ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

H Ọ V À T ÊN: PH ẠM V ĂN S Ự
GVHD : NGUY ỄN V ĂN TU ÂN
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

I . tính thông số động học của hệ dẫn động
1 . Chọn động cơ điện
A . Xác định công suất:
Từ các số liệu lực kéo dây cáp : F = 11000 N
Vận tốc kéo cáp : V= 0,32 m/s

Công suất tFrên trục công tác P
ct

Công suất trên của động tác : p
ct
= F.v.10
-3
= 11000. 0,32 = 3,52(kw)
Công suất của động cơ p
dc

Điều kiện p
dc
> p
td

Công suất yêu cầu p
yc
= p
td

Công suất yêu cầu của động cơ. P
yc
= p
td
= ŋ: hiệu suất bộ truyền ƞ =
ƞ = =ƞ
d
ƞ
.
ƞ
2
ot .
ƞ
k .
ƞ
br
Tra bảng 2.3/TR19[TTTKHDĐCK-T1]ta có hiệu suất của:
Bộ truyền đai η
đ
= 0,95 – 0,96 Chọn η
đ
= 0,96
Cặp ổ lăn η
ol
= 0,99 – 0,995 Chọn η
ol
= 0,99
Bộ truyền bánh răng trụ η
br
= 0,96 – 0,98 Chọn η

br
= 0,98
η
=
0,96 . 0,99
2
. 0,98

= 0,92
Tra bảng 2.3/ tr 19 [ TTTKHDĐCK] ta có các thông số trên
Bộ truyền đai ƞ
đ
= 0,95 – 0,96 chọn ƞ
đ
= 0,96
P
td
= = =3,8(kw)
B .xác định tốc đọ đồng bộ:
n
sơ bộ
= n
công tác
.u
sơ bộ
với n
ct
= =(vg/p)
mà ta có u
sb

= u
sb hộp
. u
sb ngoài
=45,85.12 =550,2 (vg/p)
chọn động cơ có tốc độ 716 vg/p
từ bảng 1-1/234 chọn động cơ 4A132M8Y3 với các thông số
công suất P = 3,8 9(kw)
vận tốc v = 716(vg/p)
94,0
75,1
8,1
21
1
21
=
+
=
+
>=
TT
T
TT
T
T
T
mm
DN
k
2. Phân phối tỷ số truyền:

63,15
8,45
716
===
ct
dc
t
n
n
u
Mà
26,5
3
63,15
3
.
===⇒
==
=
h
t
brh
nht
u
u
Ud
uu
uuu
3. Tính toán số các thông động học

a. Công suất
)(59,3
99.0.99.0.1
93,4

2
kw
P
P
otolk
ct
===
ηηη
)(70,3
98,0.99,0
59,3
.
2
1
kw
P
P
otbr
===
ηη
)(93,3
98,0.96,0
70,3
.
1

kw
P
P
olđ
đc
===
ηη
b. Tốc độ n
dc
=716 (kw)
)/(12,136
26,5
716
1
phvg
u
n
n
d
dc
===

)/(3,45
3
12,136
1
2
phvg
u
n

n
h
===
n
ct
= n
2
=45,3 (vg/ph)
c. Mômen xoắn trên trục:
i
i
i
n
P
T .10.55,9
6
=
Mômen xoắn trên trục động cơ:
).(2,52418
716
93,3
.10.55,910.55,9
66
mmN
n
P
T
dc
dc
dc

===

Mômen xoắn trên trục 1:
).(52,5367469
18,136
24,5
.10.55,910.55,9
6
1
1
6
1
mmN
n
p
T ===
Môm
en xoắn trên trục 2:
).(22,756832
3,45
59,3
.10.55,9.10.55,9
6
2
2
6
2
mmN
n
P

T ===


Mômen xoắn trên trục công tác:
).(05,742075
3,,45
52,3
.10.55,9.10.55,9
66
mmN
n
p
T
ct
ct
ct
===
II. Tính toán bộ truyền ngoài
1. Chọn tiết diện đai
Theo hình 4.1/TR59[TTTKHDĐCK-T1] từ công suất trên trục động cơ ta chọn:
Đai thang thường tiết diện B
Theo bảng 4.13/tr59 ta tra được các thông số đai:
Đường kính bánh đai nhỏ nhất d
1
= 140mm
Diện tích tiết diện: A
1
= 138mm
2
Chiều dày đai: h = 10,5 mm

Chiều dài chuẩn: L
0
= 3750mm
2. Xác định đường kính bánh đai:
Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn theo tiêu chuẩn 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] d
1
= 140(mm)
Đường kính bánh đai lớn:
Theo công thức 4-2/53 [TTTKHDĐCK-T1] với hệ số trượt đai ε = 0,02
)(4,751
02,01
26,5.140
1
.
1
2
mm
ud
d
=
−
=
−
=
ε
Theo bảng 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] chọn đường kính tiêu chuẩn d
2
= 1000(mm)
Như vậy, tỉ số truyền thực tế:

42,5
)01,01(140
4,751
)1(
1
2
=
−
=
−
=
ε
d
d
u
t
Vậy
%4%011,0
36,5
36,542,5
〈=
−
=
−
=∆
u
uu
u
t

(thỏa mãn)
Vận tốc đai:
)/(24,5
60000
716.140.14,3
60000

1
sm
nd
v ===
π
Khoảng cách trục sơ bộ a được chọn theo bảng 4-14/60[TTTKHDĐCK-T1]:
Động cơ 1 2 Công tác
P (kW) 3,8 3,7 3,93 3,52
u u
đai
= 5,26 u
1
= 3 U
k
= 1
n (Vg/p) 716 136,12 45,3 45,3
T (N.mm) 52418,29
52,5367469
22,756832
742075,05
a = d
2
. 0,9 = 676,26 mm (do u = 5,42)

Chiều dài đai l được xác định theo công thức 4.4/54[TTTKHDĐCK-T1]:
( ) ( )
)(1936
26,676.4
1404,751
2
4,751140
.14,326,676.2
.42
2
22
1221
mm
a
dddd
aL =
−
+
+
+=
−
+
+
+=
π
Chiều dài tiêu chuẩn được chọn theo bảng 4-13/59[TTTKHDĐCK-T1] :L= 1936 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15/60[TL1]:
)/1(10)/1(3,1
4
24,5

ss
L
v
i <===
Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1936mm được tính theo công thức
4.6/54[TTTKHDĐCK-T1]:
2 2
8
4
a
λ λ
+ − ∆
=
Với λ = l – π.(d
1
+ d
2
).0,5=1936 – 3,14.(140+751,4).0,5=536,5
∆ = (d
2
- d
1
).0,5 = (751,4 – 140).0,5 = 305,7
)(874
4
7,305.85365,536
4
.8
22
22

mma =
−+
=
∆−+
=⇒
λλ
Vậy a = 874 (mm)
Góc ôm α
1
tính thep công thức 4.7/54[TTTKHDĐCK-T1]:
oo
a
dd
120125
874
1401000
.57180.57180
min
12
1
=>=
−
−=
−
−=
αα
3. Xác định số đai z
Số đai z được xác định theo công thức 4.16/60[TTTKHDĐCK-T1] :
[ ]
( )

1
0 1
. . .
d
u z
PK
z
P C C C C
α
=
Trong đó:
P
1
= 3,7 kW Công suất trên trục bánh đai chủ động.
[P
0
]=2,78 kW Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều
dài đai l
0
, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh.
Bảng 4.19[TTTKHDĐCK-T1].
K
d
= 1,25 Hệ số tải trọng động Bảng 4.7 [TTTKHDĐCK-T1].
Băng tải, động cơ loại II.
C
α
= 0,83 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α
1
=125

o

Bảng 4.15[TTTKHDĐCK-T1].
C
l
= 1,13 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l/l
o
=1,8
Bảng 4.16[TTTKHDĐCK-T1].
C
u
= 1,14 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=7,35
Bảng 4.17[TTTKHDĐCK-T1].
C
z
= 0,95 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
dây đai.
Bảng 4.18[TTTKHDĐCK-T1] (Z’= P
1
/[P]=2)

[ ]
( )
===
95,0.14,1.13,1.83,0.78,2
25,1.7,3

.
1
1

zuo
d
CCCCp
Kp
z
α
1,7
Lấy z = 2 đai
Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TTTKHDĐCK-T1] và bảng 4.21/63[TTTKHDĐCK-T1]
(Với đai thang tiết diện A có t = 19, e = 12,5, h
0
= 4,2)
B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).19 + 2.12,5 =34 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
d
a1
= d
1
+ 2.h
0
= 140 + 2.4,2 = 148,4(mm)
d
a2
= d
2
+ 2.h
0
= 1000+ 2.4,2 = 1008,4(mm)
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TTTKHDĐCK-T1]

1
0
780. .
. .
d
v
P K
F F
v C z
α
= +
Trong đó:
F
v
Lực căng do lực li tâm sinh ra. F
v
= 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực
căng. Nếu định kỳ điều chỉnh thì lực căng F
v
= q
m
.v
2
(q
m
: Khối lượng 1 mét chiều
dài đai tra bảng 4.22/tr64[TTTKHDĐCK-T1]. Và F
v
= 0,178 . 5,24
2

= 4,88 (N)
bảng 4.20/tr64[TTTKHDĐCK-T1].
)(4158,4
2.83,0.25,5
25,1.7,3.780

780
1
NF
zCv
Kp
F
V
d
o
=+=+=
α
Lực tác dụng lên trục được tính theo 4.21/64 :

)(1472
2
125
sin.2.415.2
2
sin 2
1
NzFF
or
===
α

III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGIÊNG
1. Chọn vật liệu:
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TTTKHDĐCK-T1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có
MPaMPa
chb
450,750
11
==
σσ
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB
1
= 215
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 170 217 có
NPaMPa
chb
340,600
22
==
σσ
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn
thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB
2
= 200(Mpa)
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 350 ta có:
lim
2 70
o

H
HB
σ
= +
;
1,1
H
S =
;
lim
1,8
o
F
HB
σ
=
;
1,75
F
S =
Trong đó
o
limH
σ
và
o
limF
σ
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kỳ cơ sở.

S
H
, S
F
là hệ khi số an toàn tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB
1
= 215
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB
2
= 200
Vậy:
=
σ
0
1limF
2HB
1
+70=2.215+70=500MPa
0
1limF
σ
=1,8.215=387MPa
=
0
2limF
σ
2HB
2
+70=2.200+70=470MPa

0
2limF
σ
=1,8.200=360MPa
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:
2,4
0
30
H HB
N H=
Do đó:
N
Ho1
=30.
74,2
10.2,1215
=
N
Ho2
=30.200
4,2
=10
7
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
6
4.10
Fo
N =

(Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
0
HL
k =
H
mH
HE
m
N
;
0
FL
k =
F
mF
FE
m
N
mH,mF : bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên m
H
=6;m
F
=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên N
HE
, N
HF

được tính theo công thức 6-
7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:
3
HE
max
N =60.c. ( ) .
i
i i
T
n t
T
∑
;
1
FE
max 1 max
n
N =60.c. ( ) . . 60.c. . ( ) .
u
F F
m m
i i
i i i
T T
n t t
T T
=
∑ ∑
Với T
i

là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
n
i
là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
t
i
tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tính:

( )
733
2
3
max1
1
3
max
2
10.2,216000.425,0.14,0.6,0.
3
12,136
.1.60
60 60
=+=⇒









=








=
∑
∑∑∑
HE
i
ii
iii
i
HE
N
t
t
T
T
t
u
n
ctn

T
T
cN
N
HE2
> N
Ho2
do đó lấy hệ số tuổi thọ K
HL2
= 1; Lấy N
HE2
= N
Ho2

( )
766
max
2
10.9,116000.425,0.1475,0.6,0
3
12,136
.1.60 60 =+=









=
∑
ii
m
i
FE
tn
T
T
cN
F
N
FE2
> N
Fo2
do đó lấy hệ số tuổi thọ K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1
Tính bánh răng chủ động:
N
HE1
> N
HE2
>

N
Ho1
N

FE1
> N
FE2
> N
Fo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ K
HL1
= 1; K
FL1
= 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức
6-1/91 [TTTKHDĐCK-T1]. và 6-2/9[TTTKHDĐCK-T1].
[ ]
lim
. . . .
o
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S
σ
σ
=
[ ]
lim
. . . . .
o
F
F R s xF FC FL

F
Y Y K K K
S
σ
σ
=
Trong đó:
Z
R
Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
V
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z
V
=0,85.v
0,1
)
K
xH
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
s
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K
xF
Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

K
FC
Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => K
FC
= 1
K
HL
; K
FL
Hệ số tuổi thọ
S
H
; S
F
Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
σ
Hlim
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
σ
Flim
Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z
R
.Z
V
.K
xH
= 1 và Y
R
.Y

s
.K
xF
= 1
Vậy ta có
[ ]
lim
.
H
H HL
H
K
S
σ
σ
=
[ ]
lim
. .
F
FL FC
F
F K K
S
σ
σ
=
Thay số
[ ]
H

σ
1
=
55,454
1,1
1.500
.
1lim
==
HL
H
H
K
S
σ
(MPa)
[ ]
H
σ
2
=
)(27,427
1,1
1.470
.
2lim
MPaK
S
HL
H

H
==
σ
[ ]
F
σ
1
=
)(14,2211.
75,1
387
.
1lim
MPaK
S
FC
F
F
==
σ
[ ]
F
σ
2
=
)(71,2051.
75,1
360
.
2lim

MPaK
S
FC
F
F
==
σ
Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên theo công thức
6-12/tr95[TTTKHDĐCK-T1] ta có:
[ ]
[ ] [ ]
91,440
2
27,42755,454
2
21
=
+
=
+
=
HH
H
σσ
σ
Ứng suất quá tải cho phép:
[ ]
OH
σ
max

=2,8.
)(952340.8,2
2
MPa
ch
==
σ
[ ]
1F
σ
max
=0,8.
)(360450.8,0
1
MPa
ch
==
σ
[ ]
2F
σ
max
=0,8.
)(272340.8,0
2
MPa
ch
==
σ
b. Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17[TTTKHDĐCK-T1] ta có m=(0,01
÷
0,02).a
w
= 2,86÷5,72
Theo bảng tiêu chuẩn 6-8/99[TTTKHDĐCK-T1] chọn m = 4
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=12
o
, do đó cosβ = 0,9781 Theo 6-31/103[TTTKHDĐCK-T1]
Số bánh răng nhỏ:

98,34
)13.(4
12cos.286.2
)1(
cos 2
1
1
=
+
=
+
=
o
w
um
a
z
β
Lấy tròn z

1
=35 răng
Số bánh răng lớn:

1053.28.
12
=== uzz
Lấy tròn z
2
=105 răng
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
3
35
105
1
2
===
z
z
u
m
cos
β
=
979,0
286.2
)35105.(4
.2
).(
21

=
+
=
+
w
a
zzm
0
12=⇒
β
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33/105[TTTKHDĐCK-T1]
( )
[ ]
1
ε
2
1
2. . . 1
σ . . . σ
. .
H m
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
+
= ≤
Trong đó:

Z
M
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
trị số Z
M
tra trong bảng 6-5/96[TTTKHDĐCK-T1].
(
)
1
3
M
Z = 274 Mpa
Z
H
Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
sin 2α
b
H
tw
Z =
với β
b
là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. β
b
= 0
α
tw
: Góc ăn khớp α
tw

=arctan(
β
α
cos
tan
)=arctan(
4,20
979,0
20tan
0
=
73,1
)4,20.2(
12cos.2
==⇒
Sin
Z
o
H

ε
Z
Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công thức
6-36/105[TTTKHDĐCK-T1]:
74,1979,0.
28
1
112
1
.2,388,1cos.

11
2,388,1
21
=












+−=















+−=
βε
α
zz
Z =
76,0
74,1
11
==
α
ε
K
H
Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức
6-39/106[TTTKHDĐCK-T1]
β α
. .
H H H Hv
K K K K=

Trong đó:

βH
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng
vành răng Tra bảng 6-7/98 [TTTKHDĐCK-T1] =>
07,1=
β
H

K

αH
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp. Bánh răng nghiêng =>
αH
K
=1,01
Hv
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số
Hv
K
tính theo công thức
1
1β α
ν . .
1
2. . .
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
= +
với
m
w

0HH
u
a
.v.g.δν =
Vận tốc vòng theo 6-40/106[TTTKHDĐCK-T1]:
ε
)/(01,1
60000
12,136.143.14,3
60000

11
sm
nd
v
w
===
π
Theo bảng 6-13/106[TTTKHDĐCK-T1] chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6-15/107[TTTKHDĐCK-T1] và
6-16/107[TTTKHDĐCK-T1]
82;002,0
0
==⇒
g
H
δ
mv
H
(01,1

4
286
.73,0.82.002,0
==
/s)
)(5,85286.3,0. mmab
wbaw
===
ψ
01,1
01,1.07,1.10.3,5.2
143.5,85.01,1
1
2

1
5
1
1
=+=+=⇒
αβ
HH
wwH
HV
KKT
dbV
K
Vậy:
0915,101,1.01,1.07,1 ===
HVHHH

KKKK
αβ

Thay số:
94,450
4,114.4.5,85
)14.(09,1.10.14,5.2
.76,0.73,1.274

)1.( 2

2
5
2
1
=
+
=
+
=
wmw
mH
HMH
dub
uKT
ZZZ
ε
δ
Theo 6-1/91 [TTTKHDĐCK-T1] và 6-1a/93[TTTKHDĐCK-T1]:
[ ] [ ]

o
Hlim
H
σ
σ ' . . . . σ . . .
S
H R V xH HL H R V xH
Z Z K K Z Z K= =
Trong đó
Z
R
Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Cấp chính xác 9
1)(4010 =⇒→=⇒
RZ
ZmR
µ

Z
V
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn
350MPa nên Z
V
=1
K
xH
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
=> K
xH
= 0,95 do d

a
< 1000 (mm)
[ ] [ ]
)(71,45795,0.1.1.8.481 '
lim
MPaKZZKKZZ
S
KLVRHKLXHVR
H
o
H
H
====
δ
δ
δ
[ ] [ ]
Hh
σσ
>⇒ '

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện.
d. Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo công thức 6-43/108[TTTKHDĐCK-T1] ta có
[ ]
1ε β 1
1 1
1
2. . . . .
σ σ

. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
= ≤
Trong đó:
T
1
Mômen xoắn trên trục chủ động T
1
= 5,3.
5
10
(N.mm)
m Môđun pháp m=4 (mm)
b
w
Chiều rộng vành răng b
w
=85,5(mm)
d
1w
đường kính vòng lăn bánh chủ động d
w
=114,4(mm)
Y
ε
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

57,0
74,1
11
===
α
ε
ε
Y
Với
74,1
=
α
ε
là hệ số trùng khớp ngang
Y
β
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
914,0
140
12
112β
β
0
=−=→=
Y
Y
F1
, Y
F2
Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Theo 6.18/109[TTTKHDĐCK-T1] ta có :
28
cos
3
1
1
==
β
Z
Z
V
;
112
2
=
V
Z
Tra bảng 6-18[TTTKHDĐCK-T1] được :
6,3:9,3
21
==
FF
YY

K
F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
FVFFF
K.K.K

αβ
=
Trong đó:
K
Fβ
= 1,12 . Tra bảng 6-7/98[TTTKHDĐCK-T1] với
bd
ψ
=0,9
Theo bảng 6.14/107[TTTKHDĐCK-T1] chọn K
F
α

= 1,37
K
FV
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
wwF
KKF
db
với
m
w
FF
u

a
vg δν
0
=

Trong đó:
006,0δ =
F
; v=0,73; g
0
=82

)/(04,3
4
286
.73,0.82.006,0 smV
F
==⇒

02,1
37,1.12,1.10.14,5.2
4,114.5,85.04,3
1
5
=+=
FV
K
K
F
=1,12.1,37.1,02= 1,57

Y
s
- Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Y
s
= 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =4 mm
Thay số Y
s
=1,08-0,0695.ln 4 = 0,98
Y
R
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ, nhám mặt lượn chân răng chọn y
R
= 1 ( bánh răng phay )
Y
xF
Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Y
xF
= 1
[ ] [ ]
)(2171.98,0.1.14,221 '
11
MPaKYY
XFSRFH
===
δδ
[ ] [ ]
)(2021.98,0.1.71,205 '
2
2

MPaKYY
XFSRFH
===
δδ
Thay vào 6.43 ta có :

[ ]
)(217)(82,83
4,114.4.5,85
9,3.914,0.57,0.57,1.10.14,5.2

2
1
5
1
11
1
MPaMPa
mdb
YYYKT
F
ww
FF
F
=<===
δδ
βε

[ ]
)(202),(35,778,83.

9,3
6,3

2
1
2
12
MPaMPa
Y
Y
F
F
F
FF
====
δδδ
Như vậy độ bền uốn thỏa mãn
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TTTKHDĐCK-T1]
và 6-49/110[TTTKHDĐCK-T1] với K
qt
= T
max
/T = 1,75

[ ]
)(1260)(6,46493,0.8,481.
max
max
MPaMPaK

HqtHH
=<===
δδδ

[ ]
)(217)(65,14675,1.8,83.
max
11max1
MPaMPaK
FqtFF
=<===
δδδ

[ ]
)(202)(36,13575,1.35,77.
max
22max2
MPaMPaK
FqtFF
=<===
δδδ

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu
5. Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả Đơn
vị
Khoảng cách trục chia a a = 0,5m(z
2

+ z
1
)/cosβ 286 mm
Mô đun m 4 mm
Tỉ số truyền u 3 3
Khoảng cách trục a
w
a
w
=acosα
t
/cosα
tw
286 mm
Đường kính chia d d
1
=m.z
1
/cosβ
d
2
=m.z
2
/cosβ
114,4
457,6
mm
mm
Đường kính lăn d
w

d
w1
=2.a
w
/(u+1)
d
w2
= d
w1
.u
114,4
457,6
mm
mm
Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
=d
1
+2.m
d
a2
=d
2
+2.m
122,4
465,6
mm
mm

Đường kính đáy răng d
f
d
f1
=d
1
- 2,5.m
d
f2
=d
2
– 2,5.m
104,4
447,6
mm
mm
Đường kính cơ sở d
b
d
b1
=d
1
cosα
d
b2
=d
2
cosα
107,5
430

mm
mm
Góc nghiêng của răng β
12
0
Độ
Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20
o
Độ
Góc prôfin răng α
t
α
t
=arctg(tgα/cosβ) 20
o
Độ
Góc ăn khớp α
tw
α
tw
=arccos(a.cosα
t
/a
w
) 20,4 Độ
Số bánh răng z
1
z
2
35

105
Răn
g
Răn
g
IV. Tính toán thiết kế trục
4.1 Chọn vật liệu: chế tạo các trục là thép 45 có
MPa600
=
σ
4.2 Tính sơ bộ đường kính trục:
[ ]
3
2,0
τ
T
d =
Trong đó d: đường kính trục
T: Momen xoắn

τ
: ứng suất cho phép
[ ]
)(33,51
19.2,0
10.14,5
2,0
3
5
3

1
1
mm
T
d ===
τ
Chọn d
1
=50(mm)
[ ]
)(24,73
19.2,0
10.1493
2,0
3
3
3
2
2
mm
T
d ===
τ
Chọn d
2
= 70(mm)
4.3Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chiều dài mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I:
756050).5,12,1(
13

÷=÷=
m
l
Chọn l
m13
= 70(mm)
Chiều dài mayơ bánh răng 2 và khớp nối trên trục II:
( )
1058470.5,22,1
22
÷=÷=
m
l
Chọn l
m22
= 100 (mm)
Theo bảng 10.2(TTTK)
Với d
1
=50 (mm) chọn b
01
=27 (mm)
Với d
2
=70 (mm) chọn b
02
=35 (mm)
Theo bảng 10.3(TTTK) chọn
k
1

=15 :khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
k
2
=5 :khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
k
3
=10 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
h
n
=15 :chiều cao nắp ổ và đầu bulông
Theo bảng 10.4(TTTK) ta có:
[ ] [ ]
)(5,731510)2770(5,0)(5,0
301121212
mmhkblll
nmc
−=+++−=+++−=−=
[ ] [ ]
)(5,68515)2770(5,0)(5,0
21011313
mmkkbll
m
=+++=+++=
)(14070.22
132111
mmlll
====
[ ] [ ]
)(5,921510)35100(5,0)(5,0
302222222

mmhkblll
nmc
−=+++−=+++−=−=
Vậy l
11
= 140 (mm), l
12
= -74 (mm), l
13
= 69(mm)
l
21
= 140 (mm), l
22
= -93 (mm), l
23
= 69 (mm)
- Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
Trục 1:Quay ngược chiều kim đồng hồ: cq
1
=1
Vị trí đặt lực bánh răng 1 là dương: r
13
>0
Bánh răng 1 là bánh chủ động: cb
13
=1
Bảng 10.1(TTTK) hướng bánh răng 1 phải: h
r13
=1

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 12 độ
)(07,45912sin.220812sin
12
NFF
o
rx
===
)(75,215912cos.220812cos
00
12
NFF
ry
===
)(01,8986
4,114
10.14,5.2
.1.1.1
2
.1.1.1
5
1
1
13131
13
13
13
N
d
T
Fcbcq

r
r
F
w
tx
====
)(53,3416
12cos.4,114
4,20.10.14,5.2
cos.
.2
.1
cos
.
.
5
1
113
13
13
13
N
tg
d
tgTtgF
r
r
F
w
twtwt

y
−=−=−=−=
β
α
β
α
)(04,1910
4,114
12.10.14,5.2
.1.1.1
5
131313113
N
tg
tgFhcbcqF
trz
===
β
F
22x
=(0,2
3,0
÷
)
4,114
.10.14,5.2
5
=1779
÷
2696 (N) chọn F

22x
=2000(N)
Tương tự đối với trục 2 ta có:
F
x13
=8986,01 (N) F
x12
=459,07 (N) F
z13
=1910,04 (N)
F
y12
=2159,75 (N) F
y13
= -3416,53 (N)
F
x23
= -6413,23 (N) F
y23
=2438,34(N) F
z23
= -1363,17 (N)
F
x22
= 2000 (N)
4.4 Xác định phản lực đường kính và chiều dài các đoạn trục
4.4.1 Trục1
Tính phản lực trục 1:
0
2

.).(
1
13221112111013131
=++−+−=
∑
d
FllFlFlFm
zlyyy

)(25,837
130
2
4,114
.191069.3417)74140.(2160
2
).(
11
1
131313121112
10
N
l
d
FlFllF
F
zyy
ly
=
−−+
=

−++
=
0
10111213
=++−−=
∑
yyyyy
FFFFF
)(25,209425,83721603417
11
NF
y
=−+−=⇒
0).(
111212131311101
=+−−=
∑
llFlFlFm
xxlxy
→
)(5130
140
)74140.(45969.01,8986

11
12121313
10
N
l
lFlF

F
xx
x
=
++
=
+
=
0
12101311
=+−+−=
∑
xxxxx
FFFFF
⇒
F
11x
=8986
)(43154595130 N=+−
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

[ ]
3
1,0
σ
tđđ
j
M
d =
Trong đó: d

j
: Đường kính trục tại các tiết diện j
M
tđj
: Momen tương đương tại tiết diện j
[б]: Ứng suất cho phép
Bảng 10.5(TTTK) chọn [б]
1
=59,75 (MPa)
222
75,0
zyxtđ
MMMM
kj
++=
( )
).(06,44513710.14,575,0
2
5
10
mmNM
tđ
==
( )
).(44,16341110.14,575,033971159840
2
522
11
mmNM
tđ

=+=
( )
).(56,30328810.14,575,029773557770
2
522
12
mmNM
tđ
=++=
0
11
=
tđ
M
Đường kính các đoạn trục:
)(36,44
75,59.1,0
06,445137
3
10
mmd ==
)(58,47
75,59.1,0
44,163411
3
11
mmd ==
)(23,56
75,59.1,0
56,303288

3
12
mmd ==
chọn d
10
=45 (mm) d
11
=50 (mm) d
12
=60 (mm) d
11
=d
13
=50 (mm)
4.4.2 Trục 2
Ta có:
0
2

2
23232321201
=+−−=
∑
d
FlFlFm
zyly
→
)(19,3828
140
8,228.34,243869.34,2438

2

21
2
232323
20
N
l
d
FlF
F
zy
ly
=
+−
=
+−
=
0
202123
=++=
∑
FFFF
y
)(53,6266
12
NF
y
−=⇒
0

2222232321201
=−+−=
∑
lFlFlFm
xxlx
→
)(23,1832
140
93.200069.6423

21
22222323
20
N
l
lFlF
F
xx
lx
=
−
=
+
=

20232122 xxxxx
FFFFF
+−+=
∑

2581
21
=⇒
x
F
(N)
-Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

222
75,0
zyxtđ
MMMM
kj
++=
( )
).(93,129297510.149375,0
2
3
20
mmNM
tđ
==
( )
).(86,130628510.149375,0186000
2
32
21
mmNM
tđ
=+=

( )
).(11,132762410.149375,033,13008849,271801
2
322
22
mmNM
tđ
=++=
0
23
=
tđ
M
)(64
2,49.1,0
93,1292975
3
20
mmd ==
)(23,67
2,49.1,0
86,1306285
3
21
mmd ==
)(2,8767,75
2,49.1,0
38,1492057
3
22

mmd ==
Ta chọn:
d
20
=65 (mm) d
21
=70 (mm)
d
22
=80(mm) d
23
=70 (mm)
7 – Tính mối ghép then :
Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ, chọn then
giống nhau trên cùng 1 trục.
Trục I
Theo bảng 9-1a/173[TTTKHDĐCK-T1] với đường kính chỗ lắp then d =40 mm, ta có then:
b = 12 mm t
1
= 5 mm
h = 8 mm t
2
= 3,3 mm
0,25 ≤ r ≤ 0,4 l
t
= 0,9.l
m
= 0,9 .70 = 63
Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 / 173 [TTTKHDĐCK-T1]
d

t 1
2T
σ = [ ]
dl (h - t )
d
σ
≤
c
t
2T
= [ ]
dl .b
c
τ τ
≤
Trong đó
T mômen xoắn trên trục
d đường kính trục lắp bánh răng
l
t
, b, h, t kích thước then
[σ
d
] ứng suất dập cho phép
Theo bảng 9-5/178[TTTKHDĐCK-T1] với tải trọng va đập nhẹ ta có [σ
d
] = 100 MPa
[τc] ứng suất cắt cho phép
[τ
c

] = (60 90)/3 = 20 30 MPa ⇒ chọn [τc] = 30 MPa
[ ]
)(100)(8,86
)3,38.(63.40
10.14,5.2
)(.
.2
5
1
1
MPaMPa
thld
T
dd
=≤=
−
=
−
=
δδ
[ ]
)(30)(34
12.63.40
10.14,5.2

.2
5
1
MPaMPa
bld

T
c
t
c
=>===
ττ
Vậy ta tăng lm lên 80 =>
[ ]
)(30)(29
12.72.40
10.14,5.2

.2
5
1
MPaMPa
bld
T
c
t
c
=<===
ττ
=> Then đủ bền
Trục II
Theo bảng 9-1a/173[TTTKHDĐCK-T1] với đường kính chỗ lắp then d =65 mm, ta có then:
b = 18mm t
1
= 7 mm
h = 11 mm t

2
= 4,4 mm
0,25 ≤ r ≤ 0,4 l
t
= 0,8.l
m
= 0,8 . 100 = 80
[ ]
)(100)(56,143
)711.(80.65
10.1493.2
)(.
.2
3
2
2
MPaMPa
thld
T
dd
=≥=
−
=
−
=
δδ
[ ]
)(30)(9,31
18.80.65
10.1493.2

.2
5
2
MPaMPa
bld
T
c
t
c
=>===
ττ
=> vậy ta dùng 2 then đặt cách nhau 180
0
8. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm
thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TTTKHDĐCK-T1]
][
s
.s
= s
22
jj
j
s
s
s
jj
≥
+

τσ
τσ
Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5
s
σj
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

1
j
s
. .
dj aj mj
K
σ
σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
+
s
τj:
hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
1
j
s
. .
dj aj mj
K
τ

τ τ
τ
τ ψ τ
−
=
+
Với σ
-1
và τ
-1
: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Với thép 45 có σ
b
=600Mpa
=> σ
-1
= 0,436 . σ
b
= 0,436.600 = 261,6 MPa
τ
-1
= 0,58. σ
-1
= 0,58. 261,6 = 157,728 Mpa
σ
aj
, σ
mj
: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
τ

aj
, τ
mj:
biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j
Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: do đó σ
aJ
tính theo
công thức 10-22/196[TTTKHDĐCK-T1]
σ
mj
= 0 σ
aj
= σ
maxj
=
j
j
W
M
Trong đó W
j
mômen cản uốn,công thức tính bảng10-6[TL1]
Đối với tiết diện tròn:
3
.
W
32
j
J
d

π
=
Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
( )
2
3
1 1
3
. .
.
32 2.
j
j
J
b t d t
d
W mm
dj
π
−
= −
Đối với tiết diện có 2 rãnh then:
( )
2
3
1 1
3
. .
.
32

j
j
J
b t d t
d
W mm
dj
π
−
= −
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :
τ
mj
= τ
aj
= =
j
jj
W
T
0
max
22
=
τ
Trong đó W
oj
mômen cản xoắn,công thức tính bảng10-6[TTTKHDĐCK-T1]
Đối với tiết diện tròn:
( )

3
3
.
16
j
oJ
d
W mm
π
=
Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
( )
( )
2
3
1 1
3
0
. .
.
16 2.
j
j
j
j
b t d t
d
W mm
d
π

−
= −
Đối với tiết diện có 2 rãnh then:
( )
( )
2
3
1 1
3
0
. .
.
16
j
j
j
j
b t d t
d
W mm
d
π
−
= −
ψ
σ
, ψ
τ
: Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng
10.7 [TTTKHDĐCK-T1] ta có

ψ
σ
= 0,05 ψ
τ
= 0
9. Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:
TRỤC I: Mặt cắt 1-2 lắp bánh răng, mặt cắt 1-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-0 lắp bánh đai.
TRỤC II: Mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bánh răng
Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then
Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:
Tiết diện Đường kính trục b x h t
1
W (mm
3
) W
o
(mm
3
)
σ
a
τ
a
1-0
1-1
1-2
2-0
2-1
2-2
45

50
60
70
65
80
14 x 9
16 x 10
18 x 12
20 x 12
20 x 12
22 x 14
5,5
5,5
7
7,5
7
9
3566,39
4209,24
6283,19
23146,34
26961,25
33606,98
7775,63
8418,48
11647,62
50107,59
53922,5
67280,93
0

80,75
54,11
0
23,88
72,19
21,86
20,19
14,6
16,67
15,49
16,67
Các hệ số
dj
K
σ
,
dj
K
τ
đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1]
1
x
dj
y
K
K
K
K
σ
σ

σ
ε
+ −
=
1
x
dj
y
K
K
K
K
τ
τ
τ
ε
+ −
=
Trong đó
K
x
hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Các trục được gia công trên máy tiện.
diện nguy hiểm đạt R
a
=2,5 0,63 μm, theo bảng
10-8/198 [TTTKHDĐCK Các tiết -T1] K
x
=1,06
K
y

Hệ số tăng bền bề mặt. K
y
=1 do ko dùng phương pháp tăng bền bề mặt.
ε
σ,
ε
τ
Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
Theo bảng 10-10/198[TTTKHDĐCK-T1] tìm được ε
σ,
ε
τ
K
σ,
K
τ
Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.Theo bảng
10-12/199[TTTKHDĐCK-T1] khi dùng dao phay ngón với σ
b
= 600 => K
σ
= 1,76

K
τ
= 1,54
K
σ
/ε
σ

Trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng
10-11/198[TTTKHDĐCK-T1] :
Tiết
diện
d
mm
Tỉ số K
σ
/ε
σ
Tỉ số K
τ
/ ε
τ
K
σd
K
τd
S
σ
S
τ
S
Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng
1-0
1-1
1-2
2-1
2-0
2-2

45
50
60
70
65
80
2,03
-
2,07
-
2,21
2,21
2,06
2,06
2,06
2,52
2,52
2,52
1,94
-
2
-
2,05
2,05
1,64
1,64
1,64
2,03
2,03
2,03

2,12
2,12
2,13
2,58
2,58
2,58
2
1,7
2,06
2,08
2,11
2,11
-
4,69
2,27
13,4
-
6,96
5,3
4,6
5,24
4,9
4,8
4,8
-
3,28
2,1
4,6
-
3,95

V.CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC
A. Ổ LĂN CHO TRỤC I
5.1.1 Chọn ổ lăn
Tính toán phản lực hướng tâm trên các ổ:
87,5197513025,837
222
10
2
100
=+=+=
lxlyr
FFF
(N)
36,4796431525,2094
222
11
2
111
=+=+=
lxlyr
FFF
(N)
F
a
= F
z
= 1910 (N)
Ta xét:
3,036,0

87,5197
1910
0
>==
r
a
F
F
3,04,0
36,4796
1910
1
>==
r
a
F
F
Ta chọn ổ bi đỡ chặn cấp chính xác thường(0) có độ đảo hướng tâm 20µm, giá thành tương đối (1)
5.1.2 chọn kích thước ổ lăn
)(35 mmd =
Tra bảng P.12 (TTTK) chọn kí hiệu ổ bi đỡ chặn cỡ trung số 46307 có
D=80(mm) C=33,4(kN) C
0
=25,2(kN) α=12
0
Ta có
076,0
10.2,25
1910
3

0
==
C
F
a
Tra bảng 11.4(TTTK)chọn e=0,41
5.1.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
m
Eđ
LQC
=
Trong đó Q
E
: Tải trọng quy ước
L: Tuổi thọ (triệu vòng)
6
10
60
h
nL
L =
Trong đó L
h
: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ
130
10
16000.12,136.60
6
==L
(triệu vòng)

Xác định tải trọng động quy ước Q
E
đtar
KKYFFVXQ .) (
+=
Trong đó: F
r
và F
a
: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục
V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1)
K
t
: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(K
t
=1)
K
đ
:hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,1
X:hệ số tải trọng hướng tâm
Y:hệ số tải trọng dọc trục
Tính lực dọc trục:
13,213187,5197.41,0.
0
===
rso
FeF
51,196636,4796.41,0.
11

===
rs
FeF
Bảng 11.5(TTTK) ta có
13,213113,2131191051,1966
0010
=⇒=≤−=−=
∑
asasa
FFFFF
13,404151,1966191013,2131
1101
=⇒=≥+=+=
∑
asasa
FFFFF
Tính tỉ số:
e
VF
F
r
a
=== 41,0
87,5197.1
13,2131
0
0
e
VF
F

r
a
≥== 84,0
36,4796.1
13,4041
1
1
Bảng 11.4(TTTK) X
0
=1 Y
0
=0
X
1
=0,45 Y
1
=1,34
( )
( )
66,57171,1.1.087,5197.1.1
0
000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a
( )
( )
23,57141,1.1.13,2131.34,187,5197.45,0
0

000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a

95,5715
2
23,571466,5717
.
33
=
+
==
∑
∑
m
i
i
m
i
E
L
LQ
Q
)(4,33)(9,255,9395,5715.
3
3
kNCkNLQC
Eđ

=≤===
5.1.4 Kiểm tra tải tĩnh của ổ
0
CQ
t
≤
Bảng 11.6(TTTK) chọn X
0
=0,5 Y
0
=0,47
36,479651,429713,4041.47,036,4796.5,0
11010
=≤=+=+=
rart
FFYFXQ
)(2,25)(36,4796
01
kNCNFQ
rt
=≤==⇒
5.2 Trục 2
5.2.1 Chọn ổ lăn
Tính toán phản lực hướng tâm trên các ổ:
07,424423,183219,3828
222
20
2
200
=+=+=

lxlyr
FFF
(N)
23,6777258153,6266
222
21
2
211
=+=+=
lxlyr
FFF
(N)
F
a
= F
z
= 1910(N)
Ta xét:
3,045,0
07,4244
1910
0
〉==
r
a
F
F
3,035,0
23,6777
1910

1
〉==
r
a
F
F
Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cấp chính xác thường(0) có độ đảo hướng tâm 20µm, giá thành tương đối (1)
5.2.2 chọn kích thước ổ lăn
)(65
21
mmd =
Tra bảng P2.7 (TTTK) chọn ổ đỡ chặn cỡ trung kí hiệu: 46313
D=140(mm) C=89(kN) C
0
=76,4(kN)
Ta có
025,0
10.4,76
1910
3
0
==
C
F
a
Tra bảng 11.4(TTTK)chọn e=0,34
5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
m
Eđ
LQC

=
Trong đó Q
E
: Tải trọng quy ước
L: Tuổi thọ (triệu vòng)
6
10
60
h
nL
L =
Trong đó L
h
: tuổi thọ của ổ tính bằng giờ
4,43
10
16000.3,45.60
6
==L
(triệu vòng)
Xác định tải trọng động quy ước Q
E
đtar
KKYFFVXQ .) (
+=
Trong đó: F
r
và F
a
: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1)
K
t
: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(K
t
=1)
K
đ
:hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,1
X:hệ số tải trọng hướng tâm
Y:hệ số tải trọng dọc trục

Tính lực dọc trục:
99,144207,4244.34,0.
0
===
rso
FeF
26,230423,6777.34,0.
11
===
rs
FeF
Bảng 11.5(TTTK) ta có
99,14421910226,2304
0010
=⇒≤−=−=
∑
asasa

FFFFF
99,3352191099,1442
1101
=⇒≥+=+=
∑
asasa
FFFFF
Tính tỉ số:
e
VF
F
r
a
=== 34,0
07,4244.1
99,1442
0
0
e
VF
F
r
a
≥== 49,0
23,6777.1
99,3352
1
1
Bảng 11.4(TTTK) X
0

=1 Y
0
=0
X
1
=0,45 Y
1
=1,62
( )
( )
48,46681,1.1.007,4244.1.1
0
000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a
( )
( )
76,93291,1.1.99,3352.62,123,6777.1.45,0
0
000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a
9704
2
76,932948,4668
.

3
33
=
+
==
∑
∑
m
i
i
m
i
E
L
LQ
Q
)(89)(5,302,319704.
3
3
kNCkNLQC
Eđ
=≤===
5.2.4 Kiểm tra tải tĩnh của ổ
0
CQ
t
≤
Bảng 11.6(TTTK) chọn X
0
=0,5 Y

0
=0,47
23,677752,496499,3352.47,023,6777.5,0
01010
=≤=+=+=
rart
FFYFXQ
)(4,76)(23,6777
00
kNCNFQ
rt
=≤==⇒
Vậy đảm điều kiện bền
V. THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
1. Tính kết cấu vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc
là gang xám có kí hiệu là GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Kết cấu nắp ổ
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC
Tên gọi Biểu thức tính toán KQ
Chiều
dày:

Thân hộp δ
)(123286.03,03.03,0 mma
w
=+=+=
δ

Chọn δ = 12(mm)
12
Nắp hộp δ
1
)(8,1012.9,0.9,0
1
mm===
δδ
Chọn
)(11
1
mm=
δ
11
Gân tăng
cứng:

Chiều dày gân e
)(126,912).18,0().18,0( mme
→=→=→=
δ
Chọn e = 11mm
11
Chiều cao gân, h
)(6012.5.5 mmh ==≤
δ
chọn h= 60mm
60
Độ dốc Khoảng 2
0

Đường
kính :
Bulông nền, d
1
10.04,0
1
+>
w
ad
=0,04.286 + 10 = 22>12
Chọn d
1
=24mm, chọn bulông M24.
24
Bulông cạnh ổ,d
2
d
2
=0,7d
1
= 0,7.24= 16,8(mm), chọn d
2
=18mm và chọn
bulông M18
18
Bulông ghép bích nắp và
thân,d
3
d
3

=(0,8÷0,9).d
2
=(0,8÷0,9)18= 14,4÷16,2(mm)
⇒ chọn d
3
= 15 và chọn bulông M15
15
Vít ghép nắp ổ, d
4
d
4
= (0,6 ÷ 0,7)d
2
=(0,6 ÷ 0,7)18 = 10,8÷ 12,6(mm)
Chọn d
4
= 12mm và chọn vít M12
12
Vít ghép nắp cửa thăm, d
5
d
5
=( 0,5 ÷ 0,6)d
2
=( 0,5 ÷ 0,6)18= 9÷10,8(mm)
Chọn d
5
= 10mm và chọn vít M10
10
Mặt bích

ghép nắp
và thân:
-Chiều dày bích thân hộp,
S
3
S
3
=(1,4÷1,8)d
3
= (1,4÷1,8)15 = 21 ÷ 27(mm)
Chọn S
3
= 24mm
24
-Chiều dày bích nắp hộp,
S
4
S
4
= ( 0,9 ÷ 1) S
3
=( 0,9 ÷ 1)24 = 21,6÷ 24 (mm)
Chọn S
4
= 24mm
22
-Bề rộng bích nắp hộp và
thân, K
3
)(52456)53(

23
mmKK
=−=→−=
Với:
)53(
222
→++= REK
E
2
=1,6.d
2
=1,6.18=28,8(mm)
lấy E
2
=29mm
R
2
=1,3.d
2
=1,3.18=23,4(mm)
lấy R
2
= 24mm
K
2
=29+24+3=56(mm)
52
29
24
56

Mặt đế: -Chiều dày khi không có
phần lồi S
1
S
1
= (1,3 ÷ 1,5) d
1
=(1,3 ÷ 1,5).24 = 31,2÷36(mm)
Chọn S
1
= 24mm
26
-Bề rộng mặt đế hộp,K
1
và q
q≥ k
1
+ 2.δ = 60 +2.12 = 88mm
88
Khe hở
giữa các
chi tiết
-Giữa bánh răng và thành
trong hộp
∆ ≥ ( 1 1,2).δ = (1 1,2)12 = 12 14,4 mm
Chọn ∆ = 14mm
14
-Giữa đỉnh bánh răng lớn
với đáy hộp
∆

1
= (3…5). δ = (3…5).12 = 36…60 mm
Chọn ∆
1
= 50 [mm]
50
-Giữa mặt bên các bánh
răng với nhau
∆
2
≥ δ =12 , lấy ∆
2
= 20 mm
10
Số lượng bu lông trên nền, Z
Z = ( L + B ) / ( 200 ÷ 300) ≈ (600+350)/ 200
= 5,6 ; chọn Z = 6
Sơ bộ chọn L=810, B=310(L,B:chiều dài và rộng của
hộp.
6
2. Một số chi tiết khác
a. Cửa thăm
Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có
lắp cửa thăm. Dựa vào bảng 18-5/92[TTTKHDĐCK-T2] ta chọn kích thước của cửa thăm như
hình vẽ: