
= 83
Góc ăn khớp: α

= 20
o
28’
A=167mm
b
3
=67
b
4
=67
chiều cao răng h=2,25m-ψ.m=(2,25-0,002).3=6,7mm
Đường kính vòng chia: d
3
= m.Z
1
= 3.28=84mm
d
4
= m.Z

2
= 3.83=249mm
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 18 -
P
r1
P
r2
P
2
P
1
ệ AẽN MN HOĩC
CHI TIT MAẽY
ng kớnh vũng nh: d
e3
=(Z
1
+ 2+ 2
1
- 2).m (3.31)
= (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm.
d
e4
=(Z
2
+ 2+ 2
2

- 2).m (3.32)
=(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm
ng kớnh vũng chõn:
d
i1
= (Z
1
- 2,5+ 2.
1
).m (mm).(3.33)
= (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm
d
i2
= (Z
2
- 2,5+ 2.
2
).m (mm).(3.34)
=(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm
III.2.12.Tớnh lc tỏc dng lờn trc:
Lc vũng:
d
Mx
P
.2
=
(3.35)
viM
x3
=

2
3
6
.10.55,9
n
N
=
Nmm120922
405
1281,5.10.55,9
6
=
suy ra P=2.120922/84=2879N
P
2
=P
1
=2879N
Lc hng tõm: P
r
=P.tg=2879.tg20
0
28=1074,5N
Phn IV: TNH TON THIT K TRC V THEN.
A: THIT K TRC.
IV.A.1. Chn vt liu:
Trc phi m bo cỏc yờu cu:
m bo bn, cng, ớt nhy vi ng sut tp trung, d gia cụng,
nhit luyn, chu c mi mũn.
Chn thộp 45, tụi ci tin.

HB=200;
k
=600N/mm
2
;
ch
=300N/mm
2
;
Notx
=520N/mm
2
.
IV.A.2. Tớnh s b trc:
Ch xột trc chu nh hng ca mụmen xon.
Tớnh ng kớnh s b ca cỏc trc:
3
n
N
Cd

(mm) (4.1)
Trong ú C l h s tớnh toỏn ph thuc ng sut xon cho phộp i vi u
trc vo v trc truyn chung. Ly C = 120
i vi trc I: N
I
= 5,3664 Kw
n
I
= 1450 vũng/phỳt

mmd
I
56,18
1450
3664,5
120
3
=
Chn d
1
=20mm
i vi trc II: N
II
= 5,1281 Kw
n
II
= 405vũng/phỳt
Sinh vión: Phan Th c. Lồùp:06C
4
B
Trang: - 19 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
⇒
mmd
II
97,27
405
1281,5

120
3
=≥
Chọn d
2
=28mm
Đối với trục III: N
III
= 5,0004 Kw
n
III
= 136 vòng/phút
⇒
mmd
III
90,39
136
0004,5
120
3
=≥
Chọn d
3
= 40mm
Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số d
I
, d
II
, d
II

ta có thể
lấy trị số d
II
= 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 13mm_
là loại ổ trung bình
IV.A.3.Tính gần đúng trục:
Trình tự :
Định kích thước dài của trục
Dựa vào các số liệu:
- khoảng cách trục A
- chiều rộng bánh răng b
- chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ và các phần tử khác chọn theo kinh nghiệm.
Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. Dựa vào sức bền ta tính được mômen uốn
và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết
bền 4, ta tính được đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm. Từ đó vẽ được kết
cấu trục.
* Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau:
Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm
Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm
Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l
2
= 8 mm
Chiểu rộng ổ: B = 13 mm
Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d
1
= 10 mm
Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l
3
= 18 mm
Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l

4
= 15 mm
Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 40 mm
Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 67 mm
Chiều dài phần mayơ lắp với trục l
5
=1,5.d
3
l
5
=1,5.40= 60
Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục
IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:
Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục.
Trục I:
L
1
=2(B+l
2
+a+b
1
) + b
3
+2(c-1) +l
3
+l
4
+l
5
⇒ L

1
=2(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mm
Trục II:
L
2
= 2(l
2
+B+a+b
2
+1)+ 2c+ b
3

= 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mm
Trục III:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 20 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
L
3
= L
2
+l
3
+l
4
+l
5

= 241+ 18+ 15+ 60= 334mm
Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 21 -
d
4
d
1
d
2
d
3
P
1
P
1
P
r1
P
a1
P
a2
P
2
P
r2
P
3

P
4
P
r4
P
a1
P
r1
P
a2
P
2
P
r2
P
r3
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục:
IV.A.6.Trục I :
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 22 -
TrụcI
II
IIII
Trục
II
Trục I

P
r1
y
Y
A
z
M
u y
(N.mm)
M
x
(N.mm)
35307
45307
M
u z
(N.mm)
x
Z
A
9758
37098
M
x1
P
1
Y
D
P
r1

45307
M
x1
P
1
P
a1
P
a1
91055
9758
Z
D
70615
93784
M
x
R
d
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
6.1.Các số liệu ban đầu:
Chiều dài trục: L
1
=300mm; d
1
= 57mm
K
1
= 49,5 mm

K
2
= 125 mm
K
3
= 54,5 mm
P
1
= 1240,15 N R
x
= 4342,635 N
P
r1
= 458,4 N P
a1
= 219,79N M
x1
= P
1
.d
1
/2= 35344,275Nmm
M
z1
= p
a1
.d
1
/2 = 6264,015mm

Phản lực ở các gối trục:
Theo sơ đồ phân bố lực ta có:
Y
A
+Y
D
=2P
r1
- R
x
=2.458,4-4342,635=-3246 N
Y
A
(2K
1
+K
2
)=P
r1
(2K
1
+K
2
)+R
x
.K
3
⇒
Y
A

= P
r1
+
21
3
2
.
KK
KR
x
+
=458,4+
1255,49.2
5,54.635,4342
+
=1056,6 N
⇒
Y
D
=-4302,6 N
Z
A
+Z
D
=2P
1
=2.1240,15=2480,3 N
Z
A
(2K

1
+K
2
)= P
1
(2K
1
+K
2
)
⇒
Z
A
=Z
D
= P
1
=1240,15 N
Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm:
Ở tiết diện D:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 23 -
45517 45517
K
1
K
1
K

2
K
3
ệ AẽN MN HOĩC
CHI TIT MAẽY
M
u(D)
= 236673,6 Nmm.
M
x(D)
= 35344,220 Nmm
tit din C:
2 2
( )u C uy uz
M M M= +
(4.2)
Trong ú: M
uy
= 61387,425Nmm
M
uz
=238655+6264=244919,355 Nmm
M
u(C)
=
252495244919425,61387
2
2
=+
N.mm

v M
X(C)
=35344,22Nmm
Tớnh ng kớnh trc 2 tit din D v C theo cụng thc :
mm
][1,0
M
d
3
tõ


(4.3)
vi []_lng sut cho phộp ly bng 50N/mm
2
2 2
0,75.
tõ u x
M M M= +
(4.4)
tit din D:
M
t
=
Nmm7,23864422,35344.75,06,236673
22
=+

d
D

36
50.1,0
7,238644
3
=
[] = 50 N/mm
2
chn d
D
=36mm
tit din C:
M
t
=
Nmm54,25434322,35344.75,0252495
22
=+
d
c
37
50.1,0
54,254343
3
=
Chn d
C
=40mm
Ti tit din B:
M
u(B)

<M
u(c)
Vy chn d
B
=40mm thoó món k (4.3)
6.2.Tớnh chớnh xỏc trc I:
Kim tra an ton cho trc cỏc tit din nguy him theo h s an ton:
)5,25,1(]n[
nn
n.n
n
22
ữ=
+
=


(4.5).
Trong ú: n

_h s an ton ch xột riờng ng sut phỏp:
1
. .
.
a m
n
k

=
+
(4.6)
n

_h s an ton ch xột riờng ng xut tip
Sinh vión: Phan Th c. Lồùp:06C
4
B
Trang: - 24 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC
CHI TIÃÚT MAÏY
1
. .
.
a m
n
k
τ
τ
τ
τ
τ
τ ψ τ
ε β

−
=
+
(4.7)
với : σ
-1
;τ
-1
_giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng
có thể lấy:
σ
-1
= 0,45. σ
b
= 0,45.600=270N/mm
2
τ
-1
= 0,25.τ
b
= 0,25.600 =150N/mm
2

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:
σ
a
= σ
max
= -σ
min

= M
u
/W với σ
m
= 0.(4.8)
ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:
τ
a
=τ
m
=τ
max
/2=W
x
/2W
0
. (4.9)
ε
σ
;

ε
τ
_hệ số kích thước, chỉ xét ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi.
Có thể lấy: ε
σ
=0,88; ε
τ
=0,77.

ψ
σ
;ψ
τ
_hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi.
ψ
σ
=0,1vàψ
τ
=0.05
β_hệ số tăng bền bề mặt trục; β=1.
*Ta xét ở tiết diện C: M
u
= 252495 Nmm
d = 40mm
Tra bảng 7-3b ta có: W = 5510mm
3
W
o
= 11790mm
3
⇒ σ
a
= 252495/5510 = 45,82 N/mm
2
.(theo ct4.8)
Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động:
τ
a
= τ

m
=
2
0
max
/5,1
11790.2
22,35344
22
mmN
W
M
x
===
τ
Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất sinh ra trên bề mặt ghép: p ≥ 30
N/mm
2
.
⇒ k
σ
/ε
σ

= 2,6 (I_bảng 7.10)
k
τ
/ε
τ

= 1+0,6(k
σ
/ε
σ
-1)=1,96 (4.10)
Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

27,2
82,45.1.6,2
270
.
.
1
===
−
a
k
n
σ
βε
σ
σ
σ
σ
Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp:

75,49
5,1)05,096,1(
150

.
1
=
+
=
+
=
−
ma
k
n
τψτ
βε
σ
τ
τ
τ
τ

Hệ số an toàn: n=
[ ]
n
>=
+
27,2
75,4927,2
75,49.27,2
22
Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục
Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn.

6.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B
Trang: - 25 -