Thuyết minh hộp giảm tốc khai triển

LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động là một nội dung không thể thiếu trong trương trình đào
tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư chế tạo máy.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn không thể thiếu trong chương trình học tập vì
môn học này giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiên thức cũng như nắm
vững thêm về môn học chi tiết máy và các môn học khác như Sức bền vật liệu , Dung
sai , Vẽ kỹ thuật….đồng thời làm quen dần với công việc thiết kế đồ án chuẩn bị cho
việc thiết kế đồ án sau này . Lần đầu tiên làm quen với việc thiết kế đồ án , nhiệm vụ
được giao là trên cơ sở lý thuyết đã học , thiết kế hệ dẫn động băng tải với hộp giảm
tốc hai cấp dạng khai triển , dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối và bộ
truyền xích .
BỐ CỤ CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM HAI PHẦN
PHẦN I : Thuyết minh.
 Chương 1: Tính toán chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mô men xoắn trên
các trục .
 Chương 2 : Tính toán bộ truyền ngoài ( bộ truyền xích).
 Chương 3 : Tính toán bộ truyền bánh răng .
 Chương 4 : Tính toán thiết kế trục .
 Chương 5 : Tính toán chọn ổ đỡ trục, then , khớp nối, các chi tiết khác và bôi
trơn hộp giảm tốc .
 Chương 6 : Tính toán thiết kế kết cấu hộp.
PHẦN II: Phần bản vẽ .
 Bản vẽ lắp 2D hộp giảm tốc trên A
0
.
 Bản vẽ chi tiết 2 trục (1 bản)và hai bánh răng ( 1 bản)trên A
3
.
- Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có
những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu
và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của e không thể tránh được

những sai sót , Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo của các thầy trong
bộ môn để em củng cố và hiểu biết sâu hơn, nắm vững hơn về kiến thức đẵ học.
- Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc biệt là thầy
Chu Việt Cường đẵ trực tiếp hướng dẫn , chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm
vụ được giao.
Một lần nữa em xin chân thành cám ơn !!!!
HÀ NỘI 06/11/2013
TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP
SINH VIÊN : LỢI QUANG ĐỊNH
1
MỤC LỤC
Nội dung ………………………………………………………………… Trang
Lời nói đầu ……………………………………………………………… 1
Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN… …5
I. Chọn động cơ ……………………………………………………… ….5
1.1. Xác định công suất cần thiết của dộng cơ ……………………….… 5
1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ…………………………….… 5
II. Phân phối tỉ số truyền …………………………………………….6
III. Xác định công suất , MOMEN và số vòng quay trên các trục …6
IV. bảng tổng kết quả tính toán các thông số………………………….7
C hương 2 :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI ( BỘ TRUYỀN XÍCH) 7
I. Chọn loại xích ………………………………………………… …7
II. Chọn số răng đĩa xích ………………………………………… ….8
III. Xác định bước xích P……………………………………………… 8
IV. Khoảng cách trục và số mắt xích ……………………………………9
1. Số mắt xích :…………………………………………………………9
2. Xác định các lực tác dụng lên trục………………………………………10
V. Bảng kết quả ………………………………………………… ….…11
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG………….….…11
I. Tính toán cấp chậm………………………………………… … 11

.1.Chọn vật liệu …………………………………………………… …….11
.1.1 ứng suất cho phép……………………………………………… ……12
.1.2.Truyền động bánh răng trụ thẳng……………………………… ……14
.1.2.1 Xác định các thông số của bộ truyền………………………….…….14
.1.2.2 . Xác định các thông số ăn khớp ……………………………………14
1.3 Bảng tổng kết…………………………………………………………18
1. Tính toán cấp nhanh………………………………………………18
2. Chọn vật liệu………………………………………………… ……18
1.2 .ứng suất cho phép :…………………………………….………… 18
.1.3. Truyền động bánh răng trụ nghiêng……………………………….21
1.3.1 Xác định các thông số của bộ truyền………………………………….21
1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp ……………………………………….21
1.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc …………………… ……………23
1.5 Bảng tổng kết………………………………………………………………25
2
CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC………………………… …25
I. Thiết kế trục……………………………………………………… 25
1.1. Chọn vật liệu ……………………………………………… ………25
1.2. Tính sơ bộ trục………………………………………………………25
1.3. Tính gần đúng trục………………………………………………… 26
1.4. Khoảng cách giữa các chi tiết trên trục……………….…………… 26
1.4.1 Các lực tác dụng lên trục…………………………………………….27
1.5. Sơ đồ không gian……………………………………………………28
II…Tính toán trục…………………………………………………………28
A Trục I………………………………………………………….……….28
1. Tính toán và biểu diễn trục…………………………………… ……… 28
2. Mômen uốn tổng tại các tiết diện………………………………………….31
3. Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm…………………… ………32
B Trục II…………………………………………………… ……………32
1 . Tính toán và biểu diễn trục………………………………… …………32

2. Mômen uốn tổng tại các tiết diện………………………… …………….35
.3 . Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm ……………… ………… 35
C Trục III……………………………………………………… ……… 36
1 .Tính toán và biểu diễn trục …………………………………… ……… 36
2. Mômen uốn tổng tại các tiết diện…………………………………………39
3. Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm…………………… ……….39
III .Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi tại tiết diện nguy hiểm……………40
A. Trục I………………………………………………………………….….41
1. Tại các vị trí nguy hiểm ……………………………………… …… 41
2. .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh…………………………………….43
3. Bán kính góc lượn của phần trục không mang chi tiết máy…… ……43
4. Độ vát các phần trục không mang chi tiết…………………………… 43
B . Trục II…………………………………………………………… ………43
1 .Tại các vị trí nguy hiểm………………………………………… … 43
2 .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh…………………………….….……44
3 Bán kính góc lượn của phần trục không mang chi tiết máy:……… 44
4 Độ vát các phần trục không mang chi tiết………………………… …44
3
C . Trục III……………………………………………………………… … 45
1. Tại các vị trí nguy hiểm…………………………………… …………45
2. .Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh………………………… …………46
IV . Tính then ………………………………………………………………….47
1 . Trục I………………………………………………………………… ……….47
2 . Trục II………………………………………………………………….……….47
3 . Trục III………………………………………………………………….………48
CHƯƠNG 5 : THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC…………………………… ………48
1 . Chọn ổ lăn ………………………………………………………………………48
a sơ đồ trục I…………………………………………………………… ……… 48
b sơ đồ trục II…………………………………………………………… …… 50
c sơ đồ trục III…………………………………………………………… ………51

2 Tổng kết …………………………………………………………………………52
3 Chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục………………………………………………………53
4… Cố định ổ trên trục……………………………………………………………….53
5 Cố định ổ trong vỏ hộp………………………………………………… ………53
6…Bôi trơn ổ lăn………………………………………………………… …………53
7 …Che kín bộ phận ổ lăn………………………………………………… ………53
8… Thiết kế khớp nối trục động cơ……………………………………… …………53
CHƯƠNG 6 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU HỘP……………… ………54
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ.
1.1 xác định công suất cần thiết của dộng cơ
4
+ Công suất cần thiết P
ct
:
P
ct
= = = 5,6 (KW)
+ Hiệu suất chung cho hệ thống truyền động
ch
:
Theo sơ đồ bài thì :
ch = x
.
m
ổ lăn
.
k
br
.

kn

Tra bảng 2.3: trị số hiệu suất của các loại bộ truyền ổ (trang 19.sách tính toán thiết kế
hệ dẫn dộng cơ khí tập 1)
- Hiệu suất truyền của 1 cặp bánh răng được che kín:
br
= 0,98
- Hiệu suất của ổ lăn :
ol
= 0,99
- Hiệu suất truyền của xích :
x
= 0,93
- Hiệu suất truyền của khớp nối :
kn
= 0,99

ch
= 0,93.0,99
4
.0,98
2
.0.99 = 0,849
+ Hệ số truyển đổi tải trọng β.
Do t
mm
quá nhỏ so với t
ck
nên ta bỏ qua t
mm

=> β = = = =0,844
+ Công suất tương đương :
P
tđ
= = = 5,567 (KW)
1.2: Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ
+ Tỉ số truyền sơ bộ U
t
của hệ thống dẫn động
U
t
= U
h
. U
x

Trong đó : U
h
là tỉ số truyền động bánh răng trụ của hộp giảm tốc 2 cấp.
U
x
tỉ số truyền động xích.
Tra bảng 2.4 (trang 21) tỉ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ
U
h
= 20 ; U
x
= 2
 U
t

= 20.2 = 40
+ Số vòng quay của trục băng tải là n
lv
n
lv
=

= = 26,74 (vg/ph)
Trong đó : v là vận tốc băng tải
D là đường kính tang
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
5
.n
sb
= n
lv
. U
t
= 26,74.40 = 1069,6 (vg/ph)
Theo bảng mục lục P1.3 (trang 235) ta chọn động cơ: 4A132S4Y3
Đây là động cơ điện 4A của nga theo GOST 19523-74
Với các thông số : P = 7,5 kw ; n = 1455 (vg/ph) ; = 2,2 ; = 2,0 . d
đc
= 32 mm
Ta có P
ct
= P
td
= 5,567 (KW)
Vậy với : P

dc
> P
ct
; ≤ (thỏa mãn điều kiện)
 Chọn động cơ 4A132S4Y3 có các thông số phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II. Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động
u
ch
= = = 54,41
Mà U
ch
= u
x
. u
h
:chọn u
x
= 2
 u
h
= = = 27,205
chọn u
h
= 28
Tra bảng 3.1-trang 43 : - tỉ số truyền cấp nhanh u
1
= 7,60
tỉ số truyền cấp chậm u
2

= 3,68
+ Tính lại giá trị u
x
theo u
1
và u
2
trong hộp giảm tốc là :
.u
x
= = = 1,945
Vậy u
h
= 28 ; u
1
=7,6 ; u
2
=3,68 ;u
x
=1,968
III. Xác định công suất , MOMEN và số vòng quay trên các trục .
+ Công suất trên từng trục I,II,III,IV của hệ dẫn động :
- P
IV
= P
tđ
= 5,567 kw ; n
lv
= 26,74 (vg/ph)
- P

III
= = = 6,046 (kw)
- P
II
= = = 6,295 (kw)
- P
I
= = = 6,358 (kw)
+ Số vòng quay trên các trục I,II,III,IV của hệ dẫn động :
- n
I
= n
đc
= 1455 (vg/ph)
- n
II
= = = 191,44 (vg/ph)
- n
III
= = = 52,02 (vg/ph)
- n
IV
= = = 26,74 (vg/ph)
+ MÔMEN trên các trục I,II,III,IV của hệ dẫn động :
- T
đc
= 9,55

= 9,55 = 49226.8 (N.mm)
- T

I
= 9,55 = 9,55 =41731.2 (N.mm)
6
- T
II
=9,55 = 9,55 = 314026,588 (N.mm)
- T
III
= 9,55 = 9,55 = 1109944,252 (N.mm)
- T
IV
= 9,55 = 9,55 = 1988214,286 (N.mm)
IV. bảng tổng kết quả tính toán các thông số.
Trục
Thông số
Trục động
cơ I II III
IV
Trục tang
U u
x
= 1,945 u
1
= 7,6 u
2
= 3,68 Khớp nối
P (kw) 7,5 6,358 6,295 6,046 5,567
n (vg/ph) 1455 1455 191,44 52,02 26,74
T (N.mm) 49226,8 41731,2 314026,58 1109944,25 1988214,286

CHƯƠNG 2 :TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI
- BỘ TRUYỀN XÍCH –
I. Chọn loại xích .
1. các thông số . - P
III
= 6,046 (KW)
- u
x
= 1,945
- T = 1109944,252 (N.mm)
- n = 52,02 (vg/ph)
- Điều kiện làm việc 2 ca. Dạng va đập vừa xích nằm ngang , trục
xích có thể điều chỉnh được . bộ truyền làm trong điều kiện bôi trơn đạt yêu
cầu.
- Vì tốc độ cao nên ta chọn xích con lăn.
+ Theo đề : v = 0,56 (m/s) < 10-15 (m/s)
 Chọn xích con lăn
II. Chọn số răng đĩa xích
u
x
= 1,945 [ 1 2]
Tra bảng 5.4-trang 80
Ta chọn số rang đĩa xích nhỏ z
1
= 30
 Số răng đĩa xích lớn z
2
= u
x
.z

1
= 1,945.30 = 58,35
Với z
2
= 58,35 < z
max
=120 (thỏa mãn điều kiện)
Lấy z
2
= 58
III. Xác định bước xích P.
P
o
= ≤ [P
O
]
- Trong đó : P
o
áp suất ; F
t
là lực vòng ; A là diện tích mặt tựa bản lề
+ Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ xích :
7
P
t
= P.k.k
z
.k
n
≤ [P]

Trong đó :
- p
t
,p,[p] lần lượt là công suất tính toán , công suất cần truyền ,công suất cho phép
( kw).
- K
z
= = = = 0,83 ( hệ số số răng )
- K
n
=
Với n
1
= n
III
= 52,02 vg/ph
tra bảng 5.5(trang 81) ta lấy n
01
= 200 vg/ph
 K
n
= = = 0.96
- Gọi k là hệ số điều kiện sử dụng.
K = k
o
.k
a
.k
đc
.k

bt
.k
đ
.k
c

Tra bảng 5.6 trang 82 ta được :
– hệ số xét đến cách bố trí của bộ truyền : k
o
= 1,25
- hệ số xét độ dài của xích : k
a
= 1
- hệ số xét đến điều chỉnh lực căng xích : k
đc
= 1
- hệ số xét đến điều kiện bôi trơn : k
bt
= 1,8
- hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài : k
đ
= 1,3
- hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền : k
c
= 1,25
=> k = 1,25.1.1.1,8.1,3.1,25 = 3,656
- P = P
III
= 6,046 (KW)
 Vậy : P

t
= 6,046.3,656. 0,83. 0,96 = 17,61
Từ đó tra bảng 5.5 (trang 81). P
t
=17,61 < 22.9
 Chọn bước xích p = 50,8(mm) ; đường kính chốt d
c
= 14,29(mm) ;chiều dài ống
B= 45,21 (mm)
IV. Khoảng cách trục và số mắt xích .
- khoảng cách trục A = ( 30 ÷ 50 ) p
- Ta chọn A = 40.P = 40.50,8 = 2032 (mm)
1. Số mắt xích :
X = + + = + + = 124,49
 Chọn số xích X
c
= 124
a. Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn X
c
= 0,25.P.( X
c
– 0,5.(Z
2
+Z
1
) +
= 0,25.50,8.(124 -0,5.(58+30)+
= 1095 (mm)
- Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách A đi 1 lượng
Δa =( 0,002…0.004)a = (2,19…4,38)mm

Vậy A = 1095 -3 =1092 mm
b. Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây.
i = ≤ [i]
Với : n
1
= n
III
= 52,02 vg/ph (số vòng của đĩa dẫn )
 i = = 0,839
i ≤ [i] (thỏa mãn điều kiện bảng 5.9 – trang 85)
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền :
S = ≥ [S]
8
Với : - Q là tải trọng phá hỏng (N).
Tra bảng 5.2 (trang78) => Q = 226,8 kN = 226800 N
- K
đ
hệ số tải trọng động K
đ
= 1,7
- F
t
lực vòng : F
t
= = = 10796,43 N
- F
v
: lực căng do li tâm sinh ra: F
v
= q.v

2
Tra bảng 5.2 (trang 78 ) => F
v
= 9,7 .0,56
2
= 3,04
- F
o
: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Lấy k
f
= 2 ( bộ truyền lằm nghiêng 1 góc 40
o
) đổi A = 1092 mm = 1,092m
 F
o
= 9,81. K
f
.q. a = 9,81. 2 .9,7.1,092 = 207,823(N.m)
Vậy S = = = 12,2
Tra bảng 5.10 trị số của hệ số an toàn ( trang 86)
S = 12,2 > [S] = 7 (Thỏa mãn điều kiện )
d. Đường kính vòng chia của các đĩa xích.
- Đĩa dẫn :
d
1
= = = 485,992 (mm)
- Đĩa bị dẫn :
d
2

= = = 938,327(mm)
e. ứng suất tiếp xúc б
H
trên mặt răng đĩa xích.
б
H
= 0,47. ≤ [б
H
]
trong đó : - F
vđ
là lực va đập trên m dãy xích :( vì 1 dãy xích => m =1)
 F
vđ
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.52,02 .50,8
3
.1 = 8,865 (N)
- K
đ
= 1,3 :là hệ số tải trọng động .
- k
d

=1 : là hệ số phân bố không đều tải trọng cho dãy (ở xích 1 dãy)
- k
r
là hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích
Với z
1
= 30 => k
r
= 0,36
- A diện tích chiếu của bản lề (tra bảng 5.12 trang 87) => A =645(mm
2
)
- E = [Môdun đàn hồi (Mpa)]
Với E
1
Là môdun đàn hồi của vật liêu con lăn
E
2
Là môdun đàn hồi của vật liêu răng đĩa
 E = 2,1 . 10
5
(Mpa)
Vậy : б
H1
= 0,47.
= 0,47 . = 603,01(Mpa)
Như vậy dựa vào bảng 5.11 ( trang 86 ) ta chọn vật liệu làm đĩa xích là gang xám
CH 24 – 44 sẽ đạt được ứng suất cho phép [б
H
] = 650 (Mpa) ,nhiệt luyện là tôi,

ram . đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 . tương tự б
H2
< [б
H
] ( cùng vật
liệu và nhiệt luyện )
2… Xác định lực tác dụng lên trục:
9
F
r
= k
x
.F
t
Với k
x
là hệ số kể đến trọng lượng xích k
x
=1,05 khi bộ truyền nằm ngang
F
t
= 10796,43 (N) Lực vòng
 F
r
= k
x
.F
t
= 1,05 . 10796,43 =11336,25 (N)
V. Bảng kết quả :

Loại xích Con lăn
Bước xích P (mm) 50,8
Số mắt xích X 124
Khoảng cách trục A (mm) 1092
Số răng đĩa xích nhỏ Z
1
30
Số răng đĩa xích lớn Z
2
58
Vật liệu đĩa xích Gang xám CH 24 – 44
Đường kính vòng chia đĩa
xích nhỏ
d
1
(mm) 485,99
Đường kính vòng chia đĩa
xích lớn
d
2
(mm) 938,327
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 11336,25
CHƯƠNG 3 : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. Tính toán cấp chậm.
1. Chọn vật liệu
- Đối với hộp giảm tốc 2 cấp, bánh răng trụ ,chịu công suất nhỏ ( p
đc
= 7,5 ;P

1

=6,358 ; P
2
= 6,295 ; P
3
= 6,046 ) ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. vì nhóm I có độ
rắn HB < 350 ,bánh răng được tôi cải thiện . nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng
chính sác sau khi nhiệt luyện , đồng thời bánh răng có khả năng chạy mòn . dự vào
bảng 6.1 (trang 92) cơ tính của 1 số vật liệu chế tạo bánh răng.
Ta chọn vật liệu thép 45X thép này rất thông dụng và rẻ tiền.
- Bảng thông số:
Nhãn hiệu
thép
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn
bền
, Mpa
Giới hạn
chảy
,Mpa
Độ cứng
HB
Bánh răng
chủ dộng
Thép 45X Tôi cải
thiện
850 650 HB
230…280
Bánh răng
bị động

Thép 45X Tôi cải
thiện
750 500 HB
163…269
10

Chọn HB
cđ
= 270 ; HB
bđ
= 250
1.1 ứng suất cho phép.
- ứng suất tiếp xúc cho phép : [] = . Z
R
.Z
V
.K
Xh
.k
HL
- ứng suất uốn cho phép : : [] = . Y
R
.Y
V
.K
XF
.k
FL
.K
Fc

Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn : - Z
R
.Z
V
.K
Xh
= 1
- Y
R
.Y
V
.K
XF
= 1
Nên ta có : + [] = . k
HL

+ [] = . k
FL
.K
Fc
Với:
- , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép
Tra bảng 6.2-trang 94. Ta được :
+ Với bánh răng chủ động
 = 2 .HB +70 = 2.270 +70 = 610
 = 1,8.HB = 1,8 .270 = 486
-
H

, S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
Tra bảng 6.2 – trang 94: ta được :
H
= 1,1 ; S
F
=1,75
- K
FC
= 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải khi đặt tải 1 chiều )
- K
HL
; K
FL
. lần lượt là hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền :
K
HL
= ; =
Trong đó :
. – do HB < 350 => các bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và
uốn là : m
H
= 6 ; m
F
= 6
N
HO
= 30. = 30.270

2,4
= 20530252,4
N
FO
số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với vật liệu bằng thép
N
FO
= 4.10
6 .

N
HE
; N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
= 60.c n
i
.t
i
N
FE
= 60.c n
i
.t
i
Với : C =1 là lần ăn khớp của bánh răng trong 1 phút
.n số vòng quay bánh răng trong 1 phút : n
cđ

= 191,44
n
bđ
= 52,02
T
i
: mômen xoắn
t
i
= 12000: thời gian làm việc
vậy với bánh chủ động :
- N
HE
= 60.1.191,44.12000.(1
3
.0,425 + 0,74
3
.0,525) = 87904399,21
- N
FE
= 60.1.191,44.12000.(1
6
.0,425 + 0,74
6
.0,525) = 70463331
11
Vì : N
HE
> N
HO

và N
FE
> N
FO

 N
HE
= N
HO
và N
FE
= N
FO

Vậy : K
HL
= = 1
Do đó : []
cđ
= . k
HL
= = 554,5 ( Mpa)
[]
cđ
= . k
FL
.K
Fc
= = 277,7 ( Mpa)
+ với bánh bị động tương tự ta có :

 = 2 .HB +70 = 2.250 +70 = 570
 = 1,8.HB = 1,8 .250 = 450
Có :
- N
HE
= 60.1. 52,02.12000.(1
3
.0,425 + 0,74
3
.0,525) = 23886266,44
- N
FE
= 60.1. 52,02.12000.(1
6
.0,425 + 0,74
6
.0,525) = 19147004,17
Vì : N
HE
> N
HO
và N
FE
> N
FO

 N
HE
= N
HO

và N
FE
= N
FO

Vậy : K
HL
= = 1
Do đó : []
bđ
= . k
HL
= = 518,18 ( Mpa)
[]
bđ
= . k
FL
.K
Fc
= = 257,14 ( Mpa)
Vậy: [] = = = 536,34 ( Mpa)
Theo điều kiện (6.12):[] ≤ 1,25 []
min
( với bánh trụ)
1,25.[]
min
=1,25. []
bđ
= 1,25.518,18 = 647,725 ( Mpa)
Vậy : [] ≤ 1,25 []

min
( thỏa mãn điều kiện)
+ ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là : []
max
= 2,8.
[]
cđmax
= 2,8. = 2,8 .650 = 1820( Mpa)
[]
bđmax
= 2,8. = 2,8 .500 = 1400( Mpa)
+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải là : []
max
= 0,8.
[]
cđmax
= [] = 0,8. = 0,8 .650 = 520( Mpa)
[]
bđmax
= [] = 0,8. = 0,8 .500 = 400( Mpa)
1.2. Truyền động bánh răng trụ thẳng.
1.2.1 Xác định các thông số của bộ truyền.
Theo 6.25-(trang 96) :
12
- khoảng cách trục: a
w
= k
a
.(u ± 1).
Trong đó : dấu + ăn khớp ngoài ; dấu – ăn khớp trong

- K
a
= 49,5 ( tra bảng 6.5-trang96: trị số của các hệ số )
- T
i
= 314026,588(N.mm) mômen trên trục chủ động
- [] = 536,34 ứng suất tiếp xúc
- u = u
2
= 3,68 : tỉ số truyền
- = 0,3 ( tra bảng 6.6 trang 97 :các hệ số )
- Với = 0,53 . .(u + 1) =0,53.0,3.(3,68+1) = 0,744

HB
= 1,05 ( Tra bảng 6.7 trang 98: trị số của hệ phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng )
Vậy : a
w
= k
a
.(u ± 1). = 49,5.(3,68 +1). = 234,577 (mm)
1.2.2 Xác định các thông số ăn khớp .
a. Xác định môđun :
.m = (0,01… 0,02)a
w
= ( 2,345…4,69)mm
Vậy ta chọn : m = 4 mm
b. Xác định số răng ( với bộ truyền bánh răng trụ thẳng ta có góc nghiêng = 0)
 Số răng bánh dẫn :
Z

1
= = = 25,06
Vậy chọn : Z
1
= 25
 Số răng bánh bị dẫn :
Z
2
= u. Z
1
=3,68 . 25 = 92
Vậy chọn : Z
2
= 92
Ta có tổng số răng : z
t
= 92 + 25 =117
Nên khoảng cách trục theo số răng là :a
w
= = = 234 (mm)
c. Góc ăn khớp : ta có α = 20
0

 = = = 093969
 α
tw
= 20
0
d. xác định hệ số dịch chỉnh.
Y = - 0,5.( z

1
+ z
2
) = - 0,5.( 25 +92 ) = 0
K
y
= = = 0
Chọn k
x
= 0,009 (tra bảng 6,10a )
Δ
y
= = = 1,053.10
-3

X
t
= y + Δ
y
= 1,053.10
-3

Hệ số chỉnh dịch bánh 1 và bánh 2 là:
X
1
= 0,5.[ x
t
– ( z
2
– z

1
).y/z
t
] = 0,5.[ 1,053.10
-3
- ] = 5,265.10
-4
X
2
= x
t
– x
1
= 1,053.10
-3
- 5,265.10
-4
= 5,265.10
-4
e. kích thước bộ truyền bánh răng
- Chiều rộng bánh răng :
b
w1
= . a
w
= 0,3.234 = 70,2 (mm)
13
- Đường kính chia :
d
1

= = = 100 (mm)
d
2
= = = 368 (mm)
- Đường kính đỉnh răng :
Ăn khớp ngoài
d
a1
= d
1
+ 2( 1+x
1
- Δ
y
).m = 100 +2.4.(1+5,265.10
-4
) = 108 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2( 1+x
2
- Δ
y
).m = 368 +2.4.(1+5,265.10
-4
) = 376 (mm)
- Đường kính vòng chân răng :
d

f1
= d
1
– ( 2,5 – 2.x
1
).m = 100 – ( 2,5 – 2. 5,265.10
-4
).4 = 90 (mm)
d
f2
= d
2
– ( 2,5 – 2.x
2
).m =368– ( 2,5 – 2. 5,265.10
-4
).4 = 358 (mm)
- Vận tốc bánh răng :
V = = = 1,002 (m/s)
Tra bảng 6.13-trang 106 : chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng
Ta chọn cấp chính xác là : 9
f. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
. ≤ []
Trong đó :

- Z
M
= 274 ( (hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp : tra bảng 6.5 )
- Z
H

: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc
Với = = 9 .10
-6

Tra bảng 6.12 (trang 106) => Z
H
= 1,71
- Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Có ε
β
= = 0 ( β =0)
ε
α
= [ 1,88 – 3,2.(]. = [ 1,88 – 3,2.(]. = 1,7
 Z
ε
= = = 0,87
- K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K
H

= K
Hβ
. K
Ha
. K
HV
Với : K
Hβ
= 1,05
K
Ha
= 1,13 ( tra bảng 6.14-tr 107 )
K
HV
= 1,05 ( Tra bảng phụ lục p2.3- trang250)
 K
H
= 1,05 .1,13 . 1,05 = 1,245
Vậy : = Z
M
.Z
H
.Z
ε
. =274.1,71.0,87. = 485,1
Ta thấy : < [] nên thỏa mãn điều kiện.
g. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.
= ≤ [ ]
= ≤ [ ]
Trong đó :

- T
1
= 314026,58 (N.mm) mômen bánh răng chủ động
- m = 4 (mm) .
- b
w
= 70,2 (mm).
- d
w1
= d
1
= 100 (mm)
- Y
ε
= = = 0,588 ( hệ số kể đến sự trùng khớp bánh răng )
14
- Y
β
= 1 - = 1 ( hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng )
- Y
F1
, Y
F2
; hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2.
Z
v1
= = = 25 ; Z
v2
= = = 92
Tra bảng 6.18 (trang 109 )

 Y
F1
= 3,9 ; Y
F2
= 3,6
- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
= K
Fβ
. K
Fα
. K
FV

Với : - K
Fβ
= 1,05 ( hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn . tra bảng 6.7 -trang 98)
K
Fα
= 1,37 ( hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp . tra bảng 6.14 – trang 107 .do bánh răng thẳng )
K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K
Fv

= 1 +
Với : v
F

=
tra bảng 6.15 và bảng 6.16 ta được : = 0,016 ; = 82
nên : v
F

= = v
F

= = 10,48
 K
Fv
= 1 + = 1 + = 1,08
Vậy K
F
= 1,05 . 1,37. 1,08 = 1,55
Do đó :
= = = 79,5 ( Mpa)
= = = 73,38( Mpa)
Vậy : < [ ] ; < [ ] ( thỏa mãn điều kiện )
f. kiểm nghiệm răng về quá tải :
= . ]
max
- = 485,1
- K
qt
= = = 0.97

= . = 485,1 . = 477,7 (Mpa)
≤ ]
max
(thỏa mãn điều kiện )
Tương tự :
= . = 79,5. = 78,3 (Mpa) ≤ ]
max

= . = 73,38. = 72,27 (Mpa) ≤ ]
max
1.3 Bảng tổng kết.
 Các thông số và kích thước bộ truyền :
- Khoảng cách trục : a
w
= 234 (mm)
15
- Môđun : m = 4 (mm)
- Chiều rộng vành răng : b
w
= 70,2 (mm)
- Tỉ số truyền : u = 3,68
- Góc nghiêng của bánh răng : β = 0
0
- Góc ăn khớp : α
tw
= 20
0
- Số răng bánh răng : z
1
= 25 z

2
= 92
- Hệ số dịch chỉnh : x
1
= 5,265.10
-
4 x
2
= 5,265.10
-4
- Đường kính chia : d
1
= 100 (mm) d
2
= 368 (mm)
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= 108 (mm) d
a2
= 376 (mm)
- Đường kính đáy răng : d
f1
= 90 (mm) d
f2
= 358 (mm).
II.Tính toán cấp nhanh.
1. Chọn vật liệu.
Do công suất ở bộ truyền nhanh cũng không có gì chênh lệch lớn lắm so với cấp
chậm. ta chọn vật liệu bộ truyền cấp nhanh như cấp chậm.
- Chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB < 350 ,bánh răng được tôi cải thiện . nhờ có độ

rắn thấp nên có thể cắt răng chính sác sau khi nhiệt luyện , đồng thời bánh răng có
khả năng chạy mòn . dự vào bảng 6.1 (trang 92) cơ tính của 1 số vật liệu chế tạo
bánh răng.
Ta chọn vật liệu thép 45X thép này rất thông dụng và rẻ tiền.
Nhãn hiệu
thép
Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn
bền
, Mpa
Giới hạn
chảy
,Mpa
Độ cứng
HB
Bánh răng
chủ dộng
Thép 45X Tôi cải
thiện
850 650 HB
230…280
Bánh răng
bị động
Thép 45X Tôi cải
thiện
750 500 HB
163…269
Ta chọn HB
cđ
= 280 ; HB
bđ

= 260
1.2. ứng suất cho phép :
- ứng suất tiếp xúc cho phép : [] = . Z
R
.Z
V
.K
Xh
.k
HL
- ứng suất uốn cho phép : : [] = . Y
R
.Y
V
.K
XF
.k
FL
.K
Fc

Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn : - Z
R
.Z
V
.K
Xh
= 1
- Y
R

.Y
V
.K
XF
= 1
Nên ta có : + [] = . k
HL

+ [] = . k
FL
.K
Fc
Với:
16
- , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng xuất uốn cho phép
Tra bảng 6.2-trang 94. Ta được :
+ Với bánh răng chủ động
 = 2 .HB +70 = 2.280 +70 = 630 (Mpa)
 = 1,8.HB = 1,8 .280 = 504 (Mpa)
-
H
, S
F
là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
Tra bảng 6.2 – trang 94: ta được :
H
= 1,1 ; S
F
=1,75
- K

FC
= 1 (hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải khi đặt tải 1 chiều )
- K
HL
; K
FL
. lần lượt là hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền :
K
HL
= ; =
Trong đó :
. – do HB < 350 => các bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và
uốn là : m
H
= 6 ; m
F
= 6
N
HO
= 30. = 30.280
2,4
= 22402708,6
N
FO
số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với vật liệu bằng thép
N
FO
= 4.10
6 .

N
HE
; N
FE
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
N
HE
= 60.c n
i
.t
i
N
FE
= 60.c n
i
.t
i
Với : C =1 là lần ăn khớp của bánh răng trong 1 phút
.n số vòng quay bánh răng trong 1 phút : n
cđ
= 1455 (vg/ph)
n
bđ
= 191,44 (vg/ph)
T
i
: mômen xoắn
t
i

= 12000: thời gian làm việc
vậy với bánh chủ động :
- N
HE
= 60.1. 1455.12000.(1
3
.0,425 + 0,74
3
.0,525) = 668099147,8
- N
FE
= 60.1. 1455.12000.(1
6
.0,425 + 0,74
6
.0,525) = 535541927,5
Vì : N
HE
> N
HO
và N
FE
> N
FO

 N
HE
= N
HO
và N

FE
= N
FO

Vậy : K
HL
= = 1
Do đó : []
cđ
= . k
HL
= = 572,7 ( Mpa)
[]
cđ
= . k
FL
.K
Fc
= = 288 ( Mpa)
+ với bánh bị động tương tự ta có :
 = 2 .HB +70 = 2.260 +70 = 590 (Mpa)
 = 1,8.HB = 1,8 .260 = 468 (Mpa)
Có :
17
- N
HE
= 60.1.191,44.12000.(1
3
.0,425 + 0,74
3

.0,525) = 87904399,21
- N
FE
= 60.1.191,44.12000.(1
6
.0,425 + 0,74
6
.0,525) = 70463331
Vì : N
HE
> N
HO
và N
FE
> N
FO

 N
HE
= N
HO
và N
FE
= N
FO

Vậy : K
HL
= = 1
Do đó : []

bđ
= . k
HL
= = 536,36 ( Mpa)
[]
bđ
= . k
FL
.K
Fc
= = 267,42 ( Mpa)
Vậy: [] = = = 554,53 ( Mpa)
Theo điều kiện (6.12):[] ≤ 1,25 []
min
( với bánh trụ)
1,25.[]
min
=1,25. []
bđ
= 1,25. 536,36 = 670,45 ( Mpa)
Vậy : [] ≤ 1,25 []
min
( thỏa mãn điều kiện)
+ ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải là : []
max
= 2,8.
[]
max
= 2,8. = 2,8 . 554,53 = 1552,68 ( Mpa)
[]

cđmax
= 2,8. = 2,8 .650 = 1820( Mpa)
[]
bđmax
= 2,8. = 2,8 .500 = 1400( Mpa)
+ ứng suất uốn cho phép khi quá tải là : []
max
= 0,8.
[]
cđmax
= [] = 0,8. = 0,8 .650 = 520( Mpa)
[]
bđmax
= [] = 0,8. = 0,8 .500 = 400( Mpa)
1.3. Truyền động bánh răng trụ nghiêng.
1.3.1 Xác định các thông số của bộ truyền.
Theo 6.25-(trang 96) :
- khoảng cách trục: a
w
= k
a
.(u ± 1).
Trong đó : dấu + ăn khớp ngoài ; dấu – ăn khớp trong
- K
a
= 43 ( tra bảng 6.5-trang96: trị số của các hệ số )
- T
i
= 41731,2 (N.mm) mômen trên trục chủ động
- [] = 554,53 ứng suất tiếp xúc

- u = u
1
= 7,6 : tỉ số truyền
- = 0,3 ( tra bảng 6.6 trang 97 :các hệ số )
- Với = 0,53 . .(u + 1) =0,53.0,3.(7,6+1) = 1,367

HB
= 1,24( Tra bảng 6.7 trang 98: trị số của hệ phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng )
18
Vậy : a
w
= k
a
.(u ± 1). = 43.( 7,6 +1). = 155,12 (mm)
1.3.2 Xác định các thông số ăn khớp .
a. Xác định môđun :
.m = (0,01… 0,02)a
w
= ( 1,55….3,10)mm
Vậy ta chọn : m =3 mm
b. Xác định số răng
Ta chọn trước β = 15
o

 Số răng bánh dẫn :
Z
1
= = = 11,61
Vậy chọn : Z

1
= 17
 Số răng bánh bị dẫn :
Z
2
= u. Z
1
=7,6.17 = 129,2
Vậy chọn : Z
2
= 129
Ta có tổng số răng : z
t
= 17 + 129 =146
Tỉ số truyền sau khi chọn răng là : U
t
= = 7,588
Sai số tỉ số truyền : ΔU = . 100 = 0,15
Vậy số cặp bánh răng được thỏa mãn.
Tính lại góc β : = = 0,9412
 . β = 19,74
0
( vậy thỏa mãn β ∈[8 20] )
c. Góc ăn khớp : ta có α = 20
0

 = = = 0,8844
 α
tw
= 27,8

0
d. xác định hệ số chỉnh dịch.
do : 10 < z
1
< 30
ε
α
= [ 1,88 – 3,2.(]. = [ 1,88 – 3,2.(]. 0,9412
= 1,568 > 1,2
HB1 – HB2 = 280 – 260 = 20 < 70
Từ đó ta có hệ số chỉnh dịch bánh răng : x
1
= x
2
= 0,5
K
x
= = = 6,84
Tra bảng 6.10b – trang 102 => K
y
= 0,318

y
= = = 0,0464
e. Đường khính bộ truyền bánh răng :
- Chiều rộng bánh răng :
19
b
w1
= . a

w
= 0,3. 155,12 = 46,5 (mm)
- Đường kính chia :
d
1
= = = 54,18 (mm)
d
2
= = = 257,6 (mm)
- Đường kính đỉnh răng :
Ăn khớp ngoài
d
a1
= d
1
+ 2.( 1+x
1
- Δ
y
).m = 54,18 +2.3.( 1+0,5-0,0464) = 59,8 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.( 1+x
2
- Δ
y
).m = 256,6 +2.3.(1+0,5- 0,0464) = 265,32 (mm)
- Đường kính vòng chân răng :

d
f1
= d
1
– ( 2,5 – 2.x
1
).m = 54,18 – ( 2,5 – 2.0,5).3 = 51 (mm)
d
f2
= d
2
– ( 2,5 – 2.x
2
).m =256,6 – ( 2,5 – 2.0,5).3 = 252,1 (mm)
- Vận tốc bánh răng :
V = = = 4,12 (m/s)
Tra bảng 6.13-trang 106 : chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng
Ta chọn cấp chính xác là : 9
1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
. ≤ []
Trong đó :
- Z
M
= 274 ( (hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp : tra bảng 6.5-

trang 96 )
- Z
H

: hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc
Với = = 0,006
Tra bảng 6.12 (trang 106) => Z
H
= 1,63
- Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Có ε
β
= = = 1,66
ε
α
= [ 1,88 – 3,2.(]. = [ 1,88 – 3,2.(]. 0,9412 = 1,568
 Z
ε
= = = 0,79
- K
H
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K
H
= K
Hβ
. K
Ha

. K
HV
Với : K
Hβ
= 1,24
K
Ha
= 1,13 ( tra bảng 6.14-tr 107 )
K
HV
= 1,03 ( Tra bảng phụ lục p2.3- trang250)
 K
H
= 1,24 .1,13 . 1,03 = 1,443
 Vậy : = Z
M
.Z
H
.Z
ε
. = 274. 1,63.0,79. = 528,21 (Mpa)
Ta thấy : < [] nên thỏa mãn điều kiện.
f. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.
= ≤ [ ]
= ≤ [ ]
Trong đó :
- T
1
= (N.mm) mômen bánh răng chủ động
- m = 3 (mm) .

- b
w
= 46,5 (mm).
20
- d
w1
= d
1
= 54,18 (mm)
- Y
ε
= = = 0,63( hệ số kể đến sự trùng khớp bánh răng )
- Y
β
= 1 - = 1 – = 0,859( hệ số kể đến độ nghiêng của bánh răng )
- Y
F1
, Y
F2
; hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2.
Z
v1
= = = 20,38 ; Z
v2
= = = 154,72
Tra bảng 6.18 (trang 109 )
 Y
F1
= 3,39 ; Y
F2

= 3,52
- K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
F
= K
Fβ
. K
Fα
. K
FV

Với : - K
Fβ
= 1,5 ( hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn . tra bảng 6.7 -trang 98)
; K
Fα
= 1,37 ( hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp . tra bảng 6.14 – trang 107 )
K
Fv
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
K
Fv
= 1 +
Với : v
F

=
Tra bảng 6.15 và bảng 6.16 (trang 107) ta được : = 0,006 ; = 73
nên : v
F

= = v
F

= = 5,44
 K
Fv
= 1 + = 1 + = 1,079
Vậy K
F
= K
Fβ
. K
Fα
. K
FV
= 1,5 . 1,37 . 1,079 = 3,94
Do đó :
= = = 79,82( Mpa)
= = = 82,88 ( Mpa)
Vậy : < [ ] ; < [ ] ( thỏa mãn điều kiện )
f. kiểm nghiệm răng về quá tải :
= . ]
max
- = 554,53
- K

qt
= = = 0.97
. = . = 554,53. = 546,15 (Mpa)
. ≤ ]
max
(thỏa mãn điều kiện )
Tương tự :
= . = 79,82. = 78,6 (Mpa) < ]
max

= . = 82,88. = 81,62 (Mpa) < ]
max
21
1.5 Bảng tổng kết.
 Các thông số và kích thước bộ truyền :
- Khoảng cách trục : a
w
= 155,12 (mm)
- Môđun : m = 3 (mm)
- Chiều rộng vành răng : b
w
= 46,5 (mm)
- Tỉ số truyền : u = 7,6
- Góc nghiêng của bánh răng : β = 19,74
0

- Góc ăn khớp : α
tw
= 27,8
0

- Số răng bánh răng : z
1
= 17 z
2
= 129
- Hệ số dịch chỉnh : x
1
= 0,5 x
2
= 0,5
- Đường kính chia : d
1
= 54,18 (mm) d
2
= 257,6 (mm)
- Đường kính đỉnh răng : d
a1
= 59,8 (mm) d
a2
= 265,32 (mm)
- Đường kính đáy răng : d
f1
= 51 (mm) d
f2
= 252,1 (mm)

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
I. Thiết kế trục.
I.1. Chọn vật liệu .
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi cải thiện . ứng suất xoắn cho phép .

[ τ ] = 15 …30 Mpa , lấy giá trị nhỏ với trục vào và lấy giá trị lớn với trục ra của
hộp giảm tốc
Cơ tính của vật liệu này : = 750 ÷ 850 (N/mm
2
) ; = 450 (N/mm
2
)
1.2.Tính sơ bộ trục.
d ≥
Trong đó:
T : mômen xoắn (N.mm)
[ τ ] : ứng suất xoắn cho phép
Vậy ta có :
- .d
I
≥ ( Chọn [ τ ] = 20 Mpa)
 d
I
≥ = 21,85 (mm)
- .d
II
≥ ( Chọn [ τ ] = 25 Mpa)
 d
II
≥ = 39,75 (mm)
- d
III
≥ ( Chọn [ τ ] = 30 Mpa)
 d
III

≥ = 56,98 (mm)
Ta chọn d như sau : d
I
= 25 (mm) ; d
II
= 40 (mm) ; d
III
= 60 (mm)
1.3. Tính gần đúng trục.
Từ đường kính trục trên ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn (theo bảng 10.2 –
trang189)
- d
I
= 25 (mm) => b
01
= 17 (mm)
- d
II
= 40 (mm) => b
02
= 23 (mm)
- d
III
= 60 (mm) => b
03
= 31 (mm)
22
Tra bảng 10.3 (trang 189) ta có trị số của các khoảng cách k
1
,k

2
, k
3
và h
n
.
K
1
= 12 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp.
K
2
= 8 : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
K
3
= 15 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến lắp ổ.
h
n
= 18 : chiều cao lắp ổ và đầu bulông.
+ Chiều dài mayơ đĩa xích : l
mx
= ( 1,2…1,5 )d
3
= ( 72…90) chọn 80 (mm).
+ Chiều dài mayơ bánh răng 1 trên trục 1 : l
m11
= ( 1,2…1,5 )d
1
= ( 30…37) chọn 35
(mm).
+ Chiều dài mayơ bánh răng 2 trên trục 2 : l

m22
= (1,2…1,5 ).d
2
= ( 48…60 )chọn 55
(mm).
+ Chiều dài mayơ bánh răng 3 trên trục 2 : l
m23
= (1,2…1,5 ).d
2
= ( 48…60 )chọn 55
(mm).
+ Chiều dài mayơ bánh răng 4 trên trục 3 : l
m34
= (1,2…1,5 ).d
3
= ( 72…90 )chọn 80
(mm).
+ Chiều dài mayơ của nửa khớp nối : l
mkn
= (1,4…2,5 ).d
1
= ( 35…62,5 )chọn 45
(mm).
1.4 Dựa vào bảng 10.4 (trang 191). Khoảng cách giữa các chi tiết trên trục
- Trục II : ta tính từ trái sang.
Khoảng cách chia bánh răng 2 trên trục 2 là :
L
c22
= 0,5.(l
m22

+ b
02
) + k
1
+k
2
= 0,5.( 55 + 23 ) + 12 + 8 = 59 (mm)
Khoảng cách chia bánh răng 3 trên trục 2 là :
L
c23
= 0,5.(l
m22
+ l
m23
) + k
1
+l
22
= 0,5.( 55 + 55 ) + 12 + 59 = 126 (mm)
Khoảng cách giữa cặp ổ lăn trên trục 2 :
L
21
= l
m22
+ l
m23
+3.k
1
+2.k
2

+b
02
= 55 + 55 + 3.12 +2.8 + 23 = 185(mm)
 Chiều dài trục : 185 (mm)
- Trục I : ta tính từ trái sang.
Khoảng cách từ khớp nối đến ổ lăn :
L
ckn
= 0,5.(l
mkn
+ b
01
) + k
3
+h
n
= 0,5.(45 + 17 ) + 15 + 18 = 64 (mm)
Khoảng cách chia bánh răng 1 trên trục 1:
L
c11
= l
c22
= 59 (mm)
Khoảng cách giữa 2 cặp ổ lăn
L
11
= l
21
= 185 (mm)
 Chiều dài trục : L

11
+ L
ckn
= 185 + 64 = 249 (mm)
- Trục III : ta tính từ trái sang.
Khoảng cách chia bánh răng 4 trên trục 3 :
L
c43
= l
c23
= 126 (mm)
Khoảng cách giữa 2 cặp ổ lăn
L
31
= l
21
= 185 (mm)
Khoảng cách từ đĩa xích tới ổ lăn :
23
L
cdx
= 0,5.(l
mx
+ b
03
) + k
3
+h
n
= 0,5.(80 + 31 ) + 15 + 18 = 88,5 (mm)

 Chiều dài trên trục III : L
31
+ L
cdx
= 185 + 88,5 = 273,5 (mm)
1.4.1 Các lực từ tác dụng lên trục
a. Bộ truyền bánh răng nghiêng
- Lực vòng : = = = = 1540,46 (N)
- Lực hướng tâm : = = = = 862,9(N)
- Lực dọc trục : = = . = 1540,46 . = 552,77 (N)
b. Bộ truyền bánh răng thẳng .
- Lực vòng : = = = = 6280,5 (N)
- Lực hướng tâm : = = = = 2285,9 (N)
- Lực dọc trục : = = . = 6280,5 . = 0 (N)
1.5 Sơ đồ không gian .
F
r
4
F
t4
F
a
4
F
r
F
r
3
F
t

3
F
a
3
F
t
2
F
a
2
F
r
2
F
t
1
F
a
1
F
r
1
F
kn
24
II .Tính toán trục :
A. Trục I.
1. Tính toán và vẽ trục I:
Với :- F
t

= = = 3338,5 (N)
=> F
kn
= (0,2…0,3). F
t
= ( 6677…10015,5) chọn F
kn
= 8500 (N)
- = 1540,46 (N)
- = 862,9 (N)
- = 552,77 (N)
- Cặp bánh răng 1-2 theo số liệu thiết kế có góc nghiêng β = 19,74
0
, α
tw
=27,8
0
.
- d
I
= 25 mm.thép C45 tôi cải thiện.
- L
ckn
= 64 mm
- L
c11
= 59 mm
- L
11
= 185 mm.

Ta có sơ đồ như hình vẽ :
F
kn
F
a
1
F
t
1
F
r
1
F
Ay
F
Dy
F
Dx
F
Ax
A B C D
Y
Z
X
1
1
2 3
2 3
l
ckn

l
c11
l
11
Chia trục làm 4 điểm, 3 đoạn AB.BC,CD như hình vẽ
25