Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình
đào tạo kỹ sư. Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy
là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Cơ sở
thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật…. Đồng thời giúp sinh viên có kĩ năng
về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc khai
triển có 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai
dẹt. Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy
A0.
Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến
thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng
bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn không thể
tránh được những sai sót. Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo
thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được
Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới các cô thầy giáo bộ môn, đặc
biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ chỉ bảo tận tình cho em hoàn thành đồ
án này.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!
Đà Nẵng, ngày….tháng….năm 2014
Sinh viên thực hiện đồ án
Nguyễn Phúc Trải

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

1

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU........................................................................................................ 1
MỤC LỤC.............................................................................................................. 2
Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN............2
1.1 Chọn động cơ điện:.................................................................................... 2
Hiệu suất chung toàn hệ thống......................................................................... 2
1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay:............................................................. 3
1.2 Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:............................3
1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ thống........................................................ 3
1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục:................................................. 3
1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục:................................................... 3
1.2.4 Bảng số liệu:........................................................................................ 4
Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN...................................... 4
2.1 Bộ truyền đai dẹt:.......................................................................................4
Bảng thông số:..................................................................................................6
2.2 Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:..................................................... 6
Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC...................................................................... 13
3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:.......................................................................... 13
3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục:.......................................................... 13
3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn:...............................13
3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:............................13
3.5 Tính trục I:...................................................................................................14
3.6 Tính trục II:................................................................................................. 17

3.7 Tính trục III:................................................................................................ 19
Phần 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN........................................................................... 21
4.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I:....................................................................21
4.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II:.................................................................. 22
4.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III:.................................................................22
4.4 Bôi trơn ổ lăn:....................................................................................... 23
4.5 Bôi trơn ổ lăn:....................................................................................... 23
Phần 5: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC....................... 23

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

2

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Phần 1:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện:
Hiệu suất chung toàn hệ thống
ch  br 2 .ol 3 .d = 0,972.0,993.0,96 = 0,87 Trong đó:
br - là hiệu suất của một cặp bánh rang trụ br =0,97.
ol - là hiệu suất của một cặp ổ lăn ol =0,99.
d - là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt d =0.96.
Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct 

P3

ch



7, 2
 8,3 (kw).
0,81

1.1.1

Xác định sơ bộ số vòng quay:
Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 2 cấp khai triển uh=14. Bộ truyền
ngoài – bộ truyền đai dẹt: uđ=2.
Uch=uh.ud=14.2=28
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Nđc=uch.n3=28.44=1232 (vòng /phút).
Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục 1. Bảng P.12 sách tính toán thiết kế dẫn động
cơ khí ta được động cơ sau:

Tên động cơ

Công suất (kw)

Số vòng quay
(vòng/phút)

Tmax
Tmin

Hiệu suất

DK-62-4

P=10

1460

2,3

Cosφ =0,88

1.2 Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:

1.2.1

Tỷ số truyền chung của hệ thống: ich 

Chọn ih=14,4

id 

Ih=in.ic mà in=1,2ich

1.2.2

ndc 1460

 33

n3
44

ich 33

 2,3
ih 14,4
nên ich=3,6 và in=4.

Tính toán số vòng quay trên các trục:

n1 

ndc 1460

 635(v / p)
id 2,3

n2 

n1 635

159(v / p)
in 4

n3 

n2 159

 44(v / p)

nch 3,6

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

3

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

1.2.3

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Momen xoắn và công suất trên trục:

Công suất:
P1=Pđc.ηđ.ηol=8,3.0,96.0,99=7,9 (kw).
P2=P1.ηol.ηbr=7,9.0,97.0,99=7,6 (kw).
P3=P2.ηol. ηbr=7,6.0,97.0,99=7,2 (kw).
Momen xoắn:

9550.N .10 3
T
n
95550.8, 3.10 3
Tdc 
 54291N .mm
1460

9550.7, 9.10 3
T1 
 118811N .mm
635
9550.7, 6.10 3
T2 
 456478 N .mm
159
9550.7, 2.10 3
T3 
 1562727 N .mm
44

1.2.4

Bảng số liệu:
Trục

Đại lượng

Tỷ số truyền u

Động cơ

I

ing=2,3

II

in=4

III

ic=3,6

Số vòng quay n (v/p)

1460

635

159

44

Công suất P (kw)

8,3

7,9

7,6

7,2

Momen xoắn T (N.mm)

54291

118811

456478

1562727

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

4

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Phần 2:TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Bộ truyền đai dẹt:
Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục P1=8,3kw; số vòng quay n1=1460 vòng/ phút; tỷ số truyền
u=2,3; momen xoắn trên trục: T= 54291N.mm
1. Chọn vật liệu làm dây đai: bộ truyền quay với số vòng quay lớn nên dùng vật
liệu làm dây đai là đai vải cao su vì chúng có các đặc tính sau: bền, dẻo, ít bị
ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ.
2. Đường kính bánh nhỏ:
chọn d1=250mm.
D1  6. 3 T1  6 3 54291  227 mm
Đai có 4 lớp và có lớp lót
3. Đường kính bánh lớn:

D2=d1.u.(1-ԑ)=250.2,3.(1-0,015)=566mm
ԑ- là hệ số trượt ԑ=0,015
Tính lại tỷ số truyền thực:
d2
2,3  2, 27
 2, 27 vậy độ sai lệch
.100%  1,3%
d1 (1   )
2,3

Thỏa mãn điều kiện cho phép.
4. Khoảnh cách trục:
a≥(1,5….2)(d1 + d2) và 15000 ≥ a ≥ 1,75(250+60)=1417,5(mm)
lấy a=1420mm.
5. Chiều dài dây đai:
 (d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2
 (250  560) (560  250) 2
l  2a 

2



4a

 2.1420 

2



4.1420

 4130mm .

Kiểm tra lmim=v/I với i=5
 .d1.ndc  .250.1460
v

lmim


60000
60000
19,1

 3,82m .
5

 19,1(m / s ) .

Vậy l > lmim thỏa mãn
Xác định lại khoảng cách trục:
a  (   2  8. 2 ) / 4
 .(d1  d 2 )
 (250  560)
 l
 4130 
 2858
2



2

d 2  d1 560  250

 155
2
2

(2858  28582  8.1552 )
a
 1420mm
4

6. Góc ôm α1:
α1 = 180 - (d2 - d1) . 57/a = 180 - (560 - 250) .57 / 1420=1680.
Thỏa mãn điều kiện là đai vải cao su có α1≥1500
7. Tiết diện đai:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

5

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy
a  b. 

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Ft .kd
[ F ]
Ft  1000.

Lực vòng:

P1
8,3
 1000.
 435( N ) .
v
9,1

Chọn chiều dày dây đai sao cho:

 
1
  
  max  6, 25mm chọn
d  d1  max 40



 =6mm.
Theo bảng 4.1 ta được số lớp là 4; đai có lớp lót; kí hiệu đai B800.
Ứng suất có ít cho phép:
[σF]= [σF]o.Cα.Cv.Co

[σF]o=k1-k2  /d1
Đối với đai vải cao su, bộ truyền đặt thẳng đứng chọn σo=1,6Mpa
Vậy: k1=2,3; k2=9
[σF]o=2,3 – 9.6/250 = 1,8Mpa.
Cα- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo
của đai: Cα= 1-0,003(180-α)=1-0,003(180-168)=0,964.
Cv-hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai
Cv= 1- kv(0,01v2-1)
kv=0,04 _ với đai vải cao su
Cv=1-0,004(0,01.19,1-1)=0,89
C0- hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương
pháp căng đai; bảng 4.12 cho ta C0=1.
[σF]=1,8.0,964.0,89.1=1,54Mpa.
Bề rộng đai: chọn kd=1,5 bảng 4.7
b

Ft .kd

 F 



435.1,5
 70, 6(mm)
1,54.6

chọn b=71mm

Lực tác dụng lên trục: Fr=2F0sin(α1/2) với F0=σ0δb=1,8.6.71=766,8N
→ Fr=2.766,8.sin(168/2)=1525N.

Bảng thông số:
Thông số
Loại đai
Chiều dài dây đai
Đường kính bánh nhỏ
Đường kính bánh lớn
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh nhỏ
Tiết diên đai
Lục vòng
Chiều dày dây đai
Bề rộng bánh đai
Bề rộng dây đai

2.2

Ký hiệu
B800
l
d1
d2
a
α1
A
Ft

B
b

Giá trị

4130mm
250mm
560mm
1420mm
1680
423,7mm
435N
6mm
85mm
70,6mm

Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:

2.2.1 Chọn vật liệu:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

6

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện có HB241…285. Giới hạn bền
σb=850MPa. Giới hạn chảy là σch=580MPa.
Vật liệu chế tạo bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240. Giới hạn bền
σb= 750MPa. Giới hạn chảy là σch=450MPa.

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép và ứng suất khi quá tải.
Ứng tiếp xúc cho phép:
[σH]=σ0Hlim.kHL/Sh.
Ứng suất uốn cho phép:
[σF]=σ0Flim..kFC .kHC/SF.
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[σH]qt=2,8.σch.
Ứng suất uốn khi quá tải:
[σF]qt=0,8 σch.
Tra bảng 6.2:
- Bánh nhỏ: σ0Hlim1=2HB+50 (MPa), SH1=1,1; SF1=1,75. σ0Flim1=1,8HB.
- Bánh lớn: σ0Hlim2=2HB+50 (MPa), SH2=1,1; SF2=1,75. σ0Flim2=1,8HB.
σ0Hlim1= 2HB+50 = 2.263+50 = 576(MPa).
σ0Flim1=1,8HB = 1,8.263 = 473(MPa).
σ0Hlim2= 2HB+50 = 2.235+50= 520(MPa).
σ0Flim2=1,8HB=1,8.235=423(MPa).
- Chọn kFC=0,75- bộ truyền làm việc hai chiều và HB<350.
- KHL, kFL- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:

-

k HL  mH

N HO
N HE

k FL  mF

N FO

N FE

Với mH=6
N HO  30 HB

mF=6.
2,4

N HO1  30.2632,4  19275917(chu ki).
N HO 2  30.2352,4  14712420(chu ki).

-

-

NFO1=NFO2=4.106.
NHE1=60.c.n1.tz=60.1.159.8700=83.106(chu kì).
NHE2=60.c.n2.tz=60.1.44.8700=23.106(chu kì).
NFE1=NHE1=83.106 chu kì.
NFE2=NHE2=23.106 chu kì.
Ta thấy:
NHE > NHE
kHL=1
NFE > NFO.
kFL= 1.
Vậy ta có:
[σH]1= σ0Hlim1.kHL1/SH1=576.1/1,1=524(MPa).
[σH]2= σ0Hlim2.kHL2/SH2=520.1/1,1=472(MPa).
[σF]1=σ0Flim.1.kFC1 .kHC1/SF1=473.0,75.1/1,75=202,7(MPa).
[σF]2=σ0Flim2..kFC2 .kHC2/SF2=423.0,75.1/1,75=181(MPa).

Ứng suất tiếp xúc cho phép trung bình:
[ ]  [ H 2 ] 524  472
[ H ]  H 1

 498(MPa) .
2

-

2

Ứng suất này thỏa mãn:
[ H ] < 1,25 [ H min ] =1,25.472=590(MPa).
Ứng suất uốn cho phép trung bình:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

7

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy
[ F ] 

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

[ F 1 ]  [ F 2 ] 202, 7  181

 194,35(MPa) .

2
2

-

Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[σH1]qt=2,8σch1=2,8.580=1624(MPa).
[σH2]qt=2,8σch2=2,8.450=1260(MPa).
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải trung bình:
[σH]=1442(MPa)
- Ứng suất uốn khi quá tải:
[ F 1 ] qt=0,8σch=0,8.580=464(MPa).
[ F 2 ] qt=0,8σch=0,8.450=360(MPa).
Ứng suất uốn khi quá tải trung bình:
[σ]qt=412(MPa).
2.2.2 tính thiết kế bộ truyền cấp chậm:
2.2.2.1các thông số cơ bản:
- Khoảng cách trục:
aw  K a (u  1) 3

T1k HB

 H 

2

.u.ba

.

Với: ka=49,5 MPa1/3, tỷ số truyền u=3,6. Momen xoắn T1=456478Nmm.
KHB=1,07. φba=0,4.

-

φbd=0,53.φba.(u+1)=0,53.0,4.(3,6+1)=0,975.
Vậy aw=252mm.
Chọn a=225mm.
Modun: m=0,0012.aw=225.0,0111=2,5.
Số răng và hệ số dịch chỉnh:
z1 

2 aw
2.225

 39 . Lấy z1=39
m(u  1) 2,5.(3, 6  1)

z2=u.z1=39.3,6=140 răng
tính lại khoảng cách trục: aw 

m( z1  z2 )
(39  140)
 2,5.
 223, 75mm.
2
2

Cần dùng dịch chỉnh: hệ số dịch tâm:
Y= aw/m – (z1+z2)/2=225/2,5 – (39+140)/2=0,5

Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(39+140) = 2,3.
Kx=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=kxzt/1000=0,032.179/1000=0,0057.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
Xt=y+ y= 0,5+0,0057=0,5057.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[0,5057-(140-39).0,5/179]=0,11.
X2=xt-x1=0,5057-0,11=0,3957.
- Góc ăn khớp:
Cosαtw=zt.m.cosα/2aw=179.2,5 cos20/(2.225)=0,934.
αtw=20,850.
2.2.2.2 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

8

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy
 H  zm .z H .z .

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
2T1k H (u  1)
  H  .
bw .u.d w12

Zm- tra bảng 6.5 zm=274MPa1/3

Z H  2 cos  b / sin 2 tw
Bánh răng trụ răng thẳng nên βb=0.
4  
ZH=1,74; z 
.
3

Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)cosβ=[1,88-3,2(1/36+1/130)]=1,766.
Vậy zԐ=0,86.
KH=kHBkHαkHV=1,07.1.1=1,07.
KHB,kHα tra bảng kHB=1,07; kHα=1.
KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα)
VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2
δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16);
Vận tốc vòng:
V=0,816m/s; dw1=98mm
Cấp chính xác 9.
VH=0.0175.
Chiều rộng vành răng bw=φba.aw= 0,4.225=90mm.
 H  zm .z H .z .

2T1k H (u  1)
2.456478.1, 07.(3, 6  1)
 274.1, 74.0,86
 492 MPa.
2
bw .u.d w1
90.982.3, 6

Vậy ta thấy [σH]=498(MPa)>σH=492MPa. Vậy liệu dảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.

2.2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
 F1 

2T1.k F Y .YB .YF 1
;
bw .d w .m

σF2=σF1.YF2/YF1.

YԐ=1/Ԑα=1/1,766=0,566.
Yβ=1-β/140=1 (răng thẳng nên β=0).
YF1,YF2 - tra bảng 6.18
Zv1=z1=39; x1=0,11 nên tra ra YF1=3,53.
Zv2=z2=140; x2=0,3957 nên tra ra YF2=3,53.
KF=kFβ.kFα.kFv
tra bảng 6.7 ta có kFβ=1,16. kFα=1(bánh rang trụ rang thẳng)
1/2
VF=δF.g0.v.(aw/u) trong đó: δF=0,011
VF=0,011.73.0,774.(225/3,6)1/2=4,91.
KFv=1+(vF.bw.aw)/(2T1.kFβ.kFα)=1+(4,91.90.98)/(2.456478.1,16.1)=1,04.
KF=1,16.1.1,04=1,2064.
Vậy:  F 1 

2.456478.1, 2064.0,566.1.3,53
 176,32( MPa ) .
90.98.2,5

Ta thấy: σF1<[σF2]=202,7(MPa)
σF2= 176,32.1/1=176,32(MPa)<[σF2]=181(MPa).
Nên bộ truyền thỏa bản điều kiện bền uốn.

2.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Kqt=Tmax/TT=2,3.
σHmax=σH.kqt1/2=492.2,31/2=746,15(MPa).
Ta thấy: [σH]=1442(MPa)> σHmax nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc
khi quá tải.
σFmax1=σF1 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax1] = 464(MPa).

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

9

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

σFmax2=σF2 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax2]=360(MPa).
Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện bền uốn khi quá tải.
2.2.2.5 bảng thông số các bộ truyền cấp chậm:
Thông số
Kí hiệu
Công thức tính
m( z1  z2 ) 2,5(39  140)
Khoảng cách trục
a

 223, 75mm
a

chia
2
2
Khoảng cách trục
aw
aw=225mm
Đường kính vòng
d1 =mz1=2,5.39=97,5mm
d
chia
d2=mz2=2,5.140=350mm.
Đường kính vòng
dw1=2aw/(u+1)=2.225/(3,6+1)=98mm
dw
lăn
dw2=dw1.u=98.3,6=352,8mm
da1=d1+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mm
Đường kính đỉnh
da
da2=d2+2(1+x1-Δy)m; da2=350+2(1+0,3957-0,0057) .2,5
răng
=357mm
Đường kính chân
df1=d1-(2,5-2.x1)m=97,5-(2,5-2.0,11)2,5=92mm
df
răng
df2=d2-(2,5-2.x2)m=350-(2,5-2.0,3957)2,5=346mm
db1=d1cosα=97,5.cos20=92mm
Đường kính cơ sở
db

db2=d2cosα=350.cos20=329mm
Gốc prifin gốc
α
α=200
Gốc profin răng
αt
αt=20
Gốc ăn khớp
αtw
αtw=20,850
Tổng hệ số dịch
xt
xt=0,5027
chỉnh
Hệ số trùng khớp
Ԑα
Ԑα=1,766
ngang
Bề rộng bánh răng
bw
bw=90mm
2.2.3 tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh
2.2.3.1 các thông số ăn khớp.
3.1 Khoảng cách trục:
aw  ka .(u  1) 3

T1.k H 

ba . H  u2
2

.

Ka-tra bảng 6.5 được ka=49,5
T1=118811Nmm
KHβ-tra bảng 6,5 được kHβ=1,16.
φba=0,4
Vậy aw  49,5.(4  1) 3

118811.1,16
0, 4. 498 .4
2

 174mm

Chọn lại là: aw= 180mm
3.2 Xác định modun:
(0,01÷0,02)aw=(1,5÷3) chọn m=2,5.
3.3 Số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh:
Z1=2aw/m(u+1)=2.180/2,5(4+1)=28,8 →chọn z1= 29 răng.
Z2=z1.u=29.4=116 răng.
Góc nghiêng β=0.
Xác định lại khoảng cách trục: aw=m(z1+z2)/2cosβ=2,5.145/2=181mm.

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

10

Lớp: 11N

Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Vậy chọn khoảng cách trục là aw=185mm và cần dùng dịch chỉnh.
Hệ số dịch tâm:
Y= aw/m – (z1+z2)/2=185/2,5 – (29+116)/2=1,5
Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(29+116) = 3,44.
Kx=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=kxzt/1000=0,032.145/1000=0,00464.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
Xt=y+ y= 1,5+0,00464=1,50464.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[1,50464 - (116-29).1,5/145]=0,5.
X2=xt-x1=1,50464-0,55=1.
3.4 Góc ăn khớp:
Cosαtw=(zt.m.cosα)/2aw=145.2,5.cos20/(2.185)=0,94.
Suy ra: αtw=20.
2.2.3.2 kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
σH=zM. zH.zԐ.[2T1.kH.(u+1)]/(bw.u.dw12)]1/2.
ZM- tra bảng 6.5 được zM=274MPa1/3.
ZH-tra bảng 6.12 được zH=1,67.
zԐ=[(4-Ԑα)/3]1/2 với Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/24+1/96)]=1,71.
Nên zԐ=0,87.
KH=kHBkHαkHV.
KHB,kHα tra bảng 6.7 kHB=1,05; bánh răng thẳng nên kHα=1.
KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα)
VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2
δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16);

xác định đường kính vòng lăn: dw1=2aw/(u+1)=2.185/5=74mm.
Vận tốc vòng:
V=πdw1n1/60000=π.74.635/60000=2,5m/s.
Cấp chính xác 9.
VH=0,004.73.2.(185/4)1/2=4(m/s).
Chiều rộng vành bánh răng:
bw=φba.aw=0,4.185=74mm.
k Hv  1 

3.74.74
 1, 07 .
2.118811.1, 05.1

KH=1,07.1.1,04.=1,1.
σH=274.1,67.0,87.[2.118811.1,1.(4+1)/(74.742.4)]1/2=357,5(MPa).
Ta thấy: σH<[σH]=498(Mpa). Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiền bền tiếp xúc.

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

11

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

2.2.3.3 thông số bộ truyền cấp nhanh:
Thông số

Kí hiệu
Công thức tính
Khoảng cách trục chia
a
a=0,5m(29+116)/cosβ=0,5.2,5.145=181mm
Khoảng cách trục
aw
aw=a+ym=181+1,5.2,5=185mm
d1=mz1/cosβ=2,5.29=72,5mm
Đường kính chia
d
d2=mz2/cosβ=2,5.116=290mm
dw1=2aw1/(u+1)=2.185/5=74mm
Đường kính lăn
dw
dw2=dw1 .u=74.4=296mm
da1=d1+2(1+x1-Δy)m=72,5+2.(1+0,5Đường kính đỉnh răng
da
0).2,5=80mm
da2=d2+2(1+x2- Δy)m=290+2(1+1-0).2,5=300mm.
df1=d1-(2,5-2x1)m=72,5-(2,5-2.0,5).2,5=66mm
Đường kính đáy răng
df
df2=d2-(2,5-2x2)m=290-(2,5-2.1).2,5=288mm
db1=d1cosα=72,5.cos0=72,5mm
Đường kính cơ sở
db
db2=d2cosα=290.cos0=290mm
Gốc profin gốc
α

α=200
Góc profin răng
αt
αt=20
Góc ăn khớp
αtw
αtw=200
Bề rộng bánh răng
bw
bw=74mm
Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

o

o'

A
B

A'
B'

c
-

Mức dầu thấp nhất phải đủ ngập đoạn BC. Đường mức dầu min là đường AA’.
Mức dầu cao nhất ngập không quá 1/3 bán kính bánh răng.
Khoảng cách giữa mứa dầu max và min là khoảng 10÷15mm.
Lấy A’B’=AB=15mm.
OA=O’A’=129mm

Đường mức dầu max là đường AA’.
Đường mức dầu min là đường BB’. Thỏa mãn 3 điều kiện trên.

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

12

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Phần 3:TÍNH THIẾT KẾ TRỤC
3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền là σb= 750MPa,
giới hạn cháy σch=450MPa, ứng suất cho phép là [σ]=63MPa. Ứng suất xoắn
cho phép [τ]=20÷25MPa.

3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục:
-

-

Với bộ truyền bánh răng trụ nên ta có:
Trục 1:+ Ft11=2T1/dw11=2.118811/60=3960N.
Fr11=Ft11.tgαtw/cosβ=Fr21=3960.tg200/cos00=1441N.
Fa11=Ft11.tgβ=Fa21=3960.tg00=0N.
Trục II: + Ft22=2T2/dw22=2.456478/240=3804N

Fr22=Ft22.tgαtw/cosβ=3804.tg20/cos0=1384N
Fa=0.
+ Ft23=2T2/dw23=2.456478/98=9316N
Fr23=Ft23.tgαtw/cosβ=9316.tg20/cos0=3390N
Fa=0.
Trục III: + Ft32=2T3/dw31=2.1562727/352,8=8859N
Fr32=Ft32.tgαtw/cosβ=8859.tg20/cos0=3224N
Fa=0.

3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn:
-

Trục I: d1  3 T1 / 0, 2[ ]  3 118811/ 0, 2.22  30mm . Chọn d1=30mm, b1=19mm.

-

Trục II:
b2=25mm
Trục III:
b3=33mm.

-

d 2  3 T2 / 0, 2[ ]  3 456478 / 0, 2.26  44mm Chọn d2=45mm,
d3  3 T3 / 0, 2[ ]  3 1562727 / 0, 2.30  64mm. Chọn d3=65mm,

3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+ K1= 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của vỏ
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
+ K2 = 8mm : khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp.

+ K3 = 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến nắp ổ.
+ h = 20mm : khoảng cách của nắp ổ và bulông .
TRỤC I:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm13=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm
- Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng: theo phần tính toán bánh
răng bw=60mm. vậy chọn lm12=60mm.
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh đai: lm12=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm lấy
lm12=40mm.
l12=lc12=0,5(lm11+b0)+k3+hn=0,5(40+19)+15+20=64,5mm.
l13=0,5(lm13+b0)+k1 + k2=0,5(60+19)+10+8=87,5mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải

13

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

l11=l21=221mm
TRỤC II:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm22=(1,2…1,5)d2=(54…67,5)mm, chiều
dài mayo bánh răng tối thiểu bằng bề rộng bánh răng: theo tính toán ở trên ta
chọn lm22=60mm và lm23=90mm.
l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0=90+60+3.10+2.8+25=221mm.
l22=0,5(lm22+b0)+k1+k2=0,5(60+25)+10+8=60,5mm.
l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=60,5+0,5(90+60)+10=145,5mm
TRỤC III:

- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm32=90mm
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo của chiết quay nằm ở trục ra là lm33= 50mm.
- Khoảng côngxôn trên trục 3:
lc33=0,5(lm33+b0)+k3+hn=0,5(50+33)+15+20=76,5mm
l32=l23=145,5mm
l31=l21=221mm
l33=l31+lc33=221+76,5=297,5mm.
- Sơ đồ của hộp giảm tốc:

Fr
Ft
Ft
Fr
Ft
Fr

Fr
Ft

Fk

Fr
Ft
Fr
Ft

Fr
Ft
Ft

Fr
Ft gồm có lực Fr và Ft.
Tải trọng tác dụng lên các trục
3.5 Tính trục I:
3.5.1 Thay trục bằng dầm sức bền:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

14

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l13
l11

l12

l11
x

RAY
RAX

Fr11
A

Fr11

Ft11

Fk
C

RBY
Ft11 RBX B
RBY

My

70950Nmm
192373,5Nmm

Mx

607860Nmm

Mz

118811Nmm

3.5.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:

 MY A  0

→RBY.l11+Fr11.(l11-l13)=Fr.(l11+l12)

→RBY=[Fr.(l11+l12)-Fr11.(l11-l13)]/l11
→RBY=[1525.(221+64,5)-1441.(221-87,5)]/221=1100N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr11→RAY=Fr11+RBY-Fk
→RAY=1441+1100-1525=1016N.
Phương
trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:


M

A

X

 0 → Ft11.( l11-l13)=RBXl11+Fk.(l11+l12)

→RBX=Ft11(l11-l13)/l11
→RBX=3960.(221-87,5)/221=2392N
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft11.
→RAX=Ft11-RBX=3960-2392=1568N
3.5.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
M  M 2 x  M y 2  6078602  192373,52  637574 Nmm
M td  M 2  0, 75T 2  6375742  0, 75.1188112  637657 Nmm

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

15

Lớp: 11N

Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d13  3 M td / (0,1.[ ])  3 637657 / (0,1.63)  46mm.

Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d=48mm. chọn d=50mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
M  M 2 x  M y 2  709502  70950 Nmm
M td  M 2  0, 75T 2  709502  0, 75.1188112  124983 Nmm
d  3 M td / (0,1.[ ])  3 124983 / (0,1.63)  27 mm.

Chọn d=45mm.
Tại các vị trí khác lấy d=40mm.
Tại vị trí lắp bánh đai có rãnh then nên tiết diện tăng lên 5%. Lấy
d=45mm.
3.5.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất cắt
là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng là:
d13=50mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9;
l=0,85lm=0,85.60=51mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.637657/[50.51.(12-7)]=100MPa=[σ].
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.637657/(50.51.14)=36MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.

Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai tiết diện 1-1:
d13=45mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9;
l=0,85lm=0,85.60=56mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy
đều thỏa mãn.
3.5.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Tại vị trí lắp bánh rang có tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm tra bền
cho vị trí này. Mặt cắt 1-3.

sj 

s j .s j
s j  s j
2

2

  s

[s]-hệ số an toàn cho phép, thường lấy [s]=1,5…2,5.

s j 
s j 

 1
K dj . aj    . mj
 1

K dj . aj    . mj

σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối
xứng.
σ-1=0,436σb=0,436.750=327MPa ; τ-1=0,58.σ-1=0,58.327=190MPa.
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:
σmj=0; σaj=σmaxj=Mj/Wj

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

16

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Trục quay 2 chiều nên τmj=0; τaj=τmaxj=Tj/Woj.
Trong đó Mj là momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm và Wj và
Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm.
 d j 3 bt1 ( d j  t1 ) 2  503 7.14.(50  7) 2
2
Wj 

Woj 

32

 d j3

16





2d j
bt1 (d j  t1 ) 2
2.d j





32

 .503
16





2.50

 10459mm

7.14.(50  7) 2
 22731mm 2
2.50

ψσ và ψσ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi.
ψσ=0,05 và ψσ=0
Kσdj và Kτdj là hệ số xác định theo công thức sau:
Kσdj=(Kσ/Ԑσ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và
10.11: Kx=1; Ky=1,6; Ԑσ=0,81; Ԑτ=0,76; Kσ/Ԑσ=2,35 →Kσ=1,9.
Kσdj=(2,35+1-1)/1,6=1,5.
Kτdj=(Kτ/Ԑτ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và
10.11. Kτ/Ԑτ=1,7
Kτdj=1,7/1,6=1,1.
σaj=637657/10459=61; τaj=118811/22731=5,2.
327
s j 
 3, 6
1, 5.61  0, 05.0
190
s j 
 33, 2
1,1.5, 2  0.0
3, 6.33, 2
 3, 6 ≥[s]
→ sj 
2
2
3, 6  33, 2
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
3.5.6Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

 td   2  3 2  [ ] . Trong đó:

σ=Mmax/(0,1d3)=637657/(0,1.503)=51MPa.
τ=Tmax/(0,2d3)=118811/(0,2.503)=4,75MPa.
[σ]=0,8σch=0,8.450=360MPa.
 td  512  3.4, 752  52 MPa  [ ]  360 MPa.
Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

3.6 Tính trục II:
3.6.1 Thay trục bằng dầm sức bền:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

17

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l23
l22
l21

x

RAY
RAX

A

x

Fr23

Ft23

Fr23

Ft23

Fr22

Ft22
RBY
RBX B
RBY

222132Nmm

703358Nmm

255945Nmm

610542Nmm

456478Nmm

3.6.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:


 MY A  0

→RBY.l21=Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)
→RBY = [Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)]/l21
→RBY = [(1384.(221-145,5)+3390.(221-60,5)]/221=2163N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr23+Fr22
→RAY=Fr22+Fr23-RBY.
→RAY=1384+3390-2163=2611N.
Phương
trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:


M

A

X

 0 →Ft22.( l21-l22) +Ft23.(l21-l23)=RBX .l21

→RBX=[Ft22(l21-l22)+ Ft23.(l21-l23)]/l21
→RBX=[3804.(221-60,5)+9316.(221-145,5)]/221
→RBX=5945N.
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft22 +Ft23.
→RAX= Ft22 +Ft23-RBX= 3804+9316-5945=7175N.
3.6.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
M  M 2 x  M y 2  2221322  7133582  747142 Nmm
M td  M 2  0, 75T 2  7471422  0, 75.4564782  845281Nmm

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

18

Lớp: 11N

My
Mx

Mz


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d  3 M td / (0,1.[ ])  3 845281/ (0,1.63)  51mm.

Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d23 =54mm. chọn d23 =55mm.
M  M x 2  M y 2  2559452  6105422  662019 Nmm
M td  M 2  0, 75T 2  6620192  0, 75.4564782  771069 Nmm
d 22  3 M td / (0,1.[ ])  3 771069 / (0,1.63)  50 Nmm

Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục tăng
thêm 5%. d22=55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d2A=50mm. d2B=50mm.
3.6.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất

cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d23=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3mm;
l23 =0,85.lm=0,85.90=76,5mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.845281/[55.76,5.(10-6)]=100MPa=[σ].
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.845281/(55.76,5.16)=16MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng tiết diện 2-2:
d13=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3;
l=0,85lm=0,85.60=51mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy
đều thỏa mãn.

3.7 Tính trục III:
3.7.1 Thay trục bằng dầm sức bền:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

19

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l33

l32
l31
x
Fr32

Ft32
RBY

RAY
RAX

RBX B

A

My
243412 Nmm

Mx

668854 Nmm

Mz

1562727 Nmm

3.7.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:


M

A

Y

0

→RBY.l31=Fr32.(l31-l32)
→RBY = Fr32.(l31-l32)/l21
→RBY = 3224.(221-145,5)/221=1101N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr32
→RAY=Fr32-RBY.
→RAY=3224-1101=2123N.
Phương
trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:


M

A

X

 0 →Ft32.( l31-l32)=RBX .l31

→RBX=Ft32(l31-l32)/l21
→RBX=8859.(221-145,5)/221=3030N
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft32.
→RAX= Ft32-RBX= 38859-3030=5829N.

3.7.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
M 32  M 2 x  M y 2  2434212  6688542  711772 Nmm
M td 32  M 2  0, 75T 2  7117722  0, 75.1562727 2  1529119 Nmm

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

20

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d  3 M td / (0,1.[ ])  3 771069 / (0,1.63)  51mm.

Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d32 =54mm. chọn d32 =55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d3A=50mm. d3B=50mm.
3.7.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất
cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d32=55mm; b=20mm; h=18; t1=11mm; t2=7,4mm;
l32 =0,85.lm=0,85.90=76,5mm. Chọn l32=80 (then bằng cao).
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.1562727/[55.80.(18-11)]=101MPa>[σ] khoảng 1%.

→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.1562727/(55.80.20)=35.3MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.

Phần 4:TÍNH CHỌN Ổ LĂN
4.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I:
4.1.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
FrA  RA  RAX 2  RAY 2  15682  10162  1868 N

-

Tải trọng tác dụng lên ổ B:

FRB  RB  RBX 2  RBY 2  23922  11002  2632 N

Ta thấy: RALực dọc trục Fa=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ B:
QB=(X.V.RB+Y.∑RaB).Kđ.Kt
Với: X=1; Y=0; Kđ=1,4; Kt=1; V=1 (bảng 11.3)
→ QB=1.1.2632.1,4=3685N=3,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n1.Lh/106=60.635.8700/106=331,47(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd  QB . 3 L  3, 7. 3 331, 47  25, 6 kN
Từ đó ta chọn được thông số của ổ (theo bảng P2.7).
Đường
Kí

d,mm D,mm B,mm r,mm
kính
hiệu ổ
bi,mm
208
45
85
19
2,0
12,7

C,kN

C0,kN

25,7

18,1

4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

21

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.
Qt=FrB=RB=2632N.
Ta thấy Qt
4.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II:
4.2.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
FrA  RA  RAX 2  RAY 2  71752  26112  7635 N

-

Tải trọng tác dụng lên ổ B:

FRB  RB  RBX 2  RBY 2  59452  21632  6326 N

Ta thấy: RA>RB nên ta tính cho ổ A:
Lực dọc trục Fa=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A:
QA=(X.V.RA+Y.∑RaA).Kđ.Kt
Với: X=1; Y=0; Kđ=1,4; Kt=1; V=1 (bảng 11.3)
→ QB=1.1.7635.1,4=10,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n1.Lh/106=60.159.8700/106=83(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd  QB . 3 L  10, 7. 3 83  46, 7 kN
Từ đó ta chọn được thông số của ổ (theo bảng P2.7).
Đường
Kí

d,mm D,mm B,mm r,mm
kính
hiệu ổ
bi,mm
310
50
110
27
3,0
19,05

C,kN

C0,kN

48,5

36,3

4.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.
Qt=FrB=RB=7635N=7,6kN
Ta thấy Qt
4.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III:
4.3.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
FrA  RA  RAX 2  RAY 2  58292  21232  6204 N

-

Tải trọng tác dụng lên ổ B:

FRB  RB  RBX 2  RBY 2  30302  11012  3224 N

Ta thấy: RA>RB nên ta tính cho ổ A:
Lực dọc trục Fa=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A:
QA=(X.V.RA+Y.∑RaA).Kđ.Kt
Với: X=1; Y=0; Kđ=1,4; Kt=1; V=1 (bảng 11.3)
→ QB=1.1.6204.1,4=8,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n1.Lh/106=60.44.8700/106=23(triệu vòng)

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

22

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Hệ số khả năng tải động:
Cd  QB . 3 L  8, 7. 3 23  24, 7 kN
Từ đó ta chọn được thông số của ổ (theo bảng P2.7).
Đường
Kí

d,mm D,mm B,mm r,mm
kính
hiệu ổ
bi,mm
212
50
110
22
2,5
15,88

C,kN

C0,kN

41,1

31,5

4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.
Qt=FrB=RB=6204N=6,2kN
Ta thấy Qt
4.4 Bôi trơn ổ lăn:
-

Vì vận tốc vòng của cấp nhanh chỉ là 2m/s nên ta chọn bôi trơn ổ bằng mỡ.
Chọn mỡ là mỡ π, mỡ lấp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ.(theo bảng
8-28, sách thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp).

4.5 Bôi trơn ổ lăn:
- Vì vận tốc vòng thấp nên chọn dầu có độ nhớt vừa phải: theo bảng 18-12
và bảng 18-13 ta chọn dầu dầu công nghiệp Engle 50. Độ nhớt từ 5.6-7.6.
- Khối lượng đưa vào sao cho mức dầu nằm giữ 2 đường mức dầu max và
mức dầu min.

Phần 5:THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền
đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi bẩn bám vào
- Vật liệu là gang xám GX15-32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các
chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, dể lắp sít, khi lắp có một
lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10...30, và ngay tại chỗ
tháo dầu lõm xuống
- Kết cấu hộp giảm tốc đúc.
5.1 Kích thước vỏ hộp.
Tên gọi
Biểu thức tính toán
Chiều dày: Thân hộp,δ
δ=0,03a+3=0,03.225+3=9,75mm→δ=10mm
Nắp hộp, δ1
δ1=0,9δ=0,9.10=9mm→δ1=9mm
Gân tăng cứng
- Chiều dày ,e
e=(0,8…1)δ=(8…10)mm→chọn e=9mm
- Chiều cao,h

h<58mm
- Độ dốc
khoảng 20
Đường kính:

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

23

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

- Bulông nền, d1
- Bulông cạnh ổ, d2
- Bulông ghép nắp bích và
thân, d3
- Vít ghép nắp ổ,d4
- Vít ghép cửa thăm,d5

d1>0,04δ+10=19mm→chọn d1=19mm
d2=(0,7…0,8)d1=(14…16)→chọn d2=15mm
d3=(0,8…0,9)d2=(12…13,5); chọn
d3=13mm
d4=(0,6…0,7)d3=(7,8…9,1); chọn d4=8mm
d5=(0,5…0,6)d4=(4…4,8) chọn d5=4mm

Mắt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân
hộp,S3
S3=(1,4…1,8)d3=(18,2…23,4), → chọn
- Chiều dày bích nắp
S3=20mm
hộp,S4
S4=(0,9…1,0)S3=(18…20),→ chọn S4=18mm
- Bề rộng mặt ghép
K2=E2+R2+4=1,6d2+1,3d2+4=47,5 → chọn
bulông cạnh ổ, K2
K2=48.
- Bề rộng bích nắp và
K3=K2+4=48+4=52mm.
thân, K3
Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với
Δ≥(1…1,2)δ=(10…12)→ chọn Δ=12mm
thành trong hộp
- Giữa đỉnh bánh răng
Δ1≥(3..5)δ=(30…50)→ chọn δ=40mm.
lớn và đáy hộp
- Giữa mặt bên các bánh Δ≥δ→ chọn Δ=12mm
răng với nhau
Số lượng bulông nền Z
Z=(L+B)/(200…300); lấy Z=4
5.2 Một số chi tiết khác:
a. Cửa thăm:
Dùng để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp
ghép và để đổ dầu vào hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp. trên

nắp có gắn nút thông hơi. Kích thước của thăm như sau:
Số
A
B
A1
B1
C
C1 K
R
Vít
lượng
100 75 150 100 125
87 12 M8x22
4
b. Nút thông hơi:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và
điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút
thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên cửa thăm. Theo bảng
18.6 ta có được các thông số
A
B
C
D
E
G
H
I
K
M27x2
15

30
15
45
36
32
6
4
L

M

N

O

P

Q

R

S

10
c. Nút tháo dầu

8

22

6

32

18

36

32

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

24

Lớp: 11N


Đồ án chi tiết máy

GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến

Sau một thời gian làm việc, dồi bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn
(do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến mất, do đó cần phải
thay đổi dầu mới. Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu.
Chọn theo bảng 18.7 ta được:
d
b
m
f
L

c
q
D
S
D0
M20x2 15
9
3
28 2,5 17,8 30 22 25,4
d. Kiểm tra mức dầu:
Dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm
tra mức dầu.

6
Ø18 Ø12

30

12

l

Ø5

Ø6

3

e. Chốt định vị
d

c
l
6
1
39
f. Cốc lót:
- Dùng để đỡ cặp ổ kép, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và
điều chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp
của trục vít.
- Chiều dày: δ=8mm
- Chiều dày vai: δ1=8mm
- Chiều dày bích: δ2=7mm

SVTH: Nguyễn Phúc Trải

25

Lớp: 11N