thiết kế hộp giảm tốc hai cấp loại hộp là hộp giảm tốc bánh răng trụ

GVHD: Hoµng Xu©n Khoa
SV thùc hiÖn: NguyÔn Danh Minh - Líp CK5-k5
M· sinh viªn: 0541010372

1


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
I. Tính chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và momen xoắn trên các trục
1. Chọn động cơ
a. Xác định chỉ tiêu cần thiết chọn động cơ
Điều kiện làm việc của động cơ điện: có bộ truyền xích chịu va đập và công suất
làm việc:
Plv = = = 4,81 KW
Công suất tơng đối nhỏ, ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đổi và động cơ
không đồng bộ ngắn mạch có u điểm sau: sử dụng phổ biến trong các ngành công
nghiệp, kết cấu đơn giản, giá thành tơng đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có
thể mắc trực tiếp với lới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.
b. Tính toán công suất cho động cơ điện và các trục
Công suất làm việc của động cơ điện phải chịu nhiệt độ cao và nhiệt sinh ra không
vợt mức cho phép.
Công suất làm việc của xích tải là công suất cần thiết Plv = 4,81 KW cho quá trình
làm việc phải đạt đợc.
Tra bảng 2.3 ta có bảng 1: hiệu suất giữa các cặp chi tiết truyền chuyển động
Hiệu suất
Giá trị

Khớp nối 1
0,96

ổ lăn 2
0,99

Bánh răng 3
0,96

Xích tải 4
0,90

Trong đó; có một khớp nối, bốn ổ lăn, ba cặp bánh răng và một bộ xích tải
Công suất lần lợt của các trục
Trục IV nối trực tiếp với xích tải và có một cặp ổ lăn, ta có:
P4 = = = 4,86 KW
trục III nối với trục IV qua bộ truyền xích và có một cặp ổ lăn, ta có:
P3 = = = 5,45 KW
Trục III có 2 cặp bánh răng tơng đồng nên tại mỗi bánh răng nghiêng ta có:
P3n = P3/2 = 2,73 KW
Trục III nối với trục II qua 2 cặp bánh răng nghiêng và có 1 cặp ổ lăn, ta có:

2


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
P2n = [P3n/(3.3.2) = = 2.99 KW
Tại cặp bánh răng thẳng: P2t = 2.P2n = 5,98 KW
Trục I nối với trục II qua cặp bánh răng thẳng và có một cặp ổ lăn, ta có:
P = [P2t/(3.2)] = = 6,29 KW

Trục I nối với động cơ qua khớp nối nên có công suất cần thiết của động cơ là:
Pct = P1/1 == 6,55 KW
c. Chọn động cơ điện công suất cần thiết
c1. Ta xét hai trờng hợp sau:
TH1: tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất cần thiết cho quá trình
làm vệc trên trục công tác:
Ptd = Pct
TH2: tải trọng thay đổi, ta xét tới động cơ lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải nhng
nhiệt độ động cơ sinh ra không vợt quá mức cho phép, khi đó công suất tác dụng
tính theo công thức:
Ptd = Plv.

(1)

với T2 = 0,68.T1, t1 = 2,8h = 0,35.tck, t 2 = 3,6h = 0,45.t ck
suy ra: Plv = 4,81.= 3,59 KW
hiệu suất của cả quá trình làm :
n =1.2. 3.4 = 0,96.0,90 = 0,73;
ta có: Pct = Ptd/ == 4,92 KW
c2. Để xác định đúng động cơ làm việc, ta chọn động cơ theo chế độ ngắn hạn, ta
xét hai trờng hợp sau:
TH1: tải trọng không thay đổi . Vì t1+t2 = 6,4h < tck = 8h => tải trọng thay đổi
TH2: động cơ làm việc ngắn hạn, tải trọng thay dổi . Tỷ số thời gian làm việc trong
một chu kì :
ts = (t1+t2)/tck == 0,8 > 0,6 => động cơ coi nh làm việc trong chế độ dài hạn với tải
trọng không đổi.
3


GVHD: Hoàng Xuân Khoa

SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
Kết luận: theo yêu cầu tính toán thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ta chọn công suất cần
thiết của động cơ Pct = 6,55 KW
d. Chọn động cơ điện
Công suất định mức Pđm.nđc > Pct = 6,55 KW đồng thời momen mở máy thỏa mãn
điều kiện Tmm/T = 1,4 < Tmax/Tdm là tỷ số truyền xoắn trên trục động cơ và chọn
động cơ K160S4 có Pđm.đc = 7,5.0,875 = 6,56 KW > Pct = 6,55 KW
căn cứ vào phục lục P1.1, P1.2, P1.3 ta có bảng 2:
Kiểu
động cơ
K160S4

Công suất Vận tốc
KW
Vg/ph
7,5
1450

Hiệu suất
%
87,5

Tk/Tmax

Cos

Tk/Tđn

2,2

0,86

5,8

2. Số vòng quay của xích tải
nxt === 41,27 vg/ph
3. Phân phối tỷ số truyền
theo hình vẽ ta có 3 tỷ số truyền u1, u2, ux tơng ứng: bánh răng trụ răng thẳng, bánh
răng trụ răng nghiêng, xích tải.
ta có: uc = u1.u2.ux = nđc/nxt == 35,13
ta chọn Uh = u1.u2 phải thỏa mãn 3 chỉ tiêu:
-Khối lợng nhỏ nhất
-Momen quán tính nhỏ nhất
-Thể tích bánh lớn nhúng trong dầu nhỏ nhất.
ta chọn Uh = 10 với hộp giảm tốc phân đôi và tra bảng 3.1 suy ra:
u1 = 3,58; u2 = 2,79 => ux = 3.52
4. Tốc độ quay các trục
Có 4 trục và 3 tỷ số truyền
truc I nối với động cơ nên nđc = n1 = 1450 vg/ph
trục II: n2 = n2/u1 = = 405,03 vg/ph
trục III: n3 = n2/u2 == 145,17 vg/ph
4


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
trục IV: n4 = n3/nx = = 41,24 vg/ph
5. Momen xoắn trên các trục đông cơ :

Tđc === 43139,66 Nmm
T1 == 41427,24 Nmm
T2t === 140999,43Nmm
T2n = T2t/2 = 70499,72 Nmm
T3n =
T4 =
Lập bảng 3: công suất, số vòng quay và momen xoắn
Trục
Thông
số
Công
suất
KW

Trục
động cơ

Trục I

Trục II
Răng
nghiêng
2,99

Trục III

Trục IV

6,29

Trục II
Răng
thẳng
5,98

6.55

2,73

4,86

Vòng
quay
vg/ph

1450

1450

404,03

405,03

145,17

41,24

Momen
xoắn
Nmm

43139,66

41427,24

140999,43 70499,72

179592,89 1125436,47

II. Tính toán bộ truyền ngoài
Tính toán bộ tuyền xích với các thông số sau:
Công suất bánh dẫn PX = P3n = 5,45 KW
Tỷ số tuyền ux = 3,52
Số vòng quay trục III là: n3 = 145,17 vg/ph
Góc nghiêng đờng nối tâm của bộ truyền ngoài: 900
Đặc tính làm việc của xích: chịu va đập
5


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng tơng đối nhỏ, vận tốc thấp, ta dùng xích con lăn theo bảng 5.4 ta có: z1x
= 25...23, ta chọn z1x = 25, do đó số răng đĩa lớn z2x = z1x.ux = 25,3.52 = 88
tỷ số truyền thực: ux == = ux
2. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu điều kiện mòn
Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu điều kiện mòn của bộ truyền xích tính theo công
thức: Pt = P.K.Kz.Kn < [P]

(1x)

trong đó: P = Px = 5,45 KW
hệ số dạng răng: Kz = 25/Z1x = 25/25 = 1
hệ số vòng quay Kn = n01/n1x với n1x = 145,17 vg/ph
tra bảng 5.5 ta chọn n01 = 200 vg/ph, do đó Kn = 1,38
K đợc tính theo công thức: K = Ko.Ka.Kđc.Kbt.Kđ.Kc

(2x)

tra bảng 5.6 ta có:
đờng nối tâm đĩa xích làm với đờng nằm ngang một góc > [] ta lấy
Ko = 1,25
khoảng cách trục lấy a = 60.P => Ka = 0,8
vị trí của trục điều chỉnh bằng xích căng, ta lấy Kđc = 1,1
tải trọng va đập lấy Kđ = 1,4
làm việc 2 ca lấy Kc = 1,25
môi trờng làm việc có bụi và chế độ bôi trơn II. Ta lấy Kbt = 1,3
Thay các thông số vào (2x) ta có:
K = 1,25.0,8.1,1.1,3.1,4.1,25 = 2,50
từ (1x) ta có: Pt = 5,45.1.1,38.2,5 = 18,80 KW
tra bảng 5.5 và n01 = 200vg/ph, ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bớc xích
P = 31,75mm, thỏa mãn điều kiện mòn Pt = 18,80 KW < [P] = 19,3 KW
3. Khoảng cách trục sơ bộ:
6


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372

a = 60.P = 60.31,75 = 1905mm;
số mắt xích tính theo công thức: X =[(.P]/(4.a.)
=> X = 2.60+(25+88)/2+.31,75/(4..2.1905) = 178,18
u tiên lấy số mắt xích chẵn: X = 178.
khoảng cách trục tính theo công thức:
a = (P/4).{X-(Z1x+Z2x)/2+
=> a = 1902,17 mm

để tránh căng xích quá lớn, khoảng cánh trục a tính đợc cần giảm bớt một lợng
a = (0,002...0,004).a = 3,80...7,61 mm
vậy ta lấy khoảng cách trục a = 1898mm
số lần va đập xích trong một giây:
i = lần < 25 lần.
4. Kiểm nghiểm xích về hệ số an toàn
Với các bộ truyền xích bị quá tải khi mở máy hoặc thờng xuyên chụi tải trọng va
đập trong quá trình làm việc, cần tiến hành kiểm nghiểm về quá tải theo hệ số an
toàn: S = Q/(Kđ.Ft+Fo+Fv) > [S]
(3x)
trong đó: Q là tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta có: Q = 88500 N và q = 3,8kg/m
Kđ = 1,4 là hệ số tải trọng động
với = 1,4 và đặc tính làm việc của tải là chịu va đập nên ta lấy Kd = 1,7
vận tốc xích v = m/s
lực vòng Ft =
lực căng do lực ly tâm gây ra: Fv = q= 14,01 N
Fo lực căng do nhánh xích bị động sinh ra, tính theo công thức Fo = 9,81.Kf.q.a
(4x)
với a = 1,898 m; q = 3,8 kg/m; Kf = 2 vì
từ (4x) suy ra: Fo = 9,81.2.3,8.1,898 = 141,51 N
thay các giá trị vào (3x) ta có:
7

GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
S = 88500/(1,7.2838,54+141,51+14,01) = 17,77
tra bảng 5.10 ta có: [S] = 8,5 < S = 17,17. Vậy bộ truyền thỏa mãn hệ số an toàn.
5. Xác định đờng kính xích
bánh dẫn: d1x === 253,32 mm
bánh bị dẫn: d2x =
ta có: r = 0,5025.d1-0,05

(5x)

tra bảng 5.2 với bớc xích P = 31,75 mm , ta có: d1 = 19,05; từ (5x) ta có:
r = 0,5025.19,05-0,05 = 9,52 mm
đờng kính chân xích
df1 = d1x-2.r = 253,32-2.9,52 = 234,28 mm;
df2 = d2x-2.r = 889,55-2.9,52 = 870,51 mm.
6. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích tính theo công thức:
[

(6x)

Ta có: Ft = 2838,54 N; Kd = 1,4; E = 2,1. MPa là mô đun đàn hồi với bớc xích P =
31,75 mm và xích có m = 1 dãy, dựa vào 5.2 ta có: A = 262
Kr-hệ số kể đến răng đĩa xích phụ thuộc vào Z
đối với bánh dẫn: Z1z = 25 => Kr1 = 0,44; bánh bị dẫn: Z2x = 88 => Kr2 = 0,20
lực va đập trên 1m xích, tính theo công thức: Fvd = 13..nx.p3.m;

với n1x = 145,17 vg/ph; n2x = 41,24 vg/ph . Suy ra:
Fvd1 = 13..145,17..1 = 6,04 N
Fvd2 = 13..41,24..1 = 1,72 N
từ (7x) ta có :
= 470,61 MPa
=0,47. = 317,11 MPa

8


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
tra bảng 5.11 ta chọn thép 45, tôi cải thiện có độ rắn bề mặt răng HR(45...60) và
ứng suất tiếp xúc cho phép [ MPa .
7. Xác định lực tác dụng lên trục
Lực sinh ra trên nhánh bị động: F2 = Fo+Fv = 141,51+14,01 = 155,52 N
Lực sinh ra trên nhánh chủ động: F1 = Ft+F2 = 2838,54+155,52 = 2994,06 N
III. Tính toán bộ truyền bánh răng
A: bộ truyền cặp bánh răng thẳng trên trục I và II
công suất P1 = 6,29 KW; số vòng quay u1 = 3,58; n1 = 1450 vg/ph.
1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45, tôi cải thiện, có độ rắn
r1 = 220HB, giới hạn bền b2 = 750MPa, giới hạn chảy ch1 = 450 MPa
chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40 có độ rắn r2 = 200HB, tôi cải thiện, giới
hạn bền b2 = 700 MPa, giới hạn chảy ch2 = 400 MPa.
2. Xác định ứng suất cho phép
a. Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép [ H1] và [ H2] đợc xác định theo công thức
[ H1] = ( Hlim/SH).ZR1.zV1.KXH1.KHL1

(1)

[ H2] = ( Hlim)/SH).ZR2.ZV2.KXH2.KHL2

(2)

số chu kì chịu tải tơng đơng NHE2của bánh răng lớn tính theo công thức:
NHE2 = 60.c.n2.ti

(3)

mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1. Từ (3) suy ra:
NHE2 = 60.1.405,03.12500.() = 1,49.
số chu kỳ cơ sở của bánh lớn NHO2 = 30.= 1,00..
Vì NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
tơng tự: NHE1 = NHE2.u1 = 1.49.3.58 = 5,33. chu kỳ. Số chu kỳ cơ sở bánh nhỏ NHO1 =
30.30.= 1,26.. Vì NHE1 = NHO1 => KHL = 1
giới bền tiếp xúc tính theo công thức :
.KHL1;

o
Hlim1 Hlim1

Hlim2

=0Hlim2.
9


GVHD: Hoàng Xuân Khoa

SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
giới hạn bền mỏi của bánh răng nhỏ và bánh lớn ta tra bảng 6.2 ta có:
0

Hlim

= 2.HB1+70 = 2.220+70 = 510 MPa;

o
Hlim1

= 2.HB2+70 = 2.200+70 = 470 MPa;

trong tính toán s b ta ly: ZR1.ZV1.KHL1 = 1; ZR2.ZV2.KHL2 = 1.
T (1) và (2) suy ra:
[H1] = (510/1,1) = 463,64 MPa
[H2] = 470/1,1 = 427,27 MPa
ứng suất cho phép tính theo hai cách sau:
[H]' = 0,5.([H1]+[H2]) = 0,5.(463,64+427,27) = 445,46 MPa
[H]'' = 1,18[H1] = 1,18.427,27 = 504,18 MPa.
Vậy ta chọn: [H] = 445,46 MPa
b. Ta có ứng suất uốn cho phép:
Công thức tính ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:
[] = (Flim1/SF1).YR1.YS1.KXF1.KFC1.KFL1
(4)
[] = (Flim2/SF2).YR2.YS2.KXF2.KFC2.KFL2
(5)
trong tính toán sơ bộ ta lấy YR1.YS1.KXF1 = 1 và YR2.YS2.KXF2 = 1
tra bảng 6.2 ta có:SF1 = SF2 = SF = 1,75

chu kỳ chịu tải tơng đơng NFE2 của bánh lớn tính theo công thức:
NFE2 = 60.cn2.ti
(6)
do đây là thép tôi cải thiện nên mF=6.Từ (6) suy ra:
NFE2 = 60.1.405,03.12500.(= 1,20. chu kỳ => NFE1 = u1.NFE2
NFE1 = 3,58.1,20 = 4,30. chu kỳ
số chu kỳ cơ sở NFO1 = NFO2 = NFO = 4.
vì NFE1 > NFO và NFE2 > NFO => KFL1 = KFL2 = 1
giới hạn bền mỏi uốn tính theo công thức:
O
O
Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.220 = 396MPa; Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.200 = 360 MPa
suy ra:
[F1] = 396/1,75 = 226,29 MPa; [F2] = 360/1,75 = 205,71 MPa
c.Ta có ứng suất quá tải cho phép:
c1.Ta có ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép
bánh nhỏ: [] = 2,8.450 = 1260 MPa
10


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
bánh lớn: [] = 2,8.400 =1120 MPa
vậy ta chọn [] = 1120 MPa
c2.Ta có ứng suất uốn quá tải cho phép:
bánh nhỏ: [F1]MAX = 0,8.ch1 = 0,8.450 = 360 MPa
bánh lớn: [F2]MAX = 0,8.ch2 = 0,8.400 = 320 MPa
3. Tính khoảng cách trục sơ bộ
aW1 = Ka.(u1+1)

(7)
trong đó: Ka là hệ số, tra bảng 6.5, ta có: Ka = 49,5. Yba là hệ số chiều rộng vành
răng , tra bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,3. Từ công thức Ybd = 0,53.(u1+1). Yba; suy ra:
Ybd = 0,53(3,58+1).0.3 = 0,73
tra bảng 6.7 với Ybd = 0,73 và tỷ số truyền số 7, ta có KHB = 1,02. Từ (7) suy ra:
aW1 = 49,5.(3,58+1). = 132,20 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp
mô đun bánh răng xác định theo công thức: m = (0,01...0,02)aW
=> m = (0,01...0,02).132,20 = (1,32...2,64) mm.
trị số mô đun lấy theo tiêu chuẩn, u tiên dãy 1, ta chọn m = 2
vì là bánh răng thẳng nên = 0. Số răng bánh răng nhỏ xác định theo công thức:
Z1 = = = 29 => Z2 = u1.Z1=29.3,58 = 104
tỷ số truyền theo số răng bánh 1 và bánh 2 là:
u1' = Z2/Z1 = 104/29 = 3,59
sai lệch tỷ số truyền lý thuyết so với tỷ số truyền thực tế :
sai lệch quá nhỏ do đó ta lấy
u1 = 3,58 => khoảng cách trục chính xác:
aW = .m =.2 = 133 mm
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:
(8)
H = ZM.ZM.Z < [H]
trong đó: ZM tra bảng 6.5, ta có: ZM = 274MPa1/3
ZH là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức:
ZH = . Vì = 0 =>
= 1,76
Z hệ số trùng khớp tính theo công thức: Z
(9)
với là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức:

1/Z1+Z2)] = [1,88-3,2.(1/29+1/104) = 1,74
11


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
thay vào (9) ta có: = 0,87
T1 = 41427,24 Nmm, KHB = 1,02;=1 vì đây là bánh răng thẳng
KH = KHB.KHV.
KHV là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số KHV tính
theo công thức: KHV = 1+(VH.bW.dW1)/(2.T1.KHB)
(10)
đờng kính vòng lăn bánh nhỏ là : dW1 = Z1.m = 29.2 = 58 mm;
bW = Yba.a = 0,3.133 = 39,9 mm, ta lấy dW = 40 mm
vận tốc vòng: V = = = 4,25 m/s
dựa vào bảng 6.13 và V < 6 m/s, ta chọn cấp chính xác động học là cấp 8.
dựa vào bảng 6.14 ta chọn cấp chính xác mức làm việc êm là cấp 8
ta có công thức: VH =.g V.
tra bảng 6.15 ta có = 0,004 với điều kiện bánh răng thẳng có vát mép đầu răng
tra bảng 6.16 ta có: g = 56
do đó: VH = 0,004.56.4,25. = 5,80 m/s
từ (10) ta có: KHV = 1 = 1,15
từ (8) suy ra:= 403,55 MPa
ta xét: ZR.ZV.KXH
ZR hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc, với cấp chính xác mức làm việc êm là
cấp 8, khi đó gia công với độ nhám Ra =2,5...1,25 um, do đó ZR = 0,95;
với dw < 700mm => KHV = 1; ZV là hệ số ảnh hởng vận tốc vòng , khi độ rắn mặt
răng HB < 350 MPa => ZV = 0,85.V0,1 => Zv = 0,95.4,250,1 = 0,98
suy ra ứng suất tính lại là: [ZR.ZV.KXH = 445,46.0,95.1.0,98 = 414,75 MPa >

Vậy vật liệu đã chọn thõa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc.
6.Kiệ m răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vợt mức cho
phép:
=2.T1..KF..F1/(bw.dw1.m)[]

(11)

.YF1/YF2

(12)

trong đó: T1 = 41427,24 Nmm; m = 2mm; bw = 40mm ; dw1 = 56 mm và
= 1/1,74 = 0,57 là hệ số kể đến trùng khớp răng
= 1 đối với bánh răng thẳng
ZV1 = 29 và ZV2= 104 tra bảng 6.18 với hệ số dịch răng x1 = x2 = 0;
12


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
ta có YF1 = 3,8; YF2 = 3,6.
KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFB.KFV. với Yba = 0,73 và tỷ số truyền 7,
ta tra bảng 6.7 ta có KFB = 1,02; là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
cho các đôi răng, đối với răng thẳng .
KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :
KFV = 1+VF.bw.dw1/(2.T1.KFb.)

(13)

với VF =g.V
Tơng tự tra ứng suất tiếp xúc, ta có:= 0,011; g = 56
=> VF = 0,011.56.4,25.= 15,96 m/s
từ (13) suy ra:
KFV = 1+=1,44
từ (11) suy ra:
= 2.41427,24.1,02.1.1,44.0,57..3,81/(40.58.2) = 56,81 MPa
từ (12) =>= 56,81.3,6/3,8 = 53,82 MPa
ta xét: YR.YS.KXF = YR1.YS1.KXF1 = YR2.YS2.KXF2
YR = 1 là hệ số kể đến độ nhám mặt lợn chân răng
YS = 1,08-0,0695.lnm = 1,08-0,0695.ln2 = 1,03 là hệ số kể đến độ nhậy của vật
liệu đối với tập trung ứng suất
KXF = 1 vì dw < 400 mm => YR.YS.KXF = 1.1,03.1 = 1,03
ứng suất uốn cho phép tính lại:
[] = 226,29.1,03 = 233,08 MPa >MPa
[= 205,71.1,03 = 211,88 MPa > = 53,82 MPa
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Để tránh biến dạng hay dòn gãy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợt
mức cho phép:
= 1120 MPa
Tơng tự khi quá tải về uốn:
13


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
= 360 MPa
= 320 MPa

Vậy vật liệu đã chọn đạt yêu cầu độ bền.
8. Các thông số và kích thớc bộ truyền
Lập bảng 4:
ST
T
1
2

Thông số

3

Đờng kính đỉnh răng

4

Đờng kính chân răng

5
6
7
8
9

Góc profin răng gốc
Mô đun
Cấp chính xác động học
Cấp chính xác làm việc
Hệ số dịch chỉnh

10
11
12
13
14

Hệ số trùng khớp ngang
Vận tốc vòng
Chều rộng vành răng
Tỷ số truyền

Khoảng cách trục
Đờng kính chia

kí
hiệu
aw
d1
d2
da 1
da2
df1
df2
m
Cđh
Clv
X1
X2
V
bw

u1

Giá trị

đơn vị

133
m.Z1 = 58
m.Z2 = 208
m.Z1+2.m = 62
m.Z2+2.m = 212
m.Z1-2,5.m = 51
m.Z2-2,5.m
200
2
8
8
0
0
1,74
4,25
40
3,58

mm
mm
mm
mm
mm
mm

mm
mm

m/s
mm

B. Bộ truyền bánh răng nghiêng
trục II và III, có hai cặp bánh răng nghiêng giống nhau do đó ta chỉ xét một cặp
bánh răng nghiêng với công suất P2n = 2,99 KW và số vòng quay n2 = 405,03 vg/ph
mo men xoắn T2n = 70499,72 Nmm và tỷ số truyền u2 = 2,79
1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép 45x, tôi cải thiện, có độ rắn
r1=240HB, giới hạn bền b2 = 850 MPa, giới hạn chảy ch1 = 650 MPa
chọn vật liệu làm bánh răng lớn là thép 40x có độ rắn r2 = 220HB, tôi cải thiện, giới
hạn bền b2 = 700 MPa, giới hạn chảy ch2 = 550 MPa.
14


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
2. Xác định ứng suất cho phép
a.Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép [ H1] và [ H2] đợc xác định theo công thức:
[ H1] = ( Hlim/SH).ZR1.zV1.KXH1.KHL1

(1n)

[ H2] = ( Hlim)/SH).ZR2.ZV2.KXH2.KHL2

(2n)

số chu kì chịu tải tơng đơng NHE2của bánh răng lớn tính theo công thức:
NHE2 = 60.c.)3n1.ti

(3n)

mỗi vòng quay bánh răng chỉ ăn khớp 1 lần nên c = 1. Từ (3n) suy ra:
NHE2 = 60.1.145,17.12500.() = 5,35. số chu kỳ cơ sở của bánh lớn: NHO2 = 30.=1,26..
Vì NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1
tơng tự: NHE1 = NHE2.u2 = 2,79.5,35. chu kỳ.
Số chu kỳ cơ sở bánh nhỏ NHO1 = 30.30. = 1,55..
Vì NHE1 =NHO1 => KHL = 1
giới bền tiếp xúc tính theo công thức:
.KHL1;

o
Hlim1 Hlim1

Hlim2

=0Hlim2.KHL2

giói hạn bền mỏi của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn ta tra bảng 6.2 ta có:
0

Hlim

= 2.HB1+70 = 2.240+70 = 550 MPa;

o

Hlim1

= 2.HB2+70 = 2.220+70 = 510 MPa;

trong tính toán s b ta ly: ZR1.ZV1.KHL1 =1; ZR2.ZV2.KHL2 = 1.
T (1) và (2) suy ra:
[H1] = (550/1,1) = 500,00 MPa
[H2] = 510/1,1 = 463,64 MPa
ng suất cho phép tính theo hai cách sau :
[H]' = 0,5.([H1]+[H2]) = 0,5.(500+463,64) = 481,82 MPa
[H]'' = 1,18[H1] = 1,18.463,64 = 547,10 MPa.
Vậy ta chọn ứng suất cho phép với giá trị nhỏ hơn: [H] = 481,82 MPa
b.Ta có ứng suất uốn cho phép
Công thức tính ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:
[] = (Flim1/SF1).YR1.YS1.KXF1.KFC1.KFL1
(4n)
15


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
[] = (Flim2/SF2).YR2.YS2.KXF2.KFC2.KFL2
(5n)
trong tính toán sơ bộ ta lấy: YR1.YS1.KXF1 = 1 và YR2.YS2.KXF2 = 1
tra bảng 6.2 ta có: SF1 = SF2 = SF = 1,75
chu kỳ chịu tải tơng đơng NFE2 của bánh lớn tính theo công thức:
NFE2 = 60.cn2.ti
(6n)
do đây là thép tôi cải thiện nên mF = 6. Từ (6) suy ra:

NFE2 = 60.1.147,17.12500.(= 4,30. chu kỳ => NFE1 = u2.NFE2
NFE1 = 2,79.4,3. = 1,20. chu kỳ
số chu kỳ cơ sở NFO1 = NFO2 = NFO = 4.
vì NFE1 > NFO và NFE2 > NFO => KFL1 = KFL2 = 1
giới hạn bền mỏi uốn tính theo công thức :
O
O
Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.240 = 432 MPa; Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.220 = 396 MPa
suy ra:
[F1] = 432/1,75 = 246,86 MPa;
[F2] = 396/1,75 = 226,29 MPa.
c. Ta có ứng suất quá tải cho phép:
c1. Ta có ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép:
bánh nhỏ: []MAX = 2,8. = 2,8.650 = 1820 MPa
bánh lớn: []MAX = 2,8.= 2,8.550= 1540 MPa
Ta chọn []MAX = 1540 MPa
c2. Ta có ứng suất uốn quá tải cho phép:
[F1]MAX = 0,8.ch1 = 0,8.650 = 520 MPa
[F2]MAX = 0,8.ch2 = 0,8.550 = 440 MPa
3. Tính khoảng cách trục sơ bộ
aW1 = Ka.(u2+1)
(7n)
trong đó: Ka là hệ số, tra bảng 6.5, ta có: Ka = 43. Yba là hệ số chiều rộng vành răng,
tra bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,3. Từ công thức Ybd = 0,53.(u2+1).Yba; suy ra:
Ybd = 0,53(2,79+1).0,3 = 0,60 và tỷ số truyền số 7 => ta có KHB = 1,07
Từ (7n) suy ra:
aW2 = 43.(2,79+1). = 118,89 mm. Ta lấy aw2 = 128 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp :
Mô đun pháp bánh răng xác định theo công thức: mn = (0,01...0,02)aW
=> mn = (0,01...0,02).128 = (1,28...2,56) mm.

trị số mô đun pháp lấy theo tiêu chuẩn, u tiên dãy 1, ta chọn mn = 2
16


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
chọn sơ bộ góc nghiêng , do đó số răng bánh răng nhỏ xác định theo công thức:
Z1 = = = 33,26. Ta lấy Z1 = 33 răng
=> Z2 = u1.Z1 = 33.2,79 = 92,07 => lấy Z2 = 93 răng
tỷ số truyền theo số răng bánh 1 và bánh 2 là:
u2' = Z2/Z1 = 93/33 = 2,82
sai lệch tỷ số truyền lý thuyết so với tỷ số truyền thực tế:
sai lệch quá nhỏ do đó ta lấy
u1 = 2,82 góc nghiêng của răng là:
= mn.(z1+z2)/(2.aw2 ) = 2.(33+93)/(2.128) = 0,98
=> = 10,140. Vì theo tiêu chuẩn 0 nên ta chọn = 100 phù hợp với tiêu chuẩn
hệ số dịch tâm y là: y = aw2/mn-(Z1+Z2)/2 = 128/2-(33+93)/2 = 1,00 mm
hệ số Ky === 7,94,vơi Zt = Z1+Z2 = 126 răng
tra bảng 6.10 ta có Kx = 0,445; vậy hệ số giảm đỉnh răng :
y = = 0,06mm
tổng hệ số dịch chỉnh Xt = y+y = 1,00+0,05 = 1,06 mm
hệ số dịch chỉnh bánh 1:
X1 = = = 0,29 mm
X2 = Xt - X1 = 0,77 mm
cuối cùng góc ăn khớp: = = 0,93 =>= 22,330
góc prôfin gốc = 200
góc prôfin của răng:
= arctg(= arctg(/) = 20,280
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ta có ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều
kiện sau:
(8n)
H = ZM.ZM.Z< [H]
1/3
trong đó: ZM tra bảng 6.5, ta có: ZM = 274 MPa
ZH là hệ số an toàn kể đến hình dạng răng về bền mặt tiếp xúc tính theo công thức:
ZH =
(9n )
=. =>= arctg() = arctg(cos20,280.tg100) = 9,390
từ (9n) suy ra ZH == 1,67.
với là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức:
1/Z1+Z2)]. = [1,88-3,2.(1/33+1/93)= 1,72
là hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức:
17


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372

(10n)

với bw = Yba.aw2 = 0,3.128 = 38,40 mm
từ (10n) suy ra: = 1,06 > 1. Từ đó suy ra:
tính theo công thức: == = 0,76
momen xoắn T2 = 70499,72 Nmm
dw1 = 2.aw2/(u2+1) = 2.128/(2,82+1) = 67,02 mm
KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, KH = KHB.KHV.
(12n)

trong đó: KHB = 1,07
là hệ số kể đến sự phân bố không điều tải trọng ăn khớp
vận tốc vòng: V === 1,42 m/s
tra bảng 6.13 và 6.14 ta chọn cấp chính xác động học là cấp 9 và cấp chính xác
mức làm việc êm là cấp 8 =>= 1,05
KHV là hệ số kể đến tải trọng động, xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số KHV tính
theo công thức: KHV = 1+(VH.bW.dW1)/(2.T2.KHB)
(13n)
ta có công thức: VH =.g V.
tra bảng 6.15 ta có = 0,002 với điều kiện bánh răng thẳng có vát mép đầu răng
tra bảng 6.16 ta có: g = 56
do đó: VH = 0,002.56.1,42= 1,07 m/s
từ (13n) ta có: KHV = 1= 1,02
từ (8n) suy ra:
= 393,15 MPa
ta xét: ZR.ZV.KXH
ZR hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc,với cấp chính xác mức làm việc êm là
cấp 8, khi đó gia công với độ nhám Ra = 2,50...1,25 m, do đó ZR = 0,95;
với dw < 700mm tức là dw1, dw2 < 700 mm => KXH =1; ZV là hệ số ảnh hởng vận
tốc vòng, khi độ rắn mặt răng HB < 350 MPa => ZV = 0,85.V0,1
=> Zv = 0,85.1,420,1 = 0,88
suy ra ứng suất cho phép tính lại là :
[.ZR.ZV.KXH = 481,82.0,95.1.0,88 = 402,80 MPa >
Ta lấy độ rộng vành răng bw = 40mm.
Vậy vật liệu đã chọn thõa mãn điều kiện độ bền tiếp xúc
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không vợt mức cho
phép:
18

GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
= 2.T2..KF..F1/(bw.dw1.m)[]

(14n)

.YF2/YF1

(15n)

trong đó: T2 = 70499,72 Nmm; m = 2mm pháp; bw = 40mm ; dw1 = 67,02 mm và
=1/1,71 = 0,58 là hệ số kể đến trùng khớp răng
= 1- /1400 = 1-100/1400 = 0,93 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1 vàYF2 hệ số dạnh dăng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tơng đơng Ztd1 và
Ztd2 là:
Ztd1 === 34,55; Ztd2 = = = 97,37
tra bảng 6.18 và hệ số dịch chỉnh ta có:
X1 = 0,29 => YF1 = 3,54; X2 = 0,77 => YF2 = 3,48
KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF = KFB.KFV.
với Ybd = 0,73 và tỷ số truyền 7, ta tra bảng 6.7 ta có KFB = 1,17
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, với cấp chính xác
mức làm việc êm là cấp 8: V = 1,42m/s < 2,5 m/s và tra bảng 6.14
ta có = 1,22
KFV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn :
KFV = 1+VF.bw.dw1/(2.T2.KFB.)
với VF = g.V

(16n)

(17n)

tơng tự tra ứng suất tiếp xúc ,ta có:= 0,006; g = 56
=>VF = 0,006.56.1,29.= 3,21
từ (15n) suy ra :
KFV = 1+= 1,04
từ (14n) suy ra:
= 2.70499,72.1,17.1,22.1,04.0,58.3,54.0,93. /(40.67,02.2) = 74,54 MPa
từ (15n) =>= 74,54.3,48/3,54 = 73,28 MPa
ta xét: YR.YS.KXF = YR1.YS1.KXF1 = YR2.YS2.KXF2
YR = 1 là hệ số kể đến độ nhám mặt lợn chân răng đối bánh răng thờng
19


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
YS=1,08-0,0695.lnm = 1,08-0,0695.ln2 = 1,03 là hệ số kể đến độ nhậy của vật liệu
đối với tập trung ứng suất
KXF = 1 vì dw < 400 mm => YR.YS.KXF = 1.1,03.1 = 1,03
ứng suất uốn cho phép tính lại:
[] = 246,86.1,03 = 254,27 MPa >MPa
[ = 226,29.1,03 = 233,08 MPa > = 73,28 MPa
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải
ta có: Kqt = Tmax/T = 1,4
để tránh biến dạng hay dòn gãy lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không vợt
mức cho phép:
= 1540MPa
tơng tự khi quá tải về uốn:
= 520 MPa

= 440 MPa
Vậy vật liệu đã chọn đạt yêu cầu độ bền quá tải.
8.Các thông số và kích thớc bộ truyền
Lập bảng 5:
S
T
T
1
2
3

Thông số

kí
Giá trị
hiệu

đơn
vị

Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Đờng chia

a
aw
d1
d2

0,5.m.(Z1+Z2)= 127,94

a.= 129,74
m.Z1 /= 67,02
m.Z2/= 188,87

mm
mm
mm
mm

4

Đờng kính lăn

dw1
dw2

2.aw/(u1+1) = 67,93
dw1.u1 = 191,56

mm
mm

5

Đờng kính đỉnh răng

6

Đờng kính đáy răng

da1
da2
df1
df2

da1+2(1+X1-y).m = 71,94
da2+2(1+X2-y).m = 195,71
df1=d1-(2,5-2.x1)m = 63,18
df2=d2-(2,5-2.x2)m = 186,95

mm
mm
mm
mm
20


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
7 Đờng kính cơ sở
db1 d1.=62,98
db2 d2.= 177,48
8
9
10
11
12
13
14

15
16
17
18

Góc profin gốc
Góc profin răng
Góc ăn khớp
Tổng hệ số dịch chỉnh
Hệ số dịch chỉnh bánh 1
Hệ số dịch chỉnh bánh 2
Hệ số trùng khớp ngang
Hệ số trùng khớp dọc
Hệ số trùng khớp
Cấp chính xác động học
Cấp chính xác mức làm việc
êm
19 Chiều rộng vành răng
20 Tỷ số truyền
21 Vận tốc vòng
22

ccx
ccx

20
20,280
22,330
X1+X2 = 1,06
0,29

0,77
1,71
1,06
0,76
9
8

bw
U2
v

40
2,82
1,42

mm
mm

0

Xt
X1
X2

mm
mm
mm

mm
m/s

IV tính toán thiết kế trục trong hộp giảm tốc
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện, có = 600MPa, ứng suất xoắn cho
phép là: [] =12...30 MPa
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục:
Xác định sơ bộ đờng kính trục theo công thức: di

(1t)

Ta có:
trục I: P1 = 6,29 KW; n1 = 1450 vg/ph; T1 = 41427,24 Nmm; u1 = 3,58;
trục II: P2t = 5,98 KW; n2 = 405,03 vg/ph; T2t = 140999,43 Nmm; u2 = 2,82;
P2n = 2,99 KW; T2n = 70499,72 Nmm
trục III: P3 = 2,73 KW; n3 = 145,17 vg/ph; T3 = 179592,72 Nmm;
trục IV: P4 = 4,86 KW; n4 = 41,24 vg/ph; T4 = 1125436,47 Nmm;
từ (1t) ta có đờng kính trục sơ bộ tại chỗ lắp bánh răng ;
d1 > (24,0...19,0) mm; d2t > (36.0...28,6) mm; d2n > (28,6...22,7) mm;
d3n > (39,1...31) mm; d4x > (72,1...52,27) mm.
21


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
Ta chọn đờng kính trục theo tiêu chuẩn: d1 = 24 mm; d2t = 30mm;
d2n = 25mm; d3 = d3n = 35mm; d4 = d4x= 60mm.
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
a. Dựa vào đờng kính trục, sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn tơng ứng
với các trục là: b1 = 15mm; b2 = 19mm; b3 = 21mm; b4 = 33mm;

chiều rộng vành răng và may ơ đã tính phần bánh răng, ta có:
l1t = bw1 = l2t = l2n = bw2 = l3n = l = 40 mm;
b. Xác định chiều dài phần nửa nối trục, ta chọn nối trục đĩa, bao gồm hai đĩa may
ơ , mỗi đĩa lắp trên đoạn cuối của trục bằng mối ghép then
hai nữa đĩa nối với nhau bằng mối ghép bu lông, không có khe hở , phải chịu
momen xoắn Tk > 43139,66 Nmm. Tra bảng 16.4 ta chọn thép 45 có Tk = 63000
Nmm,đờng kính ngoài D = 100mm, d = d1 = 20mm, chiều dài khớp nối
L = 100mm , có phần nằm bên trục I dài l1 ,= L/2 = 50 mm.
căn cứ vào bảng 10.3 và 10.4 để tính khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ O đến
chi tiết quay thứ i và kết hợp hình 1
ta chọn khoảng cách giữa hai chi tiết k1 = 15 mm;
bề dày của hộp giảm tốc là: t = bi+2.k2i;
trong đó bề chiều rộng ổ lăn và k2i là khoảng cách từ mặt nút đến thành trong của
hộp .
trục II có b2 =19 mm; ta chọn k22 = 10 mm => t = 39 mm
trục I có b1 = 15 => k21 = (t-b1)/2 = (39-15)/2 = 12 mm
trục III có b3 = 21 mm => k23 = (39-21)/2 = 9 mm.
trục I và III có chiều cao nắp ổ và bu lông là hi ,ta có :
h1+b1/2 = h3+b3/2 => h1+7,5 = h3+10,5
vớ h1 và h3>k21,tra bảng 10.3 ta chọn h1=18 mm,h3=15 mm
c. Xác định chiều bánh đai ta tính theo công thức:
B.
từ phần II ta có: R = RX = 5,45KW; K = 2,50; KZ = 1; Kn = 1,38 => B9,74 mm
22


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5
Mã sinh viên: 0541010372
ta lấy B =12 mm

d. Xác định chiều dài các trục.
Hình vẽ 1: xác định chiều dài các trục.
d1. Chiều dài trục I:
lc11 = L/2+k3+h1+b1/2 = 50+15+18+15/2 = 90,50 mm;
l12 = l23 = 103,50 mm; l11 = l21 = 207 mm.

k

h1

l

k 21

k 21

3

L/2
l c11

l 12
l 11

23


GVHD: Hoµng Xu©n Khoa
SV thùc hiÖn: NguyÔn Danh Minh - Líp CK5-k5
M· sinh viªn: 0541010372

l21

k1

k 22

l 22
l 24

l 23

l c33
k

l 32
k 23

3

l 34
l 30

h3

24


GVHD: Hoàng Xuân Khoa
SV thực hiện: Nguyễn Danh Minh - Lớp CK5-k5

Mã sinh viên: 0541010372
d2. Chiều dài trục II:
l22 = b2/2+k2+k1+l/2 =19/2+12+20+40/2 = 51,5 mm;
l23 = b2/2+k2+2.k1+3.l/2 = 19/2+10+2.12+60 = 103,5 mm;
l24 = b2/2+k2+ 3.k1+5.l/2 = 19/2+10+3.12+100 = 155,5 mm;
l21 = b2+2.k2+4.k1+3.l = 19+2.10+4.12+3.40 = 207 mm.
d3. Chiều dài trục III:
l32 = l22 = 51,5 mm; l34 = l24 = 155,5 mm;
l31 = l21 = 207 mm; lc33 = 46,5 mm.
4. Xác định trị số lực và đờng kính trục :
a. Xét trục I:
chọn hệ trục tọa độ oxyz , ở trục I có một bánh răng, 2 cặp ổ lăn và 1 khớp nối, ta
thu về trọng tâm chi tiết lắp trên trục. Chọn trục quay ngợc chiều kim đồng hồ.
chiều dài trục: l10 = l11+lc11 = 207+90,5 = 297,5 mm;
lực vòng Ft1 = 2.= = 1428,53 mm;
với góc = 0 => Fa = Ft1.tg= 0; Fr1 = Ft1.= 1428,53.tg200 = 519,94 N
ta xét trờng hợp xấu nhất của trục là: cùng chiều . Khi đó:
Fk = 6.= 6.= 1246,21 Nmm;
M1 = T1 = 41427,24 Nmm.
Hình 2: momen xoắn và momen uốn.

25