tkmh chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp 3 trục, bánh răng nghiêng

Thiết kế chi tiết máy
Lời mở đầu
Khoa học kỹ thuật càng phát triển thì máy móc đợc sử dụng ngày
càng nhiều với trình độ cơ khí hoá và tự động hoá ngày càng cao . Song với
bất kỳ một máy nào từ đơn giản đến hiện đại đều bao gồm nhiều chi tiết
máy ghép lại với nhau . Các chi tiết máy có công dụng chung có mặt ở hầu
hết các thiết bị và dây truyền công nghệ . Vì vậy thiết kế chi tiết máy có vai
trò quan trọng trong thiết kế máy nói chung .
Chi tiết máy thiết kế ra phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật : làm việc
ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sủ dụng
thấp . Với các máy phát biến đổi năng lợng thì chỉ tiêu hàng đầu của máy là
hiệu suất trong khi các máy cắt kim loại thì năng suất và độ chính xác gia
công là những chỉ tiêu quan trọng nhất , còn ở dụng cụ đo thì độ nhậy , độ
chính xác và độ ổn định của các số đo lại là quan trọng hơn cả. Nói khác
đi , chỉ tiêu kinh tếc kỹ thuật của chi tiết máy thiết kế ra phải phù hợp với
chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của toàn máy. Đó trớc hết là năng suất , tuổi thọ
cao , kinh tế trong chế tạo và sử dụng , thuận lợi và an toàn trong chăm sóc
bảo dỡng , trọng lợng giảm . Ngoài ra tuỳ thuộc vào trờng hợp cụ thể mà nó
còn có các yêu cầu khác nh : Khuôn khổ kính thớc nhỏ gọn ,làm việc êm ,
hình thức đẹp
Với các yêu cầu trên thì việc thiết kế hộp giảm tốc cũng đòi hỏi phải
đảm bảo một số yêu cầu kỹ thuật nhât định. Bởi vì , hộp giảm tốc cũng do
một nhóm máy ghép lại với nhau .
Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động ăn khớp trực tiếp , có tỉ số
truyền không đổi , đợc dùng để giảm vận tốc và tăng mô mem xoắn . Ưu
điểm của hộp giảm tốc là hiệu suất cao , có khả năng truyền đợc những
công suất khác nhau,tuổi thọ lớn , làm việc chắc chắn và sử dụng đơn
giả .Hộp giảm tốc bánh răng đợc dùng để truyền chuyển động và mô men
xoắn giữa các trục song song .
Trình tự tính toán thiết kế
Phần I: Chọn động cơ điện phân phối tỉ số truyền .

bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang1
Thiết kế chi tiết máy

I: Chọn động cơ điện .
II: Phân phối tỉ số truyền
Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết máy .
I: Thiết kế bộ truyền :
A- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh .
B- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm.
II: Tính toán thiết kế trục và then
A- Tính đờng kính sơ bộ của các trục .
B- Tính gần đúng trục.
III. Thiết kế gối đỡ trục .
IV. Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác .
V. Bôi trơn hộp giảm tốc.
Đề bài: ( phơng án 5 )

thiết kế trạm dẫn động băng tải
Số liệu chủ yếu để tính toán thiết kế:
- Lực kéo trên xích tải:460(KG).
- Vận tốc xích tải:0.55(m/s)
- Bớc xích tải:t=80(mm).
- Số răng đĩa xích tải:10(răng).
- Chiều cao tâm đĩa xích H=650
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang2
Thiết kế chi tiết máy
- Sai số vận tốc cho phép 4%.
Chế độ làm việc:Mỗi ngày 2 ca ,mỗi ca 4 giờ.mỗi năm làm việc 290

ngày.Thời gian phục vụ 5 năm.Tải trọng tĩnh quay một chiều
PHầN I: Tính toán hộp giảm tốc
1 - Chọn động cơ :
Để chon động cơ điện cần tính công suất cần thiết
Gọi công suất ra cần thiết trên đĩa xích tải là N :
Thì:

)(
100
*
KW
VP
t
N
ct
N ==

Trong đó:
P là lực vòng trên xích tải [KG].
V là vận tốc của xích tải [m/s].
Do đó ta đợc:

)(53.2
1000
460055.0
KW
t
N =
ì
=

Công suất cần thiết của động cơ là

)(KW
N
N
r
ct

=
Với
24
br

ol

k
ìì=
Trong đó :
: Hiệu suất chung của bộ truyền:

K
=1 là hiệu suất củakhớp nối.

ol
=0.99 là hiệu suất của cặp ổ lăn

br
= 0.82 là hiệu suất của bánh răng.
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang3

Thiết kế chi tiết máy
=1x0.99
4
x0.97
2
=0.9.
Thay tất cả các giá trị vào công thức (1) ta đợc:

Nct=
81.2
9.0
53.2
=
(kW).
Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết
Nếu ta chọn động cơ có số vòng quay lớn thì tỉ số truyền động chung
tăng dẫn đến việc tăng khuôn khổ kích thớc của máy và glá thành thiết
bị(trừ động cơ điện cũng tăng theo nhngđộng cơ có số vòng quay lớn thì
giá thành hạ hơnvà ngợc lại.
Nếu ta chọn sốvòng quay nhỏ thì tỉ số truyền chung nhỏ do đó kích
thớc khuôn khổ của máy nhỏ dẫn đến giá thành hạ .
Vì vậy cần phải tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng
quay sao cho giá thành của hệ thống là nhỏ nhất ,dựa vào bảng 2P (trang
321-TKCTM1)
ở đây ta chọn động cơ có ký hiệu A02- 41-6 có công suất định mức là N =
3 (kW) với số vòng quay định mức là n = 960 (v/ph)
II. Phân phối tỷ số truyền .
1.Xác định tỉ số truyền chung I:

Tỷ số truyền chung của bộ truyền là:

i = n
dc
/n
t
.
n
t
là số vòng quay của trục máy công tác
n
t
=
25.41
8010
55.0100060100060
=
ì
ìì
=
ì
ìì
tz
v
i = 960/41.25=23.27.

2.Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền:
I =I
bn
*i
bt
.

Trong đó :
I
bn
: tỷ số truyền của bánh răng nghiêng cấp nhanh
i
bt
: tỷ số truyền bộ bánh răng trụ cấp chậm.
Ta có : I=i
bn
*I
bt
=23.27.
Để tạo điều kiệm bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm
tốc bằng phơng pháp ngâm dầu . Ta chọn I
bn
=(1-3)I
bt
.
Lấy I
bn
=5.5. I
bt
=4.23.
3.Xác địng công suất,mômen, và số vòng quay trên các trục:
Trên trục I :
N
1
=N
ct
*

ol
=2.81*0.99=2.78(KW).
N
1
=n
dc
=960(v/ph).
M
1
=9.55*10
6
*2.78/960=2.76(KW).
Trên trục II
N
2
=N*
ol
*
bn
=2.78*0.97*0.99=2.67(KW).
n
2
=n
1
/I
bn
=960/5.5=175.54(v/ph).
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang4
Thiết kế chi tiết máy

M
2
=9.55*10
6
*
56
2
2
10*46.1
54.174
67.2
*10*55.9 ==
n
N
(N.m)
Trên trục III
N
3
=N
2
*
2
bn
*
ol
=2.67*0.97
2
*0.99=2.48(KW).
n
3

=n
t
=41.25(v/ph).
M
3
=9.55*10
6
56
3
3
10*74.5
25.41
48.2
*10*55.9 ==
n
N
(N.mm).
Từ kết quả tính toán ta đ ợc bảng thống kê số liệu:
Trục
Thông số
Trục động
cơ
I II III
I i
Kn
=1 i
bn
=5.5 i
bt
=4.23

n (v/ph) 960 960 174.54 41.25
N (kW) 3 2.78 2.67 2.48

Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết máy
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang5
Thiết kế chi tiết máy
I .THIếT Kế CáC Bộ TRUYềN:
A. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
1) Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
- Bánh nhỏ:
Thép 45 thờng ho.

kb
= 600 (N/mm
2
).

ch
= 300 (N/mm
2
).
HB = 200.
Phôi rèn giả thiết đờng kính < 100 (mm)
- Bánh lớn:
Thép 35 thờng hoá

kb
= 500 (N/mm
2

)

ch
= 260 (N/mm
2
)
HB = 170
Phôi rèn giả thiết đờng kính < 100-300 (mm)
2). Định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc tinh theo công thức sau
N
td
=
Tini
M
Mi
u .
max
60
2








Trong đó:

u: Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đợc 1 vòng
M
i
, n
i
,T
i
: Mô men xuắn, Số vòng quay trong một phút, Tổng thời gian làm
việc ở chế độ i
Mmax : Mô men lớn nhất tác dung lên bánh răng (không tính mô men quá
tải trong thời gian ngắn)
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :
N
2
=5*290*8*60*174.54 [1
2
*0.375+0.5
2
*0,625=50.78*10
6
>No
- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
N
1
= i. N
2
= 5.5*50.78*10
6
=279.29*10
6

.
Vậy đơng nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ
cơ sở N
0
=10
7
.
Do N
1
và N
2
đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi tiếp xúc nên
khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K
N

= 1
ứng suất tiếp xúc của bánh răng tính theo công thức sau:
[]tx =[]
Notx
*K

N
(CT 4/38)
[]
Notx
: ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài
[N/mm
2
]
-ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:

[]
tx1
= 2.6*200 = 520(N/mm
2
)
-ứng suất tiếp xúc của bánh lớn:
[]
tx2
= 2.6*170 = 442 (N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng thông số []
tx2
= 442 (N/mm
2
)
3)Định ứng suất uốn cho phép :
N
td2
=
Tini
M
Mi
u
m
.
max
60

ở đây m là bậc của đờng cong mỏi với thép thờng hoá ta lấy m = 6
Bánh lớn :
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang6
Thiết kế chi tiết máy
N
td
=5*290*60*174.54*8[1
6
*0.375+0.5
6
*0.625]=47.5 *10
6
> No
Bánh nhỏ :
N
td1
=i* N
td2
=5.5*47.5*10
6
=260*10
6
> No
Do N

1
và N
2
đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi uấn
nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K
N

= 1
Để xác định ứng suất uấn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1.5 và hệ
số tập chung ứng suất ở chân răng K

= 1.8 .(Vì là phôi rèn và thép thờng
hoá )
Giới hạn mỏi của thép 45 là:
-1
= 0.43*600 = 258 (N/mm
2
)
Giới hạn mỏi của thép 35 là:
-1
= 0.43*500=215 (N/mm
2
)
Ưng suất uấn của bánh răng tính theo công thức sau:




Kn
K

Kn
K
NN
u
*
**)6.14.1(
*
*
][
""
1
''
0
ữ
==

( Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động)
Đối với bánh nhỏ:

)/(143
8.1*5.1
258*5.1
][
2
1
mmN
u
==

đối với bánh lớn:

)/(4.119
8.1*5.1
215*5.1
][
2
2
mmN
u
==

4). Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:
k = 1.3
5). Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

A
= 0. 4
6). Tính khoảng cách trục A.

3
2
2
6
*
*
][*
10*05.1
)1(
n
Nk

i
iA
tx








+


)(127
3
54.17425.14.0
27.23.1
2
)
5.5442
6
1005.1
()15.5( mmA =
ìì
ì
ì
ì
ì
+

Chọn khoảng cách trục : A= 127 (mm)
7). Tính vân tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
V =
)1(*1000*60
2
1
+
n
i
nA

=
)/(96.1
)15.5(*1000*60
960*127*14.3*2
sm=
+
Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : 9
8). Xác định chính xác hệ số tải trọng K :
Ta có :
K= Ktt*Kđ
Do tải trọng thay đổi có thể tính Ktt gần đúng theo công thức sau :
Ktt = (Kttb +1)/2
Chiều rộng bánh răng :
b =
A
*A= 0.4*127 = 50.8 (mm)
Đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
1

=2A/(i+1)=2*127/(5.5+1)=39 (mm).
Do đó:

d
= b/d
1
= 55/39 =1.41.
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang7
Thiết kế chi tiết máy
Tra bảng ta đợc: Với
d
= 1.41 thì K
ttb
= 1.2
Hệ số tập trung tải trọng thực tế:
K
tt
= (1.2+1)/2 = 1.1
Hệ số tải trọng động:
K
d
= 1.2
Hệ số tải trọng:
K = K
d
.K
tt
= 1.1*1.2=1.32 .
Hệ số tải trọng chênh lệch không nhiều so với dự đoán , do đó không phải

tính lại khoảng cách trục A :
Lấy chính xác A = 127 (mm)
9). Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng:
Mô đun pháp:
m
n
= (0.01ữ0.02)A = (1.27ữ2.54) (mm)
Lấy m = 1.8
Chọn sơ bộ góc nghiêng =10
0
suy ra cos=0.985.
Tổng số răng của hai bánh là:
Z
t
=Z
1
+Z
2
=2*A*cos/m
n
=2*127*0.985/1.8=139.
Số răng bánh nhỏ :
Z
1
=2A/ (i+1) = 2*127/5.5+1) = 21.38 (răng)
Lấy số răng bánh nhỏ bằng 21 răng.
Số răng bánh lớn :
Z
2
= i.Z

1
= 5.5*21 = 115 (răng)
Tính chính xác góc nghiêng theo công thức:
cos
985.0
127*2
8.1*139
*2
*
===
A
n
m
t
z

=arcos0.985=10
0
.
Vậy chiều rộng bánh răng:
b= 55 >2.5*m
n
/ sin=19.23 (mm).
10). Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.
Tính số răng tơmg đơng:
Z
td1
=Z/cos
3
=21/0.985

3
=22 răng.
Z
td2
=A/ cos
3
=127/0.985
3
=120 răng.
Hệ số dạng răng:
+Bánh nhỏ: y
1
= 0.392
+Bánh lớn: y
2
= 0.517
Kiểm tra ứng suất uốn (CT 3-34) đối với bánh răng nhỏ :

u1
=
1
][14386.31
5.1*960*21*
2
8.1*392.0
67.2*32.1*
6
10*1.19
''
1

1
.
2
.
1
1

6
10*1.19
u
bnZ
n
my
Nk


=<==

u2
=
u1
*y
1
/y
2
= 24.16 <119 =[
u2
]
11). Kiểm nghiệm sức bền của răng trong tr ờng khi chịu quả tải đội

ngột trong thời gian ngắn.
ứng suất tiếp xúc cho phép cho theo công thức (CT 3-43).
+Bánh nhỏ:
[ ]
txqt1
= 2.5*[]
NOTX
=2.5*520 = 1300 (N/mm
2
)
+Bánh lớn:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang8
Thiết kế chi tiết máy
{}
txqt2
= 2.5*442 = 1105 (N/mm
2
)
ứng suất uấn cho phép khi quá tải (CT3-46).
+Bánh nhỏ:
[ ]
uqt1
= 0.8*[]
ch1
= 0.8*300 = 240 (N/mm
2
)
+Bánh nhỏ:
[ ]

uqt2
= 0.8*260 = 208 (N/mm
2
)
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp theo công thức:

)mm/N(22.571
8.1*54.174*55
67.2*32.1*
3
)15.5(
5.5*127
6
10*05.1
txqt
][
''

2
n*b
qt
K*N*K*
3
)1i(
i*A
6
10*05.1
txqt
][
2

=
+
=
+
=
Ưng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép quá
tải của bánh 1 và bánh 2 nên đảm bảo điều kiện bền về tiếp xúc .
Kiểm nghiệm ứng suất uấn sinh ra khi quá tải là:

uqt
=

Kqt*


u
<[]
uqt

uqt1
=

Kqt*


u1
= 1.8*31.86 = 57.34 < 240 = []
uqt1

uqt2

=

Kqt*


u1
=1.8*24.16 = 43.48 < 208= []
uqt2
12). Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Mô đun pháp tuyến:
m
n
= 1.8 (mm)
Số răng:
Z
1
=21 ; Z
2
= 115
Góc ăn khớp
n
= 20
0
Đờng kính vòng chia:
d
1
= m
s
*Z1 = m
n

*Z
1
/soc = 1.8*21/0.985=43 (mm)
d
2
= m
s
*Z2 = m
n
*Z
2
/ soc =234 (mm)
Khoảng cách trục: A = 127 (mm)
Chiều rộng bánh răng: b = 55 (mm)
Đờng kính vòng đỉnh:
D
e1
= d
1
+ 2m
n
= 43+2*1.8 = 47 (mm)
D
e2
= d
2
+2m
n
= 234 +2*1.8= 238(mm)
13). Tính lực tác dụng lên trục:

Lực vòng:
)(39.1235
43*960
67.2*10*55.9*2
*
*10*55.9*2
2
6
11
6
N
dnd
M
P
x
====

Lực hớng tâm:
P
r
= Pn tg20
0
/soc= 400 (N)
P
a
=P*tg10
0
=196 (N)
B. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
1). Chọn vật liệu chế tạo

Bánh nhỏ là thép thờng hoá có:

b
=580 (N/mm),
ch
=290(N/mm),HB=190.
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang9
Thiết kế chi tiết máy
(phôi rèn, giả thiết đờng kính phôi = 100-300 mm)
Bánh lớn là thép 35 thờng hoácó:

b
=450(N/mm),
ch
=240(N/mm),HB=160.
2) Định ứng tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
-Số chu kỳ làm việc của bánh lớn:
Số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc tính theo công thức sau:
N
td
=
Tini
M
Mi
u .
max
60
2

Trong đó:
u: Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đợc 1 vòng
M
i
, n
i
,T
i
: Mô men xuắn, Số vòng quay trong một phút, Tổng thời gian làm
việc ở chế độ i
Mmax : Mô men lớn nhất tác dung lên bánh răng (không tính mô men quá
tải trong thời gian ngắn)
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :
N
2
=5*290*8*60*41.25 =28.71*10
6
>No
- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
vậy đơng nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số
chu kỳ cơ sở N
0
=10

7
.
N
1
= i. N
2
= 4.23*28.71*10
6
=121.4*10
6
.
Do N
1
và N
2
đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi tiếp xúc
nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K
N

= 1
ứng suất tiếp xúc của bánh răng tính theo công thức sau:
[]tx =[]
Notx
*K

N
(CT 4/38)
[]
Notx
: ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài

[N/mm
2
]
- ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ:
[]
tx1
= 2.6*190= 494(N/mm
2
)
- ứng suất tiếp xúc của bánh lớn:
[]
tx2
= 2.6*160 = 416 (N/mm
2
)
Để tính sức bền ta dùng thông số []
tx2
= 416(N/mm
2
)
- ứng suất uốn cho phép:
Để xác định ứng suất uấn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1.5 và hệ
số tập chung ứng suất ở chân răng K

= 1.8 .(Vì là phôi rèn và thép thờng
hoá )
Giới hạn mỏi của thép 45 là:
-1
= 0.43*580= 249.4 (N/mm
2

)
Giới hạn mỏi của thép 35 là:
-1
= 0.43*480=206.4(N/mm
2
)
Ưng suất uấn của bánh răng tính theo công thức sau:




Kn
K
Kn
K
NN
u
*
**)6.14.1(
*
*
][
""
1
''
0
ữ
==

( Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động)

Đối với bánh nhỏ:

)
2
/(5.138
8.1*5.1
4.249*5.1
1
][ mmN
u
==
đối với bánh lớn:

)
2
/(6.114
8.1*5.1
4.206*5.1
2
][ mmN
u
==
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang10
Thiết kế chi tiết máy
3). Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:
k = 1.3
4). Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :

A

= 0. 4
5). Tính khoảng cách trục A.

3
3
*
*
2
][*
6
10*05.1
)1(
n
Nk
tx
i
iA










+

)(214

3
25.414.0
43.23.1
2
)
4.23416
6
1005.1
()123.4( mmA =
ì
ì
ì
ì
ì
+
Chọn khoảng cách trục : A= 214 (mm)
6). Tính vân tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
V =
)1(*1000*60
2
2
+
t
i
nA
=
)/(75.0
)123.4(*1000*60
54.174*214*14.3*2
sm=

+
Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : 9
7). Xác định chính xác hệ số tải trọng K :
Ta có :
K= Ktt*Kđ.
Do tải trọng thay đổi có thể tính Ktt gần đúng theo công thức sau :
Ktt = (Kttb +1)/2
Chiều rộng bánh răng :
b =
A
*A= 0.4*214= 86 (mm)
Đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
1
=2A/(i+1)=2*214/(4.23+1)=82(mm).
Do đó

d
= b/d
1
= 86/82 =1.05.
Tra bảng ta đợc: Với
d
= 1.05 thì K
ttb
= 1.29
Hệ số tập trung tải trọng thực tế:
K
tt
= (1.29+1)/2 = 1.15

Hệ số tải trọng động:
K
d
= 1.1
Hệ số tải trọng :
K = K
d
.K
tt
= 1.1*1.15=1.265 .
Hệ số tải trọng chênh lệch không nhiều so với dự đoán , do đó không phải
tính lại khoảng cách trục A :
Lấy chính xác A = 214 (mm)
8). Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng:
Mô đun pháp:
m
n
= (0.01ữ0.02)A = (2.14ữ4.28) (mm)
Lấy m = 3
Chọn sơ bộ góc nghiêng =10
0
suy ra cos = 0.985.
Số răng bánh nhỏ :
Z
1
=2A/ m(i+1) = 2*214/(4.23+1) = 26.81
Lấy số răng bánh nhỏ bằng 27 răng.
Số răng bánh lớn :
Z
2

= i.Z
1
= 4.23*27 = 114 (răng)
Chiều rộng bánh răng b = 86(mm).
9). Kiểm nghiệm sức bền uấn của răng.
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang11
Thiết kế chi tiết máy
Hệ số dạng răng:
+Bánh nhỏ: y
1
= 0.429
+Bánh lớn : y
2
= 0.517
Kiểm tra ứng suất uốn (CT 3-35) đối với bánh răng nhỏ :

u1
=
1
][5.13823.41
54.174*27*
2
3*429.0
67.2*265.1*
6
10*1.19
2
.
1

.
2
.
1

6
10*1.19
2
u
bnZmy
Nk
=<==
Đối với bánh lớn:

u2
=
u1
*y
1
/y
2
= 34.21 <114.6 =[
u2
].
10). Kiểm nghiệm sức bền của răng trong tr ờng khi chịu quá tải đội
ngột trong thời gian ngắn.
ứng suất tiếp xúc cho phép cho theo công thức (CT 3-43).
+Bánh nhỏ:
[ ]
txqt1

= 2.5*[]
NOTX
=2.5*494 = 1235 (N/mm
2
)
+Bánh lớn:
[ ]
txqt2
= 2.5*416 = 1040 (N/mm
2
)
ứng suất uấn cho phép khi quá tải (CT3-46).
+Bánh nhỏ:
[ ]
uqt1
= 0.8*[]
ch1
= 0.8*290 = 232 (N/mm
2
)
+Bánh nhỏ:
[ ]
uqt2
= 0.8*240 = 192 (N/mm
2
)
Kiểm nghiệm ng suất tiếp theo công thức:
][
txqtqt
kx

txqt

tx
=

)/(279
*54.174*86
67.2*265.1*
3
)123.4(
23.4*214
6
10*05.1
][
2
*
***
3
)1(
*
6
10*05.1
][
2
mmN
txqt
nb
qt
KNKi
iA

txqt
=
+
=
+
=


Ưng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép quá
tải của bánh 1 và bánh 2 nên đảm bảo điều kiện bền về tiếp xúc .
Kiểm nghiệm ứng suất uấn sinh ra khi quá tải là:

uqt
=

Kqt*


u
<[]
uqt
Bánh nhỏ:

uqt1
=

Kqt*


u1

= 1.8*41.23 = 74.21 < 232 = []
uqt1
Bánh lớn:

uqt2
=

Kqt*


u1
=1.8*34.21 = 61.578 < 192= []
uqt2
11). Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Mô đun pháp tuyến:
m = 3 (mm)
Số răng:
Z
1
=27 ; Z
2
= 114
Góc ăn khớp
n
= 20
0
Đờng kính vòng chia:
d
1
= 3*27 = 81(mm)

d
2
= 3*114 = 342 (mm)
Khoảng cách trục: A = 214(mm)
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang12
Thiết kế chi tiết máy
Chiều rộng bánh răng: b = 86(mm)
Đờng kính vòng đỉnh:
D
e1
= d
1
+ 2m = 81 + 2*3 = 77 (mm)
D
e2
= d
2
+2m = 342 +2*3= 348(mm)
Đờng kính vòng chân răng:
D
i1
= d
1
- 2.5 x m = 81- 2.5*3=73.5(mm)
D
i2
= d
2
- 2.5 x m = 334.5(mm)

12). Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng:
)(3607
54.174*81
67.2*10*55.9*2
*
*10*55.9*2
2
6
12
6
N
dnd
M
P
x
====

Lực hớng tâm:
P
r
= 2653 * tg20
0
= 1172 (N)
II - Tính toán-Thiết kế- trục và then:
1). Tính đ ờng kính sơ bộ của các trục:
d
3
n
N

C
(CT 7-2)
Trong đó :
d : Đờng kính trục (mm)
N: Công suất (KW)
C : Hệ số tính toán phụ thuộc vào ứng xuất cho phép, đối với đầu trục
vào và trục truyền chung có thể lấy c = 120
Trục I:
d1
)(17
960
78.2
120
3
mm=
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang13
Thiết kế chi tiết máy
Trục II:
d2
)(30
54.174
67.2
120
3
mm=
Trục III:
d3
3
25.41

43.2
120
= 47(mm)
Để chuẩn bị cho bớc tính gần đúng trong ba trị số d
1
,d
2
, d
3
có thể lấy
trị số d
2
=30 (mm), để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng (14p) có đợc
chiều rộng của ổ B = 19(mm).
2)Tính gần đúng
Để tính kích thớc chiều dài của trục có thể dựa vào hình vẽ dới và bảng
(7-1) ta chọn các kích thớc nh sau:
khe hở giữa các bánh răng c = 10(mm).
Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn l =
10(mm).
Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp = 10(mm).
Đờng kính bu lông cạnh ổ để ghép lắp ổ và thân hộp d
1
= 16 (mm)
suy ra ta có l
1
= 40 (mm).
Chiều cao bu lông ghép lắp ổ và chiều dầy lắp ổ lấy bằng 16(mm).
Khoảng cách từ lắp ổ đến trục bằng 10(mm).
Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b = 55 (mm)

Chiều rộng bánh răng cấp chậm b
1
= 86 (mm).
Tổng hợp các kích thớc các phần tử ở trên ta tính đợc chiều dài các
đoạn trục cần thiết nh sau. a = 73(mm), c = 58 (mm), b = 81(mm).
Hình vẽ:
3.Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh răng:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang14
a
e
f
d
b
c
Thiết kế chi tiết máy
B). Tính gần đúng:
-Trục I:
P
1
= 1235 (N); P
r1
= 400 (N); P
a
= 196 (N)
C = 58 (mm), a + b = 154(mm), d = 43(mm)
M
x
= 9.55*10
6

).(27655
960
78.2
10*55.9
6
1
1
mmN
n
N
==
Hình vẽ:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang15
r
ax
m
uy
ux
m
x
m
52052
19886
27655
b
a
p
p
p

a1
r1
1
r
by
r
bx
r
ay
I
II
III
P
1
P
r1
P
a1
P
a2
P
2
P
r2
P
r3
P
4
P
3

P
r4
Thiết kế chi tiết máy
Tính phản lực ở các gối:

=
+

=
++
+
=
=++++=
)(271
58154
2
43
196)154(400
2
)(
0)()(
2
1
11
1
1
1
N
cba
d

Pbap
R
cbaRbaP
d
PM
ar
by
pyraay
.
Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng y ta có:
R
ay
+ R
by
- P
r1
= 0 R
ay
= P
r1
R
by
= 400 - 271 = 129 (N).
Xét phơng trình mômen tại điểm A theo phơng x ta có:

+=
bx
RbaPM )(
1ã
(a+b+c) = 0

)(897
212
)154(1235
)(
1
N
cba
baP
R
bx
==
++
+
=
Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng x ta có:
R
ax
+ R
bx
P
1
= 0
suy ra :
R
ax
= P
1
R
bx
= 1235 897 = 338(N)

Tính mô men uấn tại tiết diện chịu tải lớn nhất ở mặt cắt (1-1)
M
uy
= R
ax
(a+b) = 129 *154 = 19886 (N.mm)
M
ux
= R
bx
*c = 897 * 58 = 52052 (N.mm)
Mô men uấn tại tiết diện chịu tải lớn nhất ở mặt cắt (1-1) là:
Mu =
22
MuxMuy +
Mu = 55714 (N.mm)
Tính đờng kính trục tại tiết diện (1-1).
d
3
][1.0

td
M
M
td
=
22
75.0
xu
MM +

).(7166752052*75.055714 mmNM
td
=+=
Chọn vật làm trục là thép 45 suy ra [] = 65
d
)(22
65*1.0
71667
3
mm
Do các trục có lắp rẵng then lên đờng kính của trục lấy tăng lên so
với tính toán một ít, chọn d
1
= 25(mm)
-Trục II:
P
2
= 1235 (N); P
r2
= 400(N); P
a2
= 196 (N) ;
P
3
= 3607 (N); P
r3
=1172 (N) ;
M
x
= 9.55*10

6
).(146090
54.174
67.2
10*55.9
6
2
2
mmN
n
N
==
a = 73 (mm), b = 81 (mm), c= 58 (mm)
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang16
Thiết kế chi tiết máy
Hình vẽ:
Tính phản lức ở các gối:
Xét phơng trình mômen tại điểm C ta có:

=+++= 0)(
2
)(*
2
223
cbaR
d
PbaPaPM
dyarrcy
)(52

212
2
234
*196154*40073*1172
2
)(*
2
223
N
cba
d
PbaPaP
R
arr
dy
=

=
++
+
=
m
Cy
= 0:

)(205
123.2
2
63
450038.246123.1638

123.2
38.123.
121
N
PPP
R
arr
DY
=

=

=
Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng y ta có:
R
cy
+R
dy
+P
r2
-P
r3
= 0
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang17
c
r2
p
r
cy

d
197319
55991
2
p
r
dy
r
dx
p
r3
p
1
3
p
cx
r
44486
146090
124062
p
a2
290
Thiết kế chi tiết máy
R
cy
= P
r3
P
r2

-R
dy
= 767(N)
Xét phơng trình mômen tại điểm C theo phơng x ta có:

=++++= 0)()(*
23
cbaRbaPaPM
dxcx
R
dx
=
( )
)(2139
212
154*123573*3607
*
23
N
cba
baPaP
=
+
=
++
++
Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng x ta có:
R
cx
+R

dx
-P
2
-P
3
= 0 R
cx
=P
2
+P
3
-R
dx
= 1235 + 3607 - 2139 = 2703(N)
Tính momen uốn tổng cộng ở những tiết diện nguy hiểm nhất là:
M
u
=
22
MuxMuy +
Ơ tiết diện 2-2 ta có:
M
uy
= R
cy
*a = 767 *73 = 55991(N.mm)
M
ux
= R
cx

*a = 2703 *73 = 197319(N.mm)
M
u
=
).(20510919731955991
22
mmN=+
Ơ tiết diện 3-3:
M
uy
=R
dy
*c = 5*58 = 290 (N.mm)
M
ux
= R
dx
*c = 2139*58 = 124062(N.mm)
M
u3
=
).(3.124062124062290
22
mmN=+
Chọn vật liệu làm trục là thép 45 suy ra [] =65 (N.mm).
M
td2
=
).(274723197319*75.0205109
22

mmN=+
d
22
)(35
65*1.0
274723
3
mm
Chọn d
22
= 38 (mm):
M
td3
=
22
124063*75.03.124062 +
= 163762(N.mm)
d
33
)(30
65*1.0
163762
mm
Chọn d
33
=34 (mm).
Đờng kính lắp ổ lăn:d=30.
-Trục III:
P
4

= 3607 (N) ; P
r4
= 1127 (N) ;
a= 73(mm), b+c = 138 (mm)
M
x
=9.55*10
6
).(562582
25.41
43.2
10*55.9
6
3
3
mmN
n
N
==
Hình vẽ:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang18
Thiết kế chi tiết máy
Tính phản lức ở các gối:
Xét phơng trình cân bằng momen đối với điểm E theo phơng y:

=++= 0)(*
4
cbaRaPM
fyrey

R
fy
=
)(404
212
73*1172
*
4
N
cba
aP
r
==
++
Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng y ta có:
R
ey
=P
r4
-R
fy
= 1172 404 =768 (N)
Xét phơng trình cân bằng momen đối với điểm E theo phơng x:

=++= 0)(*
4
cbaRaPM
fxex
R
fx

=
)(1242
212
73*3607
*
4
N
cba
aP
==
++
Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng x ta có:
R
ex
=P
4
- R
fx
= 3607 - 1242 = 2365(N)
Tính momen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất 4-4:
M
u
=
22
MuxMuy +
M
ux
=R
ex
*a = 2365*73 = 172645(N.mm)

M
uy
= R
ey
*a = 768*73 = 5604(N.mm)
M
u
= 181520(N.mm)
M
td4
=
).(235169172645*75.0181520
22
mmN=+
Chọn vật liệu là thép 45 []= 63(N/mm
2
)
d
4
)(35
63*1.0
235169
3
mm=
Chọn d
4
= 40(mm)
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang19
r

ex
r
fx
e f
562582
r
fy
ey
r
4
p
p
r4
56064
172645
x
m
ux
m
uy
m
Thiết kế chi tiết máy
3 ). Tính chính xác trục:
Trong quá trình tính tính gần đúng ta cha kể đến ứng suất tập trungnh
góc lợn , dãnh then và cha kể đến nhân tố ảnh hởng đến ảnh hởng giới hạn
mỏi , ảnh hởng của kích thớc tuyệt đối , của hình dáng cấu tạo chi tiết , của
chất lợng bề mặt .
ở đây ta chỉ kiểm nghiệm tại hai tiết diện mặt cắt nguy hiểm là a-a
đối với trục I và e-e đối với trục III
Tính chính xác trục theo công thức:

n =
22
.


nn
nn
+
[n]
n :là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp
n

=
m
a
K








.
1
+

n : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất tiếp
n

=
m
a
K








.
1
+

Do trục quay nên ứng suất biến đổi theo chu kỳ đối xứng
Nên ta có công thức:

a
=
max
=-
min
=
W
M
;
m

=0
M
u
là momen uốn tại tiết diện tính.
là biên độ ứng xuất pháp sinh ra tại tiết diện của trục.
W là momen chống uốn tại tiết diện tính .
n


=
a




k

*
1
mặt khác do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng xuất tiếp (soắn)biến đổi
theo chu kỳ mạch động
0
max
*22 W
M


x
ma
===

là trị số trung bình của ứng xuất tiếp

a
là biên độ ứng xuất tiếp sinh ra tại tiết diện của trục
Ta có:
- 1 = 0.45 *
b
= 0.45*600 = 270 (N/mm
2
)
(Vì vật liệu làm trục là thép 45 nên có
b
=600 (N/mm
2
))
-1 là giới hạn mỏi soẵn tính nh sau:
-1 = 0.25*
b
= 0.25*600 = 150 (N/mm
2
)
=
)/(37
3330
124062
2
mmN
W
M
u

=

(W = 3330 mm
3
do tra bảng 7 3b)
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang20
Thiết kế chi tiết máy

a
=
m
=
)/(17
7190*2
124062
2
2
0
mmN
W
M
x
==
(W = 7190 mm
3
do tra bảng (7 3b)
Chọn hệ số

và

theo vật liệu đối với thép các bon trung bình:


= 0.1 và


= 0.05
hệ số tăng bền = 1
Chọn hệ số

và

là hệ số kích thớc sét đến ảnh hởng của kích thớc
thiết diện trục đến giới hạn mỏi tra bảng 7- 4 lấy:

= 0.86 và

= 0.75 tra
bảng (7 8. ).
Tập trung ứng xuất do rãnh then:
K =1.63, K =1.5 tỷ số
9.1
86.0
63.1
*
K
==

2
75.0
5.1
*
K
==



Tập trung ứng xuất do lắp căng với kiểu lắp T
3
áp xuất sinh ra trên bề
mặt ghép > 30(N.mm) tra bảng (7 10).
Ta có:



K
= 2.6






+= 16.01

K

K

= 1.96
thay các trị số vào công thức tính n

và n

ta đợc:
8.2
37*6.2
270
==

n
4.4
17*05.017*96.1
150
=
+
=

n
[ ]
n
nn
nn
n

<=
+
= 35.2
*
22
Hệ số an toàn cho phép thờng lấy 1.5 ữ 2.5 do đó n thoả mãn điều
kiện an toàn.
4. Tính then:
Để cố định bánh răng theo phơng tiếp tuyến hay là để truyền mômen
và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngợc lại ngời ta dùng then.
Đối với trục 1:
Đờng kính trục 1 để lắp then d = 25 mm tra bảng (7 23) ta chọn
đợc then:
b = 8, h = 7, t = 4, t
1
= 3.1, k = 3.5.
đờng kính chân răng :
di
1
= 73.5 mm, chiều dài then l = 0.8*l
m
trong đó l
m
là chiều dài may
ơ.
l = 0.8*55 = 44 mm.
Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (7 11)
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang21

Thiết kế chi tiết máy
[ ]
d
x
d

lkd
M
=
**
2
Trong đó:
M
x
= 27655
d là đờng kính trục.
b là chiều rộng then (mm)
l chiều dài then (mm)
tra bảng ( 7- 20) ta đợc: [
d
]=150 (N/mm). (Vật liệu là thép CT
6
ứng xuất
mỗi ghép cố định, tải trọng nhẹ)
[ ]
100)/(36.14
44*5.3*25
27655*2
2
===

dd
mmN
.
Kểm nghiệm sức bền cắt theo công thức:
[ ]
c
x
c

lbd
M
=
**
2
( Tra bảng (7-23) vật liệu là thép CT
6
lắp cố định va đập nhẹ)
b = 8 mm, [
c
] = 120 (N/mm
2
)
[ ]
cc
== 28.6
44*8*25
27655*2
Đối với trục 3:
Chọn hai then cùng kích thớc:
b = 12 (mm), h = 8(mm), t = 4.5(mm), t

1
= 3.6(mm), k = 4.2
l
then
= 69 (mm), đờng kính lắp then d = 40(mm)
Kiểm nghiệm theo sức bền dập:
[ ]
dd
mmN == )/(97
2.4*69*40
562582*2
2
Kiểm nghiệm theo sức bền cắt
[ ]

x
c
mmN
ldb
M
=== )/(34
12*69*40
562582*2
**
2
2

Phần 4: Thiết kế gối đỡ trục.
1.Chọn ổ lăn:
Theo cách bố trí của bộ giảm tốc thì trên trục 1 và 2 có lắp bánh răng

nghiêng nên có lực dọc trục tác dụng vì vậy ta chọn ổ bi đỡ chặn trên trục 3
có lắp bánh răng thẳng nên ta chọn ổ bi đỡ
a.Chọn sơ đồ ổ cho trục 1:
Dự kiến chọn:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang22
Thiết kế chi tiết máy
= 16
o
kiểu 36000. Hệ số khả năng làm việc
C = Q(n.h)
0.3
< C
bang
n = 970 (v/ph).
Thời gian phục vụ:
h = 5*290*8 = 11600 (giờ)
Tải trọng tơng đơng:
Q = (k
v
. R + mA
t
)k
n
k
t
;
Hệ số m = 1.5; hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hớng tâm
k
t

= 1 (Hệ số tải trọng tĩnh)
`K
n
= 1 (Nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100
o
)
K
v
= 1 (Vòng quay của ổ)
RA =
)(362129338
2222
NRAxRAy =+=+
RB =
)(937897270
2222
NRBxRBy =+=+
SA = 1.3 R
A
.tg = 1.3*362*0.256 = 120.5 (N)
SB = 1.3 R
B
.tg = 1.3*937*0.256 = 312 (N)
Tổng lực chiều trục:
At = SA Pa1 SB = 120.5 196 - 312 = -387.5 (N).
Nh vậy A
t
hớng về gối trục B vì lực hớng tâm ở hai hớng trục gần
bằng nhau nên ta chỉ tính với gối trục B và chọn ổ cho gối này còn ổ trục
kia lấy ổ cùng loại.

Q
B
= (937 + 1.5 * 338.5) = 144.5(daN)
C = 144.5 (960 * 11600)
0.3
=19633 < C
bảng
Căn cứ vào bảng (17p) ứng với đờng kính d = 20(mm) ta lấy ổ có ký
hiệu: 36304, đờng kính ngoài D = 52 (mm) , chiều rộng ổ B = 15(mm)
b.Chọn sơ đồ ổ cho trục 2:

Dự kiến chọn:
= 16
o
kiểu 36000. Hệ số khả năng làm việc
C = Q(n.h)
0.3
< C
bang
R
C
=
)(28092703767
2222
NRR
CyCx
=+=+

R
D

=
)(214021395
2222
NRR
DyDx
=+=+

S
C
= 1.3 R
C
.tg = 1.3*2809*0.256 = 935 (N)
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang23
Thiết kế chi tiết máy
S
D
= 1.3 R
D
.tg = 1.3*2140*0.256 = 72(N)
Tổng lực chiều trục:
A
t
= S
C
+ P
a2
- S
D
= 935 + 196 712 = 419 (N)

Lực hớng về gối D nên lực Q ở ổ này lớn hơn.
Tính:
Q
D
= (2139 + 1.5*419)*1.1 = 2767.5 (N) = 267.75 (daN)
C = 276.75( 174.54*11600)
0.3
= 21577
tra bảng (17- P) ứng với đờng kính d = 30 ta chọn đợc ổ có ký hiệu: 36206,
C
bảng
= 27000, đờng kính ngoài của ổ D = 62 (mm), chiều rộng ổ B = 16
(mm).
c.Trục III ta chọn ổ bi đỡ:
Ta có:
R
E
=
)(24862365768
2222
NRR
EyEx
=+=+
R
F
=
)(13061242404
2222
NRR
FyFx

=+=+
Tính gối đỡ cho E vì có R
E
> R
F

Tính C theo công thức( 8-1) :
C = Q(n.h)
0.3
< C
bang
Q tính theo công thức (8-2), trong trờng hợp này A
t
= 0,
suy ra :
Q = R
E
= 2486(N), n = 41.25 (V/ph)
C = 248.6( 41.25*11600)
0.3
= 12573.
Tra bảng (14-p) ứng với đờng kính d = 35(mm) ta chọn đợc ổ bi đỡ
có ký hiệu: 107, đờng kính ngoài của ổ D = 62(mm), chiều rộng ổ b =
14(mm),C
bảng
= 18500
2.Cố định trục theo ph ơng dọc trục:
Để cố định trục theo phơng dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe
hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp và thân hộp giảm tốc, nắp ổ
lắp với thân bằng vít.

3.Che kín ổ lăn:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang24
e
r
r
e
e
f
Thiết kế chi tiết máy
Để che kín các đầu trục,dầu ổ trong ổ chảy ra và trámh sự xâm nhập
của bụi bặm và tạp chất vào ổ,để tránh dầu mở chảy ra ngoài ta dùng vòng
phớt.
Phần 5: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác
1.Vỏ hộp:
Chọn vỏ hộp đúc mặt ghép giữa lắp và thân là mặt phằng đi qua đờng
làm các trục để việc lắp ghép đợc dễ dàng, dựa vào bảng 10 a ta chọn các
kích thớc các phần tử cấu tạo vỏ hộp nh sau:
chiều dầy thân hộp:
= 0.025A + 3 mm = 0.025*214 + 3 = 10(mm).
Chiều dầy thành lắp:

1
= 9 (mm).
Chiều dầy mặt bích dới của thân hộp.
b = 1.5* = 1.5 * 10 =15(mm).
Chiều dầy mặt bích trên của lắp hộp.
b
1
= 1.5*

1
= 14(mm).
Chiều dầy đế:
P = 2.35* = 2.35 * 10 = 24 (mm).
Chiều dầy gân ở thân hộp:
m = 0.9 * = 9(mm).
Chiều dầy gân ở lắp hộp:
m
1
= 8(mm).
Đờng kính bu lông nền:
d
n
= 0.36 A + 12 = 20(mm).
Đờng kính các bu lông khác:
Bu lông ở cạnh ổ:
d
1
= 0.7 * d
n
= 0.7*20 = 14 (mm).
Bu lông ghép các mặt bích và thân:
d
2
= 0.6 d
n
= 0.6*20 = 12 (mm).
Bu lông ghép lắp ổ:
d
3

= 0.5 d
n
= 10(mm).
Bu lông ghép nắp của thân:
d
4
= 0.4 d
n
= 8(mm).
Số lợng bu lông nền:
n =
300200
*
ữ
BN
trong đó: N chiều dài hộp lấy sơ bộ bằng 800
B là chiều rộnh hộp lấy sơ bộ là 250.
Thay số:
bùi ngọc cờng cghxdgt-k38
Trang25