Đồ án chi tiết máy. hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục 6 bánh răng

LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định
hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng.
Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao
động của con người . Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi
mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều . Là những sinh viên
khoa Cơ Khí trường Đại học Giao Thông Vận Tải Phân Hiệu Thành Phố Hồ
Chí Minh chúng em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà
mình đã được học và tiếp thu từ các thầy, cô .
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan
trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ
và đúc kết được nhữngkiến thức cơ bản của môn học . Môn học Đồ án chi tiết
máylà một môn khoa học giúp sinh viên làm quen và thự hành các bước của một
tiến trình tính toán ,thiết kế ,thiết kế lại với sự chợ giúp của máy tính dưa trên
kiến thức môn Chi Tiết Máy ,đó là cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và
thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến
thức cơ bản về cấu tạo , nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán thiết kế
các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy , vì vậy Thiết kế đồ
án môn học là công việc quan trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của nhóm em được Thầy Võ Hoài Sơn và Thầy Văn Quốc Hữu
giao cho với nội dung là thiết kế trạm dẫn động băng tải . Với những kiến thức
đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô
giáo , sự đóng góp, trao đổi xây dựng của các bạn nhóm em đã hoàn thành được
đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa
nhiều nên đồ án của nhóm chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng
em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy,cô trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí
để đồ án của nhóm chúng em với nội dung được giao hoàn thiện hơn cũng như
kiến thức về môn học này .
Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình
giúp đỡ em

Hồ Chí Minh , Ngày 25 tháng 05 năm 2019
Sinh Viên
Mai Xuân Quyết


Mc Lc
Phân I: Tính toán hộp giảm tốc ...................................................................................................... 1
Chọn động cơ : ..................................................................................................................... 1

1.

a ) Xỏc nh cụng sut ng c : ................................................................................................ 1
2. Phõn phi t s truyn ............................................................................................................... 2
3. Xỏc nh cụng sut, momen, v s vũng quay trờn cỏc trc ...................................................... 3
Phn II THIT K B TRUYN BNH RNG ........................................................................................ 4
I.Chn vt liu ch to bỏnh rng : ................................................................................................ 4
1.

Chn vt liu...................................................................................................................... 4

2, Xác định ứng suất cho phép

.......................................................................................... 4

3. Xỏc nh cỏc thụng s ca b truyn cp chm ..................................................................... 6
B truyn bỏnh rng cp nhanh: ................................................................................... 11

4.

Phn III. Thit k trc................................................................................................................... 17

1.

Chn vt liu. ...................................................................................................................... 17

2.

Tớnh sc bn trc................................................................................................................. 17
2.1

Xỏc nh tr s v chiu ca cỏc lc t chi tit quay tỏc dng lờn trc. ....................... 17

2.2

Xỏc nh s b ng kớnh trc: ............................................................................... 19

2.3

Xỏc nh khong cỏch gia cỏc gi v im t lc:............................................ 19

2.4

Xỏc nh ng kớnh v chiu di cỏc on trc ...................................................... 22

2.5

Kim nghim trc v bn mi: .............................................................................. 28

3. Tớnh chn then: ...................................................................................................................... 34
3.1

chn then trc I .......................................................................................................... 34

3.2

Tớnh chn then cho trc II : ....................................................................................... 35

3.3

Tớnh chn then cho trc III :...................................................................................... 37

4. Tớnh chn ln : .................................................................................................................... 40
4.1

ln trc I. .................................................................................................................. 40

4.2

ln trc II: ................................................................................................................ 43

4.3

ln trc III : ............................................................................................................... 46

5. Tớnh chn khp ni:............................................................................................................... 48
5.1

Khp ni cho u vo trc I:........................................................................................ 48

5.2 Khp ni cho u vo trc III: .......................................................................................... 50
PHN IV:CU TO V HP, CC CHI TIT PH V CHN CH LP TRONG HP ....................... 52

I.

Thit k cỏc kớch thc ca v hp. .................................................................................... 52
1.

Chn vt liu, b mt ghộp np v thõn. ......................................................................... 52


2.

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp. .................................................................................. 53

PHẦN V: CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP .................................................... 55
1. Cửa thăm. ............................................................................................................................... 55
2.Nút thông hơi: ......................................................................................................................... 55
3.Nút tháo dầu: ........................................................................................................................... 56
4. Que thăm dầu. ........................................................................................................................ 57
5. Vòng chắn dầu: ....................................................................................................................... 57
6. Chốt định vị: ............................................................................................................................ 58
7. Ống lót ........................................................................................................................................
8: Vßng đệm ............................................................................................................................... 58
9 : Nắp ổ: .................................................................................................................................... 58
10: KÕt cÊu cèc lãt : ................................................................................................................... 59
11: Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc ............................................................................................ 59
1. Bôi trơn ổ lăn ...................................................................................................................... 59
2. Bôi trơn hộp giảm tốc ......................................................................................................... 59
12: Xác định và chọn các kiểu lắp ............................................................................................ 60


NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN :

……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………… ……………..
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
…………………………………………………… …………………………….
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………

…………………………………………………… …………………………..….


THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Họ và tên: Mai Xuân Quyết
Mssv: 5751048043
Lớp: ckot k57
Bài tập: Tính công suất cần thiết, chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho hệ
thống truyền động.

Chế độ làm việc : mỗi ngày làm việc 2 ca , mỗi ca 4 giờ . Mỗi năm làm việc 300 ngày,
tải trọng va đập nhẹ
8

Thứ nguyên

Lực vòng trên băng tải F

200

KG

Vận tốc băng tải

1.15

m/s

Đường kính trong

400

mm

Chiều rộng băng tải B

400

mm


Thời hạn phục vụ
Tỷ số M1/ M
Sai số vận tốc cho phép

5

Năm

0,7
4

%


Phân I: Tính toán hộp giảm tốc
1. Chọn động cơ :
a ) Xỏc nh cụng sut ng c :
Do ng c lm vic ch di hn vi ph ti thay i nờn ta chn cụng sut ca
ng c sao cho trong thi gian lm vic ng c lỳc chy quỏ ti , lỳc chy non ti

mt cỏch thớch hp nhit ng c t giỏ tr n nh . Nh vy ta coi ng c
lm vic vi ph ti ng tr khụng i . Bng phng phỏp mụmen ng tr ta xỏc
nh cụng sut ca ng c.
Để chon động cơ điện cần tính công suất cần thiết
Gọi công suất ra cần thiết trên băng tải là P :
P =

F .v 2000.1,15
=
= 2,3 ( kW )
1000
1000

Trong đó:
F là lực vòng trên băng tải [kG].
v là vận tốc của băng tải [m/s].
Mt khỏc ta cú :
M max P0 M 1 P1
= ;
=
M
P M
P


V

Mmax =1,4M P0 = 1,4P1
M1 = 0,5M => P1 = 0,7P
Vỡ ti trng thay i theo bc nờn

(P P ) .t
t
2

Pt = P

i

1

i

i

= 2,3.

1, 42.5 + (4.3600 5) + 0, 7 2.4.3600
= 1,985(kW )
8.3600

Hiu sut truyn ng : = brì ì khp ni
Vi : br hiu sut cp bỏnh rng
- Hiu sut 1 cp ln
khp ni - Hiu sut ni trc di ng
Tra bng 2-3 tr s cỏc hiu sut (sỏch TTTKHDD c khớ trang 19) ta cú :

1
ỏn chi tit mỏy 2019

Hiu sut truyn ng l :

= 1 0.994 0.974 = 0,85

2. Công suất cần thiết của động cơ là
Pdc =

Ptd



=

1,985
= 2,34
0,85

( kW )

3. S vũng quay trc tang trng bng ti :
nct =

60000 v

D

=

60000 1.15

400

= 54.9 (vg/ph)

4. T s truyn ton b ca h thng dn ng : i vi b truyn bỏnh rng tr hai
cp ta chn ut = 24
S vũng quay s b ca ng c : nsb = nct.ut = 54,9. 24= 1317,6 (v/ph)

5. Chn ng c :
- Qua vic tớnh toỏn cỏc thụng s trờn ta da vo bng 1.3P sỏch TTTKHDDCK
tp mt trang 236 chn kiu ng c l 4A100S4Y3 cú cỏc thụng s k thut
l:
Cụng sut
kW

Vn tc quay vg/ph

Cos à

%

M max
M dn

MK
M dn

3,0

1420

0,83

82

2,2

2,0

2. Phõn phi t s truyn
T s truyn chung : ut =




=

1420
54,90

= 25,8

Chn uh = 26
+ uh : t s truyn hp gim tc
Vi b truyn l hp gim tc ng trc ta cú th phõn uh cho cỏc cp theo cụng thc :
u1 = u2 = = 26 = 5,1
+ u1 : t s truyn cho b truyn cp nhanh

2
ỏn chi tit mỏy 2019


+ u2: tỉ số truyền cho bộ truyền cấp chậm

3. Xác định công suất, momen, và số vòng quay trên các trục
+ PI , PII , PIII : công suất trên các trục I, II, III
+ nI , nII, nIII : số vòng quay trên các trục I, II, III
+ MI, MII, MIII : momen xoắn trên các trục I, II, III
Trục III : trục làm việc
PIII = Plv = 1,985 kW ;
NIII = nct = nII/u2 = 278,43/5,1 = 54,59 v/ph ;
MIII =

9,55 .106 .𝑃𝐼
𝑛𝐼𝐼

=

9,55 .106 .1,985
54,59

= 347256,82 Nmm

Trục II : trục II bao gồm 2 trục giống nhau trong hộp giảm tốc.
PIII
1,985
=
= 1, 03kW

2.br .ol 2.0,97.0,99

nII = nI/u2= 1420/5,1 = 278,43 v/ph
MII =

9,55 .106 .𝑃𝐼𝐼
𝑛𝐼𝐼

=

9,55 .106 .1,03
278,43

=35328,44 Nmm

Trục I : trục động cơ.
PI =

2 PII
2.1, 03
=
= 2,145kW
br .ol 0,97.0,99

nI = ndc = 1420 vg/ph
MI =

9,55 .106 .𝑃𝐼
𝑛𝐼

=

9,55 .106 .2,145
1420

= 14425,88 Nmm

Ta có bảng hệ thống các số liệu tính được:
Trục
Thông
số

Thứ
nguyên

Động cơ I

II

III

3
Đồ án chi tiết máy 2019


T s truyn u
Cụng sut P
S vũng quay n
Mụmen xon M

5,1
2,145
1420
14425,88

KW
v/ph
Nmm

1,03
6. 278,43
35328,44

5,1
1,985
54,59
347256,82

Phn II THIT K B TRUYN BNH RNG
I. .Chn vt liu ch to bỏnh rng :
1. Chn vt liu
Vỡ hp gim tc cú cụng sut nh b truyn chu ti trng va p nh v khụng
cú yờu cu gỡ c bit nờn ta chn vt liu ch to hai cp bỏnh rng nh sau :
Bỏnh ln : Thộp 45 tụi ci thin
t rn HB192.. 240 chn HB2 = 230
gii hn bn :

b2 = 750 MPa ;

gii hn chy : ch2 =450 MPa

Bỏnh nh : Thộp 45 tụi ci thin
t rn HB241.. 285 ta chn HB1 = 245
gii hn bn :

b1 = 850 MPa ;

gii hn chy : ch1 =580 Mpa
2, Xác định ứng suất cho phép
+, ứng suất tiếp xúc cho phép :

H = ( H lim

)

S H Z R Z V K xH K HL ;

+, ứng suất uốn cho phép :

F = ( F lim

)

S F YR YS K xF K FC K FL ;

Tính sơ bộ chọn :
ZRZVKxH = 1



H = H limKHL

SH ;

YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều)

F = F lim .KFL

SF

Ta cú : H lim = 2 HB + 70, F lim = 1,8 HB , S F = 1,75 , SH = 1,1 (Bng 6.2 trang 94)
Chn bỏnh nh HB1=245 ,bỏnh ln HB2 =230

4
ỏn chi tit mỏy 2019


+Bánh nhỏ:
 H lim1 = 2 HB + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa
 F lim1 = 1,8HB = 1,8.245 = 441MPa

Bánh lớn:
 H lim 2 = 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa
,  F lim 2 = 1,8HB = 1,8.230 = 414MPa

Theo công thức 6.5[1] ta có:
2, 4
NHO = 30. H HB1
2, 4



NHO1 = 30. H HB1 = 30.2452,4 = 1,6.107
2, 4

NHO2 = 30. H HB 2 = 30.2102,4 =1,39 .107
Từ công thức 6.7[1]
3

N HE

 T 
= 60 c   i  .ni ti
 Tmax 

N HE 2 = 60.1.12000

1420  3 4
3 4
7
1 . + 0, 7  = 13, 46.10
5,1  8
8

4
 4
N HE1 = 60.2.12000.1420 13. + 0, 73  = 13, 7.108
8
 8

+ Víi NHE1 > NHO1 nªn ta lÊy KHL1= 1

+ Víi NHE2 > NHO2 nªn ta lÊy KHL2= 1
VËy s¬ bé x¸c ®Þnh ®-îc:
[σH]1 =

[σH]2 =

 0 H lim 1 .K HL1
SH

 0 H lim 2 .K HL 2
SH

=

560 .1
= 509(MPa)
1,1

=

530 .1
= 481,8(MPa)
1,1

Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng do đó theo 6-12 :

 H  =

 H 1  +  H 2  = 509,09+481,82 = 495,46
2

2

Mpa

5
Đồ án chi tiết máy 2019


 [H] < 1,25 .min( [H]1 ; [H]2 ) = 1,25.481,82 = 602,28 Mpa

Với Cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL =1 do đó :
[H]’ =[H]2 = 481,82 Mpa
Theo (6-7) : NEF = 60c. ∑ (

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

6

) . 𝑛𝑖 𝑡𝑖

N EF 2 = 60.1.12000

1420  6 4
6 4
7
1 . + 0, 7  = 11, 2.10
5,1  8
8

NEF2 = 22,5.107 > NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
do đó theo ( 6.2a ) với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 ta được
 Do đó :KLF2 =1
(Đối với tất cả các loại thép: NFO =4.106 )
NFE1 = u. NEF2 = 5,1 . 22,4.107 = 114,24.107 > NFO  do đó lấy KLF1 =1
𝑜
Theo 6.2a: [F] = 𝐹𝑙𝑖𝑚
. KFC .KFL / SF
𝑜
Với : 𝐹𝑙𝑖𝑚
- ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở

KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải . với bộ truyền quay 1 chiều KFC =1
ta được :
[F]1 = 441.1.1/1,75 = 252,57
[F]2 = 414. 1.1/1,75 = 236,57

MPa
MPa

Ứng suất quá tải cho phép :
Theo (6-13) và (6-14)
[H]max = 2,8. ch2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[F1]max = 0,8. ch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa
[F2]max = 0,8. ch2 = 0,8 . 450 = 360 Mpa

3. Xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm
6
Đồ án chi tiết máy 2019

1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
3

theo 6-15a : aw2 =Ka.(u2 + 1) √[𝜎

𝑇2 .𝐾𝐻𝛽

2
𝐻 ] .𝑢2 .𝜓𝑏𝑎

trong đó : Ka – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và dạng răng .
Tra bảng 6-5 sách TKHDDCK trang 96 ta có Ka = 49,5 (MPa1/3)
𝜓ba = bw/aw tra bảng 6-6 ta chọn 𝜓ba = 0,3
Theo công thức(6-16)ta có:𝜓bd = 0,53 𝜓ba(u2+1) = 0,5.0,3.(5,1+1) = 0,9669
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.Với 𝜓bd = 0,9669 kết hợp tra bảng 6-7 sách TKHDCK trang 98
ta chọn KHβ =1,105, ứng với sơ đồ 4
T2 : mômen xoắn trên trục chủ động (trục II)
[H] : ứng suất tiếp xúc cho phép
3

Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1) √

35328,44.1,105

495,462 .5,1 .0,3

= 141,96 (mm)

Lấy aw2 = 140 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp :
• Xác định mô đun : theo công thức (6-17)
m = (0,01 ÷ 0,02)aw2 = (0,01÷ 0,02) 140 = 1,4 ÷ 2,8
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun pháp tuyến
mn = 2,5
• Xác định số răng , góc nghiêng  và số dịch chỉnh x :
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên  = 00
2.𝑎𝑤2
2.140
Số răng bánh nhỏ : z1 =
=
= 22,95
𝑚.(𝑢2 +1)

2.(5,1+1)

Chọn z1 = 23
z2 = u1.z1 = 5,1.23 = 117,3, chọn 117
Ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : theo (6-21) ta có
𝑚.(𝑧1 + 𝑧2 )
2.(23+117)
aw =
=
= 140 mm
2
2
như vậy với bánh răng thẳng có z1 = 23 theo bảng (6-9) chọn hệ số dịch chỉnh bánh
răng : bánh lớn : x2 = 0 ; bánh nhỏ : x1 = 0

3. Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng :
Theo (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε √

2𝑇2. 𝐾𝐻 (𝑢2 + 1)
2
𝑏𝑤 .𝑢2 .𝑑𝑤1

≤ [σH ]

trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =√

2.𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏
𝑠𝑖𝑛2𝛼𝑡𝑤

7
Đồ án chi tiết máy 2019


Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động.
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
bw - chiều rộng vành răng
dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ
Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có :
góc prôfin răng : t = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00) = 200
Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(23+117) = 140
Góc ăn khớp : tw = arccos(acost / aw ) = arccos(140.cos200 / 140) = 200

hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
ZH =√

2.𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏
𝑠𝑖𝑛2𝛼𝑡𝑤

=√

2.𝑐𝑜𝑠00
𝑠𝑖𝑛2.20

= 1,76

Chiều rộng vành răng : bw = 𝜓ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm
Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / m𝜋 = 42 . sin00 / 2𝜋 = 0
Theo công thức 6-36a ta có : Zε = √

4−𝜀𝛼
3

=

4 − 1,99
= 0.81
3

1
1
− ) = 1,99
117 23

  = 1,88 − 3,2(

Đường kính vòng lăn bán nhỏ là d w1 =
Theo (6.40)thì v =

  dw1  n2
60000

=

2  aw1 2 140
=
= 45,9 mm
u1 + 1
5,1 + 1

  45,9  278,43
60000

=0,67 (m/s).

Theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác là 9 do đó theo bảng (6.16) ta có go = 56
Theo (6.42) thì vH =  H  g o  v 

aw1
140
= 0,004  73 0,67 
= 1,025
u1

5,1

Trong đó  H = 0,004 tra bảng (6.15) do đó:
K Hv = 1 +

vH  bw  d w1
2  T1  K H   K H 

ta chọn  ba = 0,3 thì bw = 0,3  140 = 42 với bánh răng trụ răng thẳng thì K H
=1
Ta được:Khv = 1 +

1, 025  42  45,9
= 1, 025
2  35328, 44  1,105  1

V ậy K H = K Hv  K H  K H  = 1,025.1,105.1 = 1,13

8
Đồ án chi tiết máy 2019


Thay giá trị vừa tính được vào 6.33 ta được :

 H = Z m  Z H  Z 
 H = 1,76  274  0,81

2.T1  K H  (u1 + 1)
bw  u1  d w12

2  35328, 44 1,13 (5,1 + 1)
= 405,79Mpa
42  5,1 45,92

Theo 6.1 với v = 0,67 (m/s) thì lấy Zv = 1
với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần
d a <700 mm thì
gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5 ..1,6 µm do đó Z R = 0,95 với
K xH = 1 do đó theo (6.1)va (6.1a)

 H  =  H   Z v  Z r  K xH = 495,46  1  0,95  1 = 470,68 Mpa
,

Như vậy  H <  H  độ bền của bánh răng được thoả mãn

• Kiểm nghiệm bánh rang về độ bề uốn:
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá trị số cho phép
 F3 =
F4 =

2.TII .K F .Y .Y .YF 3
bw .d w3 .m

 F 3 .YF 4
YF 3

 [ F3 ]

 [F4

Trong đó :
+ T1I : mômen xoắn trên bánh chủ động, TII= 35328,44 (Nmm)
+ m : mô dun, m = 2(mm)
+ bW : chiều rộng vành răng ,bW = 42 (mm)
+ dW3: đường kính vòng lăn bánh chủ động ,dW3 = 49,5 (mm)
+ Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y =

1



=

1
= 0,5 (   - hệ
1, 99

số trùng khớp ngang)
+ Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y = 1 −

0
140

= 1−

0
=1
140

+ YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (phụ thuộc vào số răng tương

đương và hệ số dịch chỉnh)
Với hệ số dịch chỉnh x = 0. Tra bảng 6.18 – Tr 109 [2] ta có : YF3= 3,967;
YF4=
3,6

9
Đồ án chi tiết máy 2019


+ KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn, KF = KF  .KF .KFv

(2.19)

Với  bd = 0,9669 . Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được KF = 1,22 (sơ đồ 5) (KF - hệ số
kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng)
ta có KF = 1 vì bánh răng trụ thẳng (KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp)
KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
 b d
140
KFv = 1 + F W 3 W 3 , với  F = Fg0v aW / u = 0,016.73.0,67
= 4,1
2TII K F  K F
5,1
4,1.42.45, 9
= 1,09
2.35328, 44.1, 22.1
Từ (2.19),ta có : KF = KF  .KF .KFv = 1, 22.1.1,09 = 1,33 .

 KFv = 1 +

- Từ (2.17), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
 F3 =

2.TII .K F .Y .Y .YF 3
bw3 .d w3 .m

=

2.35328, 44.1,33.0,5.1.3,967
= 43,68(MPa)
42.49,5.2

- Từ (2.18), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
 .Y
43, 68.3, 6
 F4 = F3 F4 =
= 39, 64 (MPa)
YF 3

3,967

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
Với m = 2 (mm)  YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,0318 (YS - hệ
số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)
YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám
KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng.
CX
[F3] = [F3]YRYSKxF =252,57 .1.1,0318.1 = 260,6(MPa) > F3
[F4]CX = [F4]YRYSKxF = 236,57.1.1,0318.1 =244,09(MPa) > F4

bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .

Vậy,

1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ..) với
hệ số quá tải :
K qt =

Tmax Tmm 1, 4T1
=
=
= 1, 4
T
T1
T1

Trong đó: + Tmax – momen xoắn cực đại, Nmm
+ T1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm
Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng
suất uốn cực đại.
- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:
 H max =  H . K qt = 405, 69. 1, 4 = 480 (MPa) < [H]max = 1260 (MPa)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại [2]:
 F 3max =  F 3 .Kqt = 43,68.1, 4 = 61,152 (MPa) < [F1] = 252,5 (MPa)
 F 4max =  F 4 .Kqt = 39,64.1, 4 = 55, 496 (MPa) < [F2] = 236,57 (MPa)

10
Đồ án chi tiết máy 2019

=> thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải.
1.7.

Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Thông số
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Góc ăn khớp
Góc profin gốc
(theo TCVN 1065-71)

Bánh chủ động
aw = 140 mm
m =2
bw3=42mm
u = 5,1
=0
Z3 = 23
X3 = 0
d3 = 46 mm

tw = 20
 = 200

Bánh bị động

bw4 = 42mm

Z4 = 117
X4 = 0
d4 = 234 mm

4. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
4.1 Chọn vật liệu
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
4.1.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
- Vì hộp giảm tốc là hộp bánh răng trụ đồng trục nên khoảng cách trục của hai
bộ truyền bằng nhau: aW1 = aW2 = 140 (mm)
4.1.2 Xác định môđun m:
- Môđun được xác định theo công thức [2]:
m = (0,01  0,02). a w1 = (0,01  0,02).140=1,4  2,8
- Theo bảng 6.8 – Tr 99 [2]: chọn môđun pháp m =2,5 mm
2.3.3. Chiều rộng vành răng :
bW = aW 1 .ba = 140.0,3 = 42
2.3.4. Xác định số răng Z1 , Z2 :
- Chọn sơ bộ  = 100 , do đó cos = 0,9848
Số bánh răng nhỏ xác định theo [2] :
2a cos  2.140.0,9848
Z1 = W
=

= 18, 08 . Chọn Z1 = 18 (răng)
m(u1 + 1)

2,5(5,1 + 1)

Số bánh răng lớn xác định theo [2] :
Z2 = u1.Z1 = 5,1.18 = 91,8. Chọn Z2 = 92 (răng)

11
Đồ án chi tiết máy 2019


- Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
z2 92
=
= 5,111
z1 18
u −u
5,111 − 5,1
.100% =
.100% = 0, 21%  4%
Thỏa mãn điều kiện: u = m
u
5,1
m( Z1 + Z 2 ) 2,5(18 + 92)
Góc nghiêng : cos =
=
= 0,982   = 10,8o = 8050’38”
2aW1
2.140

um =

-

Ta không dịch chỉnh và dịch chỉnh bánh răng trụ răng nghiêng khó thực hiện và
làm thay đổi khoảng cách trục.
2.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều
kiện [2]:
-

 H = Z M .Z H .Z .

2.T1.K H .(um + 1)
 [H]
bw .um .d w21

Trong đó :
+ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 - Tr 96 [2] : ta có Z M =274 (Mpa1/3) .
+ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
2.cos b
ZH =
sin 2. tw

(2.27)

(2.28)

b - góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở:

tgb = cost.tg

t - góc prophin răng:t = arctg (

tg
)
cos 

(2.29)
(2.30)

 - góc prophin gốc- Theo TCVN 1065-71:=200
 - góc nghiêng răng,  = 10,84 = 10050’38”, cos = 0,982
Từ (2.30), ta có: t = arctg (

tg 20
) =20,337
0,982

Từ (2.29), ta có: tg b = cos(20,3370).tg(10,84) = 0,18
 b = 10,170 = 10010’43
tW – góc ăn khớp, tW=t =20,3370
Từ (2.28), ta có: ZH =

2.cos(10,170 )
= 1,737
sin(2.20,3370 )

+ Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Z = 1/ 
42.sin(10,84)

= 1, 006 < 1,1
Vì  = bW.sin/m =
2,5.3,14
 = [1,88 – 3,2(
Từ (2.31) Z =

(2.31)

1 1
1
1
)]cos = [1,88 – 3,2( + )]cos(10,840) = 1,637
+
18 92
Z1 Z 2

1
= 0, 78
1, 637

+KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K H = K H .K H .K Hv .

(2.32)

12
Đồ án chi tiết máy 2019


Trong đó : KH - hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng,
Theo bảng 6.7-Tr98: KH = 1,067 (với sơ đồ 5 )

KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp
 .d w1.n1 3,14.45,9.1420
Vận tốc vòng của bánh răng : v =
=
= 3, 41(m / s) .
60000

60000

Với dw1- đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1=2aw/(um+1) = 2.165/(6,76+1) = 45,9 (mm)
Tra bảng 6.13-Tr 102 [2]: với v = 3,41 < 4 (m/s) nên cấp chính xác của bánh răng là 9.
Tra Bảng 6.14-Tr107 [2] : ta được KH = 1,16
+ KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp
KHv = 1 +
với vH = H.g0v

vH bW 1dW1

(2.33)

2T1 K H  K H

aW
140
= 0,002.73.3,42.
= 2,616(trong đó H là hệ số kể đến ảnh
um
5,1

hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 – Tr 107 [2] được H = 0,002; g0 là hệ số
kể đến ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2 , tra bảng 6.16 – Tr 107 [2] được g0 = 73)
Từ (2.33)  KHv = 1 +

2, 616.42.45,9
= 1,14
2.14425, 88.1, 067.1,16

Từ (2.32)  KH = 1,14.1,16.1,067=1,41
Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2.14425,88.1, 41.(5,1 + 1)
 H = 274.1, 737.0, 78.
= 274,54( MPa)
42.5,1.45,92
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[H]CX = [H].Zv.ZR.KxH
(2.34)
Trong đó : [H] = 495,46 (MPa)
với v = 3,41(m/s) < 5 (m/s)  lấy Zv = 1 (Zv - hệ số ảnh hưởng của vận tốc
vòng)
Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm)  lấy KxH = 1 (KxH - hệ số kể đến ảnh hưởng
của kích thước bánh răng)
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần
gia công đạt độ nhám Ra = 2,5  1,25 (m)  lấy ZR = 0,95 (ZR - hệ số kể đến độ
nhám bề mặt răng làm việc)
Từ (2.34)  [H]CX = 495,46.1.1.0,95 = 470,69 (MPa)
 Như vậy H < [H]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc.
2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được

vượt quá một giá trị cho phép [2]:
 F1 =

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1 .m

 [ F1 ]

(2.35)

13
Đồ án chi tiết máy 2019


 F2 =

 F 1 .YF 2
YF 1

 [F 2 ]

(2.36)

Trong đó :
+ T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 =TI= 14425,88 (Nmm)
+ m : mô dun pháp, m = 2,5(mm)
+ bW : chiều rộng vành răng ,bW = 42 (mm)
+ dW 1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động ,dW 1 = 45,81 (mm)
+ Y : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y =

1



=

1
= 0,61 (   1, 637

hệ số trùng khớp ngang)
0
10,840
= 1−
= 0,922
140
140
+ YF 1 , YF 2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (phụ thuộc vào số răng tương
đương và hệ số dịch chỉnh)
Z1
18
Số răng tương đương : Z v 1 =
=
= 19
3
(0,982)3
cos 
Z2
92
Zv 2 =
=

= 97,15
3
(0,982)3
cos 
Tra bảng 6.18 – Tr 109 [2] ta có : YF 1 = 4,14;
YF 2 = 3,601
+ KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn, KF = KF  .KF .KFv
(2.37)

+ Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y = 1 −

Với  bd = 0,53 ba (u + 1) = 0,53.0,3(5,1 + 1) = 0,9699 . Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2]
ta được KF = 1,15 (sơ đồ 5) (KF - hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên
chiều rộng vành răng)
Với vận tốc vòng v = 3,42 (m/s), cấp chính xác 9. Tra bảng 6.14 – Tr 107 [2]: ta có
KF = 1,4 (KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp)
KFv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
 b d
140
KFv = 1 + F W W 1 , với  F = Fg0v aW / u = 0,011.73.3,42
= 14,388
2T1 K F K F

5,1

 KFv = 1 +

14, 388.42.45, 9
= 1,83
2.14425, 88.1,15.1, 4

Từ (2.37),ta có : K F = K F  .K F .K Fv = 1,15.1, 4.1,83 = 2,9463 .
- Từ (2.35), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
 F1 =

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m

=

2.14425, 88.2,9463.0, 61.0,922.4,14
=20,13(MPa)
42.45,9.5,1

- Từ (2.36), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
 .Y
20,13.3, 601
= 17,5 (MPa)
 F 2 = F1 F 2 =
YF 1

4,14

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép :
Với m = 2,5 (mm)  YS = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,016, (YS - hệ số xét đến độ
nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)

14
Đồ án chi tiết máy 2019

YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám
KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng.
[F1]CX = [F1]YRYSKxF = 252,57.1.1,016.1 = 256,69(MPa) > F1
[F2]CX = [F2]YRYSKxF = 236,57.1.1,016.1 = 240,35(MPa) > F2
Vậy, bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
- Khi làm việc răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , hãm máy ..) với
hệ số quá tải :

K qt =

Tmax Tmm 1, 4T1
=
=
= 1, 4
T
T1
T1

Trong đó: + Tmax – momen xoắn cực đại, Nmm
+ T1 – momen xoắn danh nghĩa, Nmm
Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng
suất uốn cực đại.
- Ứng suất tiếp xúc cực đại [2]:

 H max =  H . K qt = 274,54. 1, 4 = 324,8 (MPa) < [H]max = 1260 (MPa)
=> thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại [2]:
 F1max =  F1.Kqt = 20,13.1, 4 = 28,182 (MPa) < [F1] = 464 (MPa)

 F 2max =  F 2 .Kqt = 17,5.1, 4 = 24,5 (MPa) < [F2] = 360 (MPa)

=> thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Vậy, bánh răng đủ bền khi quá tải.

2.5 Các thông số cơ bản của bộ truyền
Thông số
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Góc ăn khớp
Góc profin gốc
(theo TCVN 1065-71)
Góc profin răng

Bánh chủ động

Bánh bị động
aw = 140 mm
m =2,5
bw1=42 mm
bw2 = 42mm
u = 5,1
 = 10,840 = 10050’23”
Z1 = 18

Z2 = 92
X1 = 0
X2 = 0
d1 = 45,9
d2 = 230
0
tw = 20,337 = 20020’13”
 = 200
t = 20,3370 = 20020’13”

15
Đồ án chi tiết máy 2019


3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc:
- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt
tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong
hộp giảm tốc.
- Đối với hộp giảm tốc ta đang thiết kế do có vận tốc nhỏ v < 12m/s nên dùng
phương pháp bôi trơn ngâm dầu.
- Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn (hay bánh bị dẫn) được
ngâm trong dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều ngâm trong
dầu và khoảng cách giữ mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một giá
trị cho phép (thường bằng 8 đến 10 mm) [1].
3.1. Cặp bánh răng cấp nhanh.
- Chiều cao răng: h1 = h2 =2,25m =2,25.2,5 = 5,625 (mm)
- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu [1] :
l2min = (0,75  2)h = (0,752 ).5,625 = (4,21  11,25) (mm).
- Do chiều cao ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 mm nên ta chọn l2min =12 (mm)
Do đó:

+Mức dầu tối thiểu xác định theo công thức[1] :
X 2min =

da 2
230
− l2min =
− 12 = 103(mm)
2
2

+ Mức dầu tối đa : Vì v = 3,42(m/s) > 1,5 m/s nên
l2max = l2min + 10 = 12 + 10 = 22(mm)
X2max = X2min – 10 = 103 – 10 = 93(mm).
3.2. Cặp bánh răng cấp chậm.
- Chiều cao răng: h3 = h4 = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm)
- Chiều cao ngâm dầu tối thiểu [1]:
l4min = (0,75  2)h = (0,752 ).4,5 = (3,375  9) (mm).
- Do chiều cao ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 mm nên ta chọn l4min =12 (mm)
Do đó:
+ Mức dầu tối thiểu:
+ Mức dầu tối đa:

X 4min =

da 4
292,5
− l4min =
− 12 = 134, 25(mm)
2
2

Vì v= 0,67 (m/s) < 1,5 m/s nên
d a 4 292,5
=
= 36,56(mm)
8
8
d
292,5
= a 4 − l4max =
− 36,56 = 109, 69( mm)
2
2
l4max =

X 4max

3.3. Mức dầu chung:
Mức dầu chung cho cả hộp:
Xmin = Min(X2min ; X4min ) = Min( 103 ; 134,2 ) = 103 (mm).
Xmax = Max(X2max ; X4max) = Max(93 ; 109,69) = 109,69 (mm).
Vậy ta chọn mức dầu bôi trơn là :
Xmin =103 mm
Xmax =109,69 mm
4. Kiểm tra điều kiện chạm trục:
Vì bộ truyền hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra điều kiện chạm trục.
5. Kiểm tra sai số vận tốc:
- Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức sau [1]:

16

Đồ án chi tiết máy 2019


n =

- Với: + nthuc =
+ uthuc =

→ nthuc =

nthuc − n
.100%  4%
n

ndc
uthuc

Z 4 Z 2 92 117
. = .
= 26
Z3 Z1 18 23

ndc 1427
=
= 54,88
uthuc
26

Vậy, sai số vận tốc  n =

54,88 − 54,9
.100% = 0, 034%  4%
54,9

Thỏa mãn điều kiện.

Phần III. Thiết kế trục
1. Chọn vật liệu.
Trục của hộp giảm tốc chỉ chịu tải trọng nhỏ, do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện có b
= 600 (Mpa); ch = 340 (Mpa); ứng suất xoắn cho phép [ ] = ( 12  20 ) (Mpa).
2. Tính sức bền trục.
2.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm 3 thành phần: lực
vòng Ft; lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa. Trị số của chúng được xác định theo các
công thức [2]:
Ft =

2.T1
d w1

Ft1tg tw
cos
Fa = Ft tg 
Fr =

Trong đó: + T1 – mômen xoắn trên trục bánh chủ động, nmm.
+ dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm
+  tw - góc ăn khớp;  - góc nghiêng răng.
- Bộ truyền cấp nhanh:
+ Ft1= Ft2 =

2.T1 2.14425,88
=
= 628,57 ( N )
d w1
45,9

tg tw
tg (20,337 0 )
= 628,57.
= 237, 21( N )
+ Fr1 = Fr2= Ft1.
cos 
cos(10,840 )

+ Fa1 = Fa2 = Ft1.tg = 628,57.tg10,840 = 120,36 (N)
Fp=Frk1 = (0,2 ÷ 0,3)2T1/Dt = (0,2 ÷0,3).2.14425,88/50 = (115,4..173,11) N
Lấy Frk1 = 173,11 (N)

17
Đồ án chi tiết máy 2019


(Trong đó: T1 – mômen xoắn, Nmm; Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối
trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16-10a – Tr 68 [3])
-

Bộ truyền cấp chậm:
+ Ft3= Ft4 =

2.TII 2.35328, 44
=
= 1539,36( N )
d w3
45,9

+ Fr3 = Fr4 = Ft 3 .

tg tw
tg (200 )
= 1539,36.
= 560, 27 ( N )
cos 
cos(00 )

- Ngoài ra, còn lực tác dụng từ khớp nối:
*Trục III:
Fp=Frk= (0,2 ÷ 0,3)2T3/Dt = (0,2 ÷ 0,3).2. 347256,8/105 = (1322,88..1984,32) N
Lấy Frk3 = 1322,88N
(Trong đó: T1 – mômen xoắn, Nmm; Dt - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối
trục vòng đàn hồi tra theo bảng 16-10a – Tr 68 [3])

18
Đồ án chi tiết máy 2019


2.2

Xác định sơ bộ đường kính trục:

- Đường kính trục được xác định theo công thức [2]:
d sb 

3

T
0, 2.[ ]

Trong đó: + T – mômen xoắn, Nmm.
+ [ ] - ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [ ] = 15 Mpa

- Đường kính trục I:
3 14425,88
3
𝑇1
𝑑𝛪𝑠𝑏 ≥ √
= √
= 16,87(𝑚𝑚)
0,2. [𝜏]
0,2.15

Chọn d = 25mm
Đường kính trục II:
dsb =

3

T2
35328, 44
=3

= 22, 75(mm) => chọn d 2 =25(mm).
0, 2.[ ]
0, 2.15

- Đường kính trục III:
dsb = 3

T3
347256,82
=3
= 48, 73(mm) => chọn d 3 =52(mm).
0, 2.[ ]
0, 2.15

2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Dựa theo đường kính trục sơ bộ, tra bảng 10.2 – Tr 189 [2], xác định gần đúng
chiều rộng ổ lăn bo :
d(mm)
20
30
25
35
45
bo(mm)
15
19
17
21
- Chiều dài mayơ lm:
* Trên trục I:

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ :
- Theo yêu cầu lắp ghép nên chọn b01 = 15 mm
lmbr12 = (1,21,5)d1
=(1,21,5)30 =(3645)mm
Lấy lmbr12 = 44 (mm)
+ Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
lkn32 = (1,42,5)d1 = (1,42,5).30 = (4275)mm
Lấy lkn11 = 50(mm)

25

* Trên trục II: Trên trục có 2 mayơ của 2 bánh răng trụ.

19
Đồ án chi tiết máy 2019