ĐỒ ÁN MÔN HỌC TÍNH TOÁN TRỤC,BÁNH RĂNG

ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

TÍNH TOÁN TRỤC,BÁNH RĂNG

III.

1)Tính toán cho 1 bánh răng trong hộp tốc độ chịu tải lớn:
a.Khái quát bánh răng:
Bánh răng là cơ cấu truyền chủ yếu trong bộ truyền của hộp tốc độ ,hộp hạy dao
của máy cắt kim loại.Nguyên nhân hỏng chủ yếu của bánh răng là tróc rỗ bề mặt mỏi
răng và mòn ,đôi khi gãy răng do quá tải.
Trong máy cắt kim loại việc tính toán động học của bánh răng là xác định modun,
hầu hết là tính theo sức bền tiếp xúc ,kiểm tra các thông số theo độ bền uốn,sau đó tính
các thông số cơ bản của bánh răng.

b.Tính bánh răng trục IV là Z’4=58
 Các số liệu:
-Công suất trên trục IV: N=6,85 Kw
-Mô men xoắn trên trục IV : M=125177 N.mm
-Tốc độ quay: ntính =522,6vg/ph

 Chọn vật liệu để chế tạo:
Theo bảng (6.1),6.2 sách TKHDĐCK chọn vật liệu bánh răng thép 40X, tôi
cao tần đạt 220 ÷ 250HRC
Thép 40X có : σch = 550 N/mm2
σK = 800N/mm2
σtx = 1750÷2100N/mm2
 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

Chọn cấp chính xác của bánh răng là cấp 7.
NHO =30.HB2,4
NHO1=30.6052,4 =14,23.107
NHO2=30.4252,4 =6,1.107
SVTH:

Trang 1


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

NFO1 =NFO2 =NHO =4.106 với mọi vật liệu

N

HE2

=60.c.T.

u
n

⇒u=1/i =58/29=2
Với thời gian làm việc 10 năm mỗi năm 300 ngày mỗi ngày 2 ca x8 giờ
⇒T=10.300.2.8=48000 giờ
⇒NHE2=60.1.48000.2/(522,6) =11022
NHE1 =u.NHE2 =22044
6

N HO 2 6 14,23.107
=
= 2,33
N HE 2
11022

6

N HO3 6 6,1.107
=
= 1,62
N HE 3
22044

kHL2 =

kHL2 =
NFE2 =60.c.T.

n
=
u

60.1.48000.

522,6
2

=6,25.106

NFE1 =u.NFE2 =3,2.6,25.106 =20.106
kFL1=kFL2 =1 do NFO[σH] =σHlim .kHL/SH
⇒[σH1] =1050.1,39/1,2=1216 MPa
[σH2] =965.1,46/1,2 =1163 MPa
[σF] = σFlim .kFL/SH
[σF1] =750.1/1,75=429 MPa
[σF2] =550.1/1,75=314 MPa
SVTH:

Trang 2


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

⇒[σH] =( [σH1] + [σH2] )/2 = (1216 +1163 )/ 2 =1190 MPa
⇒[σF] =( [σF1] + [σF2] )/2 = (429 +314 )/2 =372 Mpa

 Tính môdul bánh răng theo sức bền tiếp xúc:
Xác định môdul của bánh răng theo sức bền tiếp xúc. Sau đó kiểm nghiệm theo
sức bền uốn
Môdul của bánh răng phải thoả mãn công thức sau:

mtx ≥

100 6800 2 i + 1 k .N
100 6800 2.( 0,5 + 1).1,3.0,272

3
.
.
.=
= 2,36
3
2
i
.
ϕ
n
58
1190 2.0,5.8.522,6
z5 σ

[ ]
H

cm

Theo dãy tiêu chuẩn có m=3 cm thoả mãn vậy chọn m=3 cm
trong đó:

k :là hệ số tải trọng động và k=1,3
ϕ:là hệ số chiều dày răng , ϕ =8

Theo công thức :
100
M tx =
.

Z

M u = 10

2

 6800  i * + 1 KN

 .
.
n
 δ tx  iϕ d

(cm)

1950
KN
.
Z .ϕ . y (δ y ) N

(cm)
Trong đó: Z = 29,58 là số răng của cặp bánh răng
{σtx}: ứng suất tiếp xúc cho phép của vật liệu , {σtx}= 130.103
(N/mm2)
i : Tỉ số truyền i = 29/58 = 0,5
ϕd : Hệ số chiều rộng bánh răng , ϕd = b/d = ϕm/d = 8/174 = 0,046
N : Công suất truyền của bánh răng
n : Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
ϕ : Hệ số dạng răng
b : chiều rộng răng

SVTH:

Trang 3


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

d : Đường kính bánh răng
Ta có : n = 522,6
3

5,208 = 0,163

KN = 0,0945.
⇒ K = KH.Kđ .KN = 1,2. 1,2 . 0,163 = 0,235
2

Vậy

100  6800  1 + 1 0,235.8
M tx =
. 
.
 .
58  13.10 4  1.0,046 5,208

 Kiểm nghiệm theo sức bền uốn
Z = 58 răng

ϕm = 8 ⇒ y’ = 0,45 [σu] = 3700 ( N/mm2)
Ku = Ktt. Kđ = 1,2 . 1,2 = 1,44
M u = 10

1950
0,235.8
.
28.8.0,45.3700 5,208

= 0,018(cm)
Mu = 0,018 (cm) ⇒ Mu < Mtx thoả mãn.

Vậy chọn m=3
 Các thông số bánh răng:

SVTH:

Trang 4

= 0,274 (mm)


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Thông số

Kí
hiệu

Z4
Z’4
m
A

Số răng
Mô đun
Khoảng cách trục

Chiều rộng bánh răng
b
Chiều cao răng
h
Chiều cao đầu răng
hd
Tỉ số truyền
i5
Góc ăn khớp
αn
Đường kính vòng
d
chia
(vòng lăn)
Đường kính đỉnh răng
da
(vòng đỉnh)
Đường kính chân
df
răng
Bảng tinh toán cho bánh răng Z=58

Công thức tính

Kết
quả
29
58
3
130,5

Đơn
vị
Răng
Răng
mm
mm
mm
mm
mm

D5=m.Z5
D’5=m.Z’5

20
6,75
3
0,5
20
87
174

Da5= D5+2.m
D’a5= D’5+2.m
Df3= D5- 2,5m
Df4= D’5- 2,5m

93
180
79,5
166,5

mm
mm
mm
mm

A=
0,5.(Z5
Z’5 )m

+

h = 2,25m
hd= m

Độ
mm
mm

Áp dụng tinh toán hết cho các bánh răng còn lại cho ta bảng

thông số thiết kế sau:

SVTH:

Bánh

Số

răng
Z

răng
35

Z’

Mo
dun

Dg kinh

da

ra

df

rf

2,5

Chia d
87,5

92,5

46,25

81,25

40,625

50

2,5

125

130

65

118,75

59,375

31

2,5

77,5

82,5

41,25

71,25

35,625

47

2,5

117,5

122,5

61,25

111,25

55,625

38

2,5

95

`100

50

88,75

44,375

40

2,5

100

105

52,5

93,75

46,875

45

2,5

112,5

117,5

58,75

106,25

53,125

33

2,5

82,5

87,5

43,75

76,25

38,125

Trang 5


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

29

3

87

93

46,5

79,5

39,75

58

3

174

180

90

166,5

83,25

51

3

153

159

79,5

145,5

72,75

36

3

108

114

57

105

50,25

2)Tính toán trục và chọn ổ lăn:
a)Tính sơ bộ đường kính trục
Chuỗi số vòng quay n của máy biến đổi từ nmin đến nmax với z cấp tốc độ khác
nhau. Chuyển lượng chạy dao S biến đổi từ Smin đến Smax , z cấp độ khác nhau. Tại các
trị số nmin , Smin máy làm việc với Mxmax . Vì vậy phải xác định trị số ntính
4

nmax
nmin

ntính =ni =nmin.

(v/ph)

Ntrụci= Ndc.ηi

với

ηi :hiệu suất từ động cơ đến trục i

Kinh ngiệm: ηbr = 0,98
ηô = 0,99
ηtc = 0,88
Mô men xoắn trên trục động cơ:
N dc

Mđc =9,55.106.

n

dc

=9,55.106.

7,5
1460

=49227 N.mm

Mô men xoắn trên trục i:
9,55.106.

Mi =

Ni

n

i

Đường kính sơ bộ của trục thứ i trong hộp tốc độ tính thông qua công thức sau:
= C.3

Ni
( mm)
nt

dsơbộ
SVTH:

Trang 6


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC
( C = 110 ÷ 160)

C: hệ số

=>Chọn C = 120

Từ những công thức trên ta áp dụng tính toán cho ta bảng như sau:
Trục

nmin

nmax

ηi

ni

Ni

Mi

0

7,5

49227

dsơbộ

dchọn

I

1460

38

II

1018,5

1018,5

1018,5

0,97

7,28 68261

20,43

25

III

671,8

1388,9

805,6

0,94

7,06 83693

21,87

30

IV

335,9

1967,6

522,6

0,91

6,85 125177

25,01

35

Tính đường kính trung bình các trục:

dTB =

d I + d II + d III + d IV 38 + 25 + 30 + 35
=

= 32(mm)
4
4

b)Tính toán trục cuối chịu tải lớn nhất:
 Các số liệu của trục:
+Công suất trên trục: N = 6,85 Kw
+Tốc độ quay:

nt = 522,6 vg/ph

+Mô men xoắn:

Mz = 125177 Nmm

+Đường kính sơ bộ : d = 35 mm
 Chọn vật liệu:

Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có : σb = 750 N/mm2
σ ch =450 N/mm2.
Ứng suất xoắn cho phép

:

[τ] = 15 .. 35 N/mm2.

 Tính toán thiết kế trục IV:

Theo bảng 17P thiết kế chi tiết máy Nguyễn trọng Hiệp_Nguyễn văn Lẫm:
SVTH:

Trang 7


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

+Chọn sơ bộ ổ với kí hiệu 36307 có chiều rộng: B = 21 mm
+Chọn khoảng cách từ bánh răng đến vỏ hộp: b1 =10 mm
+Chọn khoảng cách giữa các bánh răng :b2 = 10 mm
+Chiều rộng bánh răng: b = ϕ.m =8.3 =24 mm
Kích thước các bánh răng :
+Bánh răng 1: d1 =m.Z’5 =171 mm
+Bánh răng 2: d2 =m.Z’4 =108 mm

 Tính các khoảng cách :
+l1 :khoảng cách từ bánh răng 1 đến ổ bên trái:
l1 = B/2 +b1 +5b2 +4,5b=21/2 +10 +4,5.24 +5.10=178,5mm
+l2 :khoảng cách từ bánh răng 1 tới bánh răng 2
l2 =2.b2 +2.b =2.10 + 2.24 =68 mm
+l3 :khoảng cách từ bánh răng 1 đến ổ bên phải:
l3 =B/2 + b1 + 0,5.b =21/2 + 10 + 0,5.24 = 33,5 mm
Cặp bánh răng thẳng ăn khớp nên ta có:
2*M

+Lực tiếp tuyến : Fti =

d

i

+Lực hướng tâm: Fri =Fti*tgαt
⇒Ft1 =2.373911,4/171=8546,55 N
Ft2 =2.373911,4/ 108 =19941,94 N
Fr1 =8546,55.tg20°=3110,69 N
Fr2 =19941,94.tg20°= 7258,27 N

 Tính phản lực các gối tựa:
+Trong mặt phẳng YOZ:

∑M

SVTH:

Dx

= − A1 (l1 + l 2 + l 3 ) + Fr1 (l 2 + l 3 ) − Fr 2 .l 3 = 0

Trang 8


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

⇒ A1 =

∑P

y

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Fr1 (l2 + l3 ) − Fr 2 .l3 3110,69(60 + 30) − 7258,27.30
=
= 248,86
l1 + l2 + l3
160 + 60 + 30

N

= − A1 + Fr1 − Fr 2 + D1 = 0

⇒ D1 = Fr 2 − Fr1 + A1 = 7258,27 − 3110,69 + 248,86 = 4396,44
+Trong mặt phẳng XOZ:

∑M

Dy

= − A2 (l1 + l 2 + l3 ) + Ft1 (l 2 + l3 ) − Ft 2 .l3 = 0

⇒ A2 =

∑P

y

Ft1 (l 2 + l3 ) − Ft 2 .l3 8546,55(60 + 30) − 19941,94.30
=
= 683,74

l1 + l 2 + l3
160 + 60 + 30

N

= − A2 + Ft1 − Ft 2 + D2 = 0

⇒ D2 = Ft 2 − Ft1 + A2 = 19941,94 − 8546,55 + 683,73 = 12034,12
N

 Mô men tại các điểm đặc biệt:
M1x =A1 .l1 =248,86.160 = 39817,6 Nmm
M1y =A2 .l1 =683,73.160 =109396,8 Nmm
M2x =D1 .l3 =4396,44.30 =131893,2 Nmm
M1y =D2 .l3 =12034,12.30 = 361023,6 Nmm
M1z =M2z = M =373911,4 Nmm

 Tính mômen tại các điểm đặc biệt:
M 12x + M 12y = 39817 ,6 2 + 109396,8 2 = 116417,79

Mu1 =

Nmm
M u21 + 0,75.M 12z = 116417,79 2 + 0,75.373911,4 2 = 344108,13

Mtđ1 =

Nmm
M 22x + M 22y = 131893,2 2 + 361023,6 2 = 389261,06

Mu2 =

Nmm
M u22 + 0,75.M 22z = 389261,06 2 + 0,75.373911,4 2 = 502582 ,05

Mtđ2 =

Nmm

Vậy tại vị trí điểm 2 là nguy hiểm nhất.
SVTH:

Trang 9


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Đường kính tại vị trí này được xác định theo công thức:
3

M td 2
0,1[σ ]

d=
Theo bảng 10.5 Thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1 ta có:
với vật liệu trục là thép 45 tôi có: σb =850 MPa
⇒[σ] =67 MPa
3

⇒d =

M td 2
502584 ,05
=3
= 42,17
0,1[σ ]
0,1.67

mm

Vậy chọn d=35 mm là thích hợp.

 Kiểm nghiệm hệ số an toàn về mỏi tại vị trí nguy hiểm:
σ −1
kσ .σ a + ψ σ .σ m

τ −1
kτ .τ a + ψ τ .τ m

Sσ =
Sτ =
Ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kì đối xứng,ứng suất xoắn coi như
thay đổi theo chu kì mạch động. Ta có:
σm =0 ; τa =τm
σ −1
kσ .σ a

⇒Sσ =

Sτ =
Với vật liệu đã chọn ta có:

τ −1
( kτ + ψ τ ).τ m

σ-1 =0,346.σb =0,346.850 =370,6 MPa
τ-1 =0,58.σ-1 =0,58.370,6 =214,94 MPa
Theo bảng 10.8 ; 10.9 Thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1: với phương pháp tiện
đạt Ra =2,5..6,3 µm có trị số của hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt là:
kx =1 ; ky = 1
Theo bảng 10.10 Thiết kế hệ dẫn động cơ khí ,tập 1 có:
εσ =0,86

; ετ =0,8

Với trục có rãnh then cắt bằng dao phay ngón theo bảng 10.12 Thiết kế hệ dẫn
động cơ khí ,tập1 có:
SVTH:

Trang 10


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

kσ =2,01
(

kσ2 =

kτ2 =

kτ =1,88

kσ
+ k x − 1) / k y = 2,44
εσ

 kτ

 + k x − 1 / k y = 2,45
 ετ


Theo bảng 7-23 thiết kế chi tiết máy Nguyễn trọng Hiệp_Nguyễn văn Lẫm có:
Kích thước sơ bộ của rãnh then: b = 10 ; h=8; t1 =3,6

⇒W=

π .d 3 b.t1 .( d − t1 ) 2 π .353 10.5(35 − 5) 2
−
=
−
= 5364,44
32
2.d
32
2.35

W0 =

mm

b.t (d − t1 )
π .d
π .35 10.5(35 − 5)
− 1
=
−
= 11647,62
16
2.d
16
2.35
2

3

σ a2 =

3

2

M u 2 389361,06
=
= 72,58
W

5364,44

MPa ;
τ a2

M
373911,4
= z2 =
= 16,05
2.W0 2.11647,62

⇒ Sσ 2

Sτ 2 =

MPa

σ −1
370,6
=
=
= 2,09
kσ .σ a 2 2,44.72,58

;

τ −1
214,94
=
= 5,36

( kτ + ψ τ ).τ m (2,45 + 0,05).16,05

⇒ S2 =

S σ 2 .Sτ 2
Sσ2 2 + Sτ22

=

2,09.5,36
2,09 2 + 5,36 2

= 1,95

Với S2 =1,95 >1,5 nên trục đảm bảo an toàn về mỏi cũng như đảm bảo về độ cứng.
Để an toàn chọn đường kính tại vị trí lắp bánh răng là: d= 40 mm, chọn đường kính
ngõng trục là: d0 =35 mm.

 Tính và chọn then trên trục:
Then đã chọn có kích thước: b = 10 ; h = 8 ; t1 = 3,6
SVTH:

Trang 11


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Trong quá trính làm việc mối ghép then thường xảy ra hiện tượng hỏng như: dập then,

cắt đứt then....Do đó phải tính toán và chọn then để đảm bảo mối ghép làm việc an
toàn tin cậy.Điều kiện cụ thể là:
σd ≤ [σd]

và τc ≤ [τc]

Theo bảng 9.5 Thiết kế hệ dẫn động cơ khí,tập 1 với vật liệu là thép 45 có :
[σd] =100 MPa ; [τc] =70 MPa
Ta có:
σd =

2.M
2.373911,4
=
= 150,72
d .l t (h − t ) 35.30(8 − 5)

MPa > [σd] =100 MPa

2.M
2.373911,4
τc =
=
= 71,22
d .l t .b
35.30.10

MPa > [τc] =70 MPa
Vậy ta tăng kích thước trục là hợp lí,nên ta chọn then co kích thước lớn hơn
Chọn loại then có

b = 12 ; h = 8 ; t1 = 3,6

 Kiểm nghiệm độ bền mỏi:

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết
diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

s j = sσ j .sτ j

sσ2 j + sτ2j ≥ [ s ]

Trên trục IV có 2 tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra là:tiết diện 4-4 lắp bánh răng
(vị trí D),. tiết diện 5-5 lắp bánh răng (vị trí E).
Với vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb= 750 MPa , giới hạn mỏi uốn và mỏi
xoắn ứng với chu kì đối xứng:
σ-1=0,45. σb=0,45.750=337,5 MPa
τ-1=0,25. σb=0,25.750=187,5 MPa
Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng
10.6 [TL2] ta có:

SVTH:

ψσ=0,05 ; ψτ= 0.

Trang 12


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Mômen kháng uốn và mômen kháng xoắn tại 2 tiết diện trên:Vì trên trục có 2
rãnh then nên.
Tại tiết diện có rãnh then 4 - 4 (vị trí D) tra theo bảng 7-3b[TL1] trang 122:

W4−4 = 12000mm3
Wo 4−4 = 24500mm3
Tại tiết diện có rãnh then 5-5 (vị trí E):

W5−5 = 10650mm3

Wo 5−5 = 22900mm3
Các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối
xứng, do đó biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp:
σ m 4 −4 = 0; σ a4-4 =

M 4− 4 248306
=
= 20, 7 MPa
W4− 4 12000

σ m5−5 = 0; σ a5-5 =

M 5−5 422490
=
= 39, 67 MPa
W5−5 10650

Do trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó

biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp:

τ m 4− 4 = τ a 4 −4 = τ max 4−4 =

T2
423868,82
=
= 8, 6 MPa
2Wo 4− 4
2.24500

τ m 5−5 = τ a 5−5 = τ max 5−5 =

T2
423868,82
=
= 9, 25MPa
2Wo 5−5
2.22900

Chọn phương pháp gia công bề mặt là tiện, đạt độ nhẵn bề mặt Ra =2,5- 0,63 thì
hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt,tra bảng 10.8[TL2] trang 196, ta có K x =
1,10. Không tăng bền bề mặt nên Ky = 1,5
- Tính tỉ số

Kσ ε σ

và

Kτ ετ

đối với tiết diện có rãnh then

Theo bảng 10.12[TL2], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất thực tế tại
rãnh then ứng với vật liệu có σb= 750MPa là Kσ=1,58, Kτ=1,7.
Theo bảng 10.10[TL2], hệ số kích thước ứng với:
SVTH:

Trang 13


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

+ Tiết diện 4-4,với dD = 50 mm =>

ε σ 4− 4 = 0,81; ετ 4− 4 = 0,76

Kσ 4−4 1,58
=
= 1,95
ε σ 4−4 0,81

Suy ra :

Kτ 4−4 1,7
=
= 2, 23
ετ 4−4 0,76

+ Tiết diện 5-5, với dE = 50 mm =>

ε σ 2− 2 = 0,81; ετ 2− 2 = 0,76

Kσ 5−5 1,58
=
= 1,95
ε σ 5−5 0,81

Suy ra

Kτ 5−5 1,7
=
= 2,23
ετ 5−5 0,76

-Hệ số an toàn khi tính đến ảnh hưởng của ứng suất tập trung bề mặt:
+ Tiết diện 4-4:

Kσ d 4−4 = ( Kσ 4−4 / ε σ 4−4 + K x − 1) / K y = ( 1,95 + 1,1 − 1) / 1,5 = 1,37
Kτ 4−4 = ( Kτ 4−4 / ε σ 4−4 + K x − 1) / K y = ( 2,23 + 1,1 − 1) / 1,5 = 1,62
+ Tiết diện 5-5:

Kσ d 5−5 = ( Kσ 5−5 / ε σ 5−5 + K x − 1) / K y = ( 1,95 + 1,1 − 1) / 1,5 = 1,37
Kτ 5−5 = ( Kτ 5−5 / ε σ 5−5 + K x − 1) / K y = ( 2,23 + 1,1 − 1) / 1,5 = 1,62
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
và hệ số an toàn tại các tiết diện:
+ Tiết diện 4-4:

sσ 4−4 = σ −1 / ( Kσ d 4−4 .σ a 4−4 + ψ σ .σ m 4−4 ) = 337,5 / ( 1,37. 20,7 + 0,05.0 ) = 11,9
sτ 4−4 = τ −1 / ( Kτ 4−4.τ a 4−4 + ψ τ .τ m 4−4 ) = 187,5 / ( 1,62.8,6 + 0.8,6 ) = 13,35
=> s4-4=8,9>[s]
SVTH:

Trang 14


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

+ Tiết diện 5-5:

sσ 5−5 = σ −1 / ( Kσ d 5−5 .σ a 5−5 + ψ σ .σ m 5−5 ) = 337,5 / ( 1,37.39,67 + 0,05.0 ) = 6,2
sτ 5−5 = τ −1 / ( Kτ 5−5.τ a 5−5 + ψ τ .τ m5−5 ) = 187,5 / ( 1,62.9,25 + 0. 9,25 ) = 12,5
=> s5-5=5,55 >[s]
Ta thấy, với hệ số an toàn cho phép
độ bền mỏi.

[ s ] = 1,5..2,5

; trục đã thiết kế đảm bảo được

3) Tính chọn vòng lăn và chọn then:
a) Chọn then:
 Trục I:

- Tại vị trí gắn bánh răng Z có d = =38mm chọn then có kích thước sau:
b=10 mm, h=8mm, t1=3,6 mm, t2=4,5 mm, r=0,3 mm, chiều dài then l=40mm.

 Trục II:

- Là trục lắp bằng then hoa với 4 bánh răng trong đó có bộ 3 bánh răng di trượt:
Thiết kế then hoa 8 răng d=25 ,D=30 .
 Trục III:

- Tại vị trí lắp bánh Z5 va Z4 là bộ di trượt ta thiết kế then:
Thiết kế then hoa 8 răng d=30 ,D=35.
- Tại vị trí lắp chung 2 bánh Z‘1 và Z‘3 có d=35mm chọn then có:
b=10mm, h=8mm, t1=3,6mm, t2=4,5mm, r=0,3mm, chiều dài then l=65mm.
- Tại vị trí lắp bánh Z‘2 có d=35mm chọn then có:
b=10mm, h=8mm, t1=3,6mm, t2=4,5 mm, r=0,3mm, chiều dài then l=32mm.
 Trục IV:

- Tại vị trí lắp bánh Z‘4 và Z‘5 chung có d=40mm chọn then có:
b=12mm, h=8mm, t1=3,6mm, t2=4,5mm, r=0,3mm, chiều dài then l=72mm.

SVTH:

Trang 15


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

b) Chọn vòng lăn:
 Trục I:

Vòng lăn có trong động cơ.

 Trục II:

Chọn vòng lăn kí hiệu 36305 .
Có d=25,D=62,B=17
 Trục III:

Chọn vòng lăn kí hiệu 36306 .
Có d=30,D=72,B=19
 Trục IV:

Chọn vòng lăn kí hiệu 36307 .
Có d=35,D=80,B=21

TÍNH CHỌN CÁC CHI TIẾT KHÁC CỦA HỘP :

V.

1)Tính toán vỏ hộp:
Tính toán các thông số khác cua vỏ hộp tốc độ lập thành bảng
sau:
Tên gọi
Chiều dày: Thân hộp δ

Biểu thức tính toán
δ = 0,025A + 5 = 0,025.520 + 5 = 18mm
lấy δ = 20 mm

Nắp hộp δ1

δ1= 0,02A + 5 = 0.02.520 + 5 = 15,4mm

Chiều dày mặt bích dưới của thân

lấy δ1 = 18
b = 1,5δ = 1,5.20 = 30mm

hộp

SVTH:

Chọn b = 35mm

Trang 16


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp

b1 = 1,5δ1 = 1,5.18 = 27mm
Chọn b1 = 35

Chiều dày mặt đế:
- Không có phần lồi.

p = 2,35δ = 2,35.20 = 47mm

- Có phần lồi.

Chiều dày gân ở thân hộp.
Chiều dày gân ở nắp hộp.

p1= 1,5.20 = 30mm. p2=2,3.20=46mm
m = δ = 20mm
m1=δ1 = 18mm
Chọn m1 = 20mm

Đường kính:
Bulông nền dn

dn = 12mm (Bảng 10-13 TL1)

Bulông cạnh ổ d1

d1 = 0,7dn = 8

lấy d1 = 10 mm

Bulông ghép bích nắp và thân d2

d2 = 0,8dn = 12

lấy d2 = 12 mm

Vít ghép nắp ổ d3

d3 = 0,5dn = 15

lấy d3 = 18 mm

d4 = 0,4dn = 8

lấy d4 = 10 mm

Vít ghép nắp cửa thăm d4
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh răng bánh lớn với đáy

Δ ≥ (0,5÷1,2)δ = 10÷24.4 mm, Δ=15mm
Δ1 ≥ (1÷3)δ = 20÷60 mm, Δ1=30 mm

hộp
Giữa mặt bên bánh răng với nhau.

Δ ≥ 0,5δ = 10 mm, Δ=15 mm

2) Các chi tiết phụ:
a) Nắp quan sát:
- Cửa thăm có kích thước: 20x30(mm2).
- Số vít trên nắp quan sát: 8 vít loại M6.
- Nút thông hơi: M20.
b) Các chi tiết liên quan tới dầu.
- Nút tháo dầu: M30
- Que thăm dầu: M12

3) Bôi trơn:
SVTH:

Trang 17


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

a) Khái niệm.
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn chi tiết, đảm bảo thoát nhiệt
tốt và đề phòng các thiết bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp
giảm tốc.

b) Bôi trơn bánh răng.
Vận tốc bánh răng cấp nhanh v = 7,8 (m/s). Ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm
dầu cho bộ truyền bánh răng với mức dầu ngập cao hơn đỉnh của bánh răng làm việc
nhiều nhất một khoảng có độ lớn cách đáy 150mm.
Với bộ truyền bánh răng 3 cấp đã thiết kế bằng vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có
độ bền kéo nằm trong khoảng (470÷1000)Mpa, vận tốc vòng của bánh răng cấp nhanh
v=7,8(m/s) nên theo bảng 10-17 trang284 [TL1] ta chọn dầu có độ nhớt ở 50 0C
(1000C) của là: 57/8 (centistoc/engle) với độ nhớt đó tra bảng 18-20 trang 286 [TL1] ta
chọn loại dầu: 57 có khối lượng riêng ρ = (0,886÷0,926) (g/cm3).

c) Bôi trơn ổ lăn
Ta chọn phương pháp bôi trơn ổ lăn bằng mỡ. Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ
phận ổ. Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào trong bộ phận ổ ta
lắp thêm vòng chắn dầu.

4) Điều chỉnh lắp ghép:
- Ổ lăn lắp vào võ hộp theo dung sai H7.
- Ổ lăn và trục lắp theo dung sai k6.

Trục I

Trục II

Trục III

Trục IV

Kiểu lắp

Kiểu lắp

Kiểu lắp

Kiểu lắp

H7
k6

H7
k6

Bánh răng -Trục
Ø38
SVTH:

H7
k6

D-8x25x30

H7
k6

Trang 18

Ø35

Ø40


ĐỒ ÁN MÔN HỌC

GVHD:NGUYỄN ĐẮC LỰC

Ổ lăn – Trục

Ø25m6

Ø30m6

Ø35k6

Vỏ hộp - Ổ lăn

Ø62K7

Ø72K7

Ø80K7

Bạc chặn –
Trục
Rãnh then trên
trục

Ø35

10

N9
h9

10

d11

N9
h9

Ø40

12

d11

N9
h9

TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tài liêu I (TL):

Chi Tiết Máy (Nguyễn Trọng Hiệp).

Tài liệu II

:

Thiết kế hệ dẫn động cơ khí I,II (Trịnh Chất –Lê Văn Uyển).

Tài liệu III

:

Dung Sai và lắp ghép (Ninh Đức Tốn).

Tài liệu IV

:

Thiết kế chi tiết máy (Nguyễn trọng Hiệp-Nguyễn văn Lẫm).

SVTH:

Trang 19