thiết kế hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp.

LỜI NĨI ĐẦU
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung khơng thể thiếu trong
chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí. Đồ án mơn học Thiết kế sản phẩm với cad
mà trước đây là đồ án mơn học Chi tiết máy giúp cho sinh viên có thể hệ thống
hóa lại kiến thức của các mơn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai,
Chế tạo phôi, Vẽ kĩ thuật và đặc biệt là môn học Thiết kế sản phẩm với cad.
Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu về phương pháp
tính tốn và thiết kế các chi tiết máy có cơng dụng chung từ đó giúp sinh viên có
những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính
tốn các chi tiết máy, làm cơ sở vận dụng vào thiết kế máy, vì vậy thiết kế đồ án
môn học Thiết kế sản phẩm với cad là một công việc quan trọng và rất cần thiết.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp có tỷ số truyền
khơng đổi, và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng mơmen xoắn. Với chức năng
như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rộng rãi trong các ngành cơ
khí, hóa chất, luyện kim, cơng nghiệp đóng tàu…Trong giới hạn mơn học chúng
em được giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc cơn – trụ hai cấp.
Trong q trình làm đồ án, được sự giúp đỡ nhiệt tình của các thầy cơ trong bộ
mơn, đặc biệt là thầy ThS.Nguyễn Hồng Nghị và thầy KS.Lê Văn Nhất, chúng
em đã hoàn thành xong đồ án mơn học của mình. Do đây là đồ án đầu tiên của
khóa học, với trình độ và thời gian có hạn nên trong q trình thiết kế khơng
tránh khỏi những sai sót xảy ra nên chúng em rất mong được sự góp ý của các
thầy cơ trong bộ môn để chúng em hiểu biết hơn về hộp giảm tốc côn – trụ cũng
như các kiến thức về thiết kế các hộp giảm tốc khác.
Em xin chân thành cảm ơn !

Nhóm sinh viên thiết kế
Nguyễn Văn Hưởng
Dương Văn Lâm
Đinh Văn Lợi

MỤC LỤC
LỜI NĨI ĐẦU .......................................................................................................1
MỤC LỤC ..............................................................................................................2
Phần I......................................................................................................................5
TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ .................................5
1. Chọn động cơ điện. ....................................................................................5
1.1. Chọn kiểu, loại động cơ ......................................................................5
1.2. Chọn công suất động cơ......................................................................5
1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ...........................................6
1.4. Chọn động cơ thực tế ..........................................................................7
1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ. .............7
2. Phân phối tỉ số truyền. .............................................................................8
2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc. .........................8
2.2. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc ...........................8
3. Tính tốn các thơng số trên các trục. ......................................................9
3.1. Tính cơng suất trên các trục. ..............................................................9
3.2. Tính số vịng quay của các trục. .........................................................9
3.3 Tính mơmen xoắn trên các trục. ........................................................9
3.4. Bảng kết quả. .....................................................................................10
Phần II ..................................................................................................................10
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN .....................................................................10
1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH .............................................10
1.Chọn vật liệu .........................................................................................10
1.1.Bánh răng nhỏ ...............................................................................10
1.2. Bánh răng lớn. ..............................................................................11
2. Xác định ứng suất cho phép. ..............................................................11
3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : .....................................12
3.1. Xác định chiều dài cơn ngồi theo cơng thức sau : ....................12
3.2. Xác định các thông số ăn khớp. ...................................................13
3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. .........................................14

3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. ................................................15
3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. .......................................................17
3.6. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng côn. ...............17
2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM................................................18
2.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: ....................................................18
2.2. Xác định các thông số ăn khớp: .......................................................18
2.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: .............................................18
2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: ...................................................20
2.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: ..........................................................21
2.6. Các thơng số và kích thước bộ truyền: ............................................22
2.7. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc. ................................22
2.8. Kiểm tra điều kiện trạm trục. ............................................................24


PHẦN III ..............................................................................................................25
THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT NỐI ĐỠ ...........................................................25
1. Thiết kế trục .............................................................................................25
1.1 Sơ đồ đặt lực như hình vẽ .................................................................25
1.2. Tính sơ bộ đường kính trục ..............................................................25
1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .............26
...................................................................Error! Bookmark not defined.
1.4. Tải trọng tác dụng lên trục ................................................................27
1.5. Tính tốn trục I .................................................................................28
1.5.1. Tính các phản lực ........................................................................28
1.5.2. Mômen trên trục ..........................................................................28
1.5.3. Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục .........................................29
1.5.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.................................................30
1.5.5. Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh. ....................................................32
1.6. Tính tốn trục II ................................................................................33
1.6.1. Tính các phản lực ........................................................................33

1.6.2.Mơmen trên trục ...........................................................................34
1.6.3. Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục .........................................34
1.6.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: ...............................................36
1.6.5. Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh. ....................................................38
1.7. Tính tốn trục III ..............................................................................38
1.7.1. Tính các phản lực ........................................................................38
1.7.2.Mơmen trên trục ...........................................................................39
1.7.3. Biểu đồ mômen và sơ đồ kêt cấu trục: ........................................40
1.7.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.................................................41
1.7.5. Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh. ....................................................44
2. Tính chọn ổ lăn ........................................................................................44
2.1. Tính chọn ổ trục đầu vào hộp giảm tốc. ..........................................44
2.1.1. Tính lực tác dụng lên ổ trục. .......................................................44
2.1.2. Chọn loại ổ ..................................................................................45
2.1.3. Chọn cấp chính xác ổ lăn. ..........................................................46
2.1.4. Tính ổ theo khả năng tải động. ...................................................46
2.1.5. Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh ...........................................47
2.2. Tính chọn ổ trên trục trung gian của hộp giảm tốc ........................48
2.2.1. Tính lực tác dụng lên ổ................................................................48
2.2.2. Chọn loại ổ lăn ............................................................................48
2.2.3. Chọn cấp chính xác ổ lăn. ...........................................................49
2.2.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. ...............................49
2.2.5. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. .................................50
2.3. Tính chọn ổ trên trục ra của hộp giảm tốc ......................................50
2.3.1. Tính lực tác dụng lên ổ................................................................50
2.3.2. Chọn loại ổ ..................................................................................52
2.3.3. Chọn cấp chính xác ổ lăn. ...........................................................52
2.3.4. Tính chọn ổ theo khả năng tải động............................................52

2.3.5. Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh ........................................54
3. Chọn khớp nối. ........................................................................................54
3.1. Chọn khớp nối trục vào hộp giảm tốc ................................................55
3.2. Chọn khớp nối trục ra hộp giảm tốc ..................................................55
4. Tính chọn then .........................................................................................56
4.1. Tính chọn then trục đầu vào hộp giảm tốc. .....................................56
4.1.1. Then lắp ghép giữa trục với bánh răng côn...............................56
4.1.2. Then lắp ghép giữa trục với khớp nối. ........................................57
4.2. Tính chọn then trên trục trung gian hộp giảm tốc ..........................58
4.2.1. Kiểm tra điều kiện liền trục........................................................58
4.2.2. Chọn then ...................................................................................59
4.2.3. Kiểm nghiệm then .......................................................................59
4.3.Tính chọn then trên trục ra hộp giảm tốc .........................................61
4.3.1. Then lắp ghép giữa trục với bánh trụ răng nghiêng. ..................61
4.3.2. Then lắp ghép giữa trục với khớp nối. ........................................61
PHẦN IV...............................................................................................................63
CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP
TRONG HỘP...................................................................................................63
1. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc ..................................................................63
2. Bảng kích thước các gối trục ..................................................................65
3. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp ..............................65
3.1. Bulông vòng .......................................................................................65
3.2. Chốt định vị: .......................................................................................66
3.3. Cửa thăm ............................................................................................66
3.4. Nút thông hơi......................................................................................67
3.5. Nút tháo dầu .......................................................................................68
3.6. Kiểm tra mức dầu ...............................................................................69
TÀI LIỆU THAM KHẢO ..................................................................................69

Phần I

TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1. Chọn động cơ điện.
1.1. Chọn kiểu, loại động cơ
Với hệ dẫn động băng tải dùng với các hộp giảm tốc ta nên sử dụng loại
động cơ điện xoay chiều ba pha rơto lồng sóc.vì nó có những ưu điểm sau:
Kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy,
có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha khơng cần biến đổi dịng điện.
1.2. Chọn công suất động cơ
Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo
cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm
bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau [1]:
dc
pdm
 pdtdc

(kW)

(1)

dc
Trong đó: pdm
: - Công suất định mức của động cơ.

pdtdc : - Công suất đẳng trị trên trục động cơ.
Trong trường hợp tải trọng khơng đổi:

pdtdc  plvdc

(kW)

(2)

Trong đó: plvdc - Cơng suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.

plvdv
Với:



plvct



(kW)

(3)

plvct : - Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác.

 : - Hiệu suất chung của toàn hệ thống.
Trong hộp giảm tốc gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên:

η =η2kn ηol4 ηbrcηbrt

(4)
Tra bảng 1.1 [1] ta có:
 kn = 1

- Trị số hiệu suất của khớp nối.

brt = 0,97

- Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.

 brc = 0,97 - Trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn.


ol = 0,99

- Trị số hiệu suất của ổ lăn.

Hiệu suất chung của tồn hệ thống:

  12.0,994.0,95.0,96  0,876
Cơng suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác được xác định theo cơng
thức sau:
Plvct 

Trong đó:

Ft .V 1500.1, 7

 2,55 (kW)
103
103

Ft : - Lực vịng xích tải (N).
v : - Vận tốc xích tải (m/s).

Thay vào (3) ta có:

plvdv 

2,55
 2,911 (kW)
0,876

(5)

Như vậy, động cơ cần chọn phải có cơng suất lớn hơn hoặc ít nhất bằng 2,911
dc
(kW). Chọn pdt
= 3 (kW).

1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay đồng bộ của động cơ được xác định theo cơng thức:
n db =

Trong đó:

60.f
p

ndb : - Số vòng quay đồng bộ của động cơ điện.
f : - Tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50Hz)

p : - Số đôi cực từ; p = 1;2;3;4;5;6.

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khn khổ và
giá thành của động cơ tăng (vì số đơi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số
vịng cao lại u cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng,
dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.
Do trạm dẫn động băng tải khơng có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn các
động cơ có p = 2 tương ứng với số vịng quay đồng bộ là 1500 (vịng/phút)
(tương ứng số vịng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 vòng/phút).
Số vòng quay của trục cơng tác là:
n ct =

Trong đó:

60.103 .v 60.103 .1,7
=
»79,2 (vịng/phút)
π.D
3,14.410

nct: Số vịng quay của trục cơng tác (vịng/phút).
D : đường kính tang dẫn của băng tải (mm).


V : vận tốc vòng của băng tải (m/s).
Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:
u sb =

n db 1450
=
»18,31
n ct 79,2

Theo bảng 1.2 [1] ta có : Với hộp giảm tốc cặp bánh răng cơn – trụ, tỷ số truyền
nên dùng là: 8  31,5 . Vậy tỷ số truyền sơ bộ là hợp lý, ta chọn : ndb = 1500
(vòng/phút).
1.4. Chọn động cơ thực tế
Từ (1), (2), (3) và (5), Tra bảng P1.1[1] ta chọn được động cơ K112M4 với
các thông số sau:

Kiểu

K112M4

Công
Vận tốc
Cos
suất
quay
φ
(kW) (vịng/phút)
3

1445

0,83

Ik
Idn

Tk
Tdn

5,9

2

Số
Khối Tần
Điện áp đơi
lượng số
lưới (V) cực
(kg) (Hz)
từ
41

50

220/380 P=4

1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ.
1.5.1. Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ:
Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ
của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ.
Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu cơng thức sau đảm bảo:
dc
dc
pmm
 pdm

Trong đó:

(6)

dc
pmm
: - Cơng suất mở máy của động cơ (kW).
dc
pmm


Với:

(kW)

Tk
. p dc  2.3  6
Tdn dm

(kW)

(7)

Tk : - Mômen khởi động của động cơ.

Tdn : - Mômen danh nghĩa của động cơ.
dc
: - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW).
pbd
dc
pbd
 kbd . plvdc  1, 4.2,911  4,0754 (kW)

Từ (7) và (8) ta có điều kiện (6) thỏa mãn.
1.5.2. Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ:

(8)


Với sơ đồ tải trọng có tính chất khơng đổi và quay một chiều, nên không
cần kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ.
Vậy, Động cơ K112M4 thỏa mãn điều kiện đầu bài.
2. Phân phối tỉ số truyền.
Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống (u) xác định theo:
U



ndc 1445

 18, 25
nct 79, 2

Trong đó:

ndc: - Số vịng quay của động cơ đã chọn (vòng/phút).
nct: - Số vòng quay của trục cơng tác (vịng/phút).
Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp nên ta có:
U   U1.U 2

với : u1, u2 là tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống.
2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc.

Ký hiệu:
U h : - tỷ số truyền của hộp giảm tốc;
U ng : - tỷ số truyền của bộ truyền ngoài hộp;

Trong sơ đồ khai triển trạm dẫn động cho trong đề bài, có hai bộ truyền ngồi
hộp là khớp nối, vậy ta có:
U ng  U kn2  12  1

Ta có:
Uh



U U

 U   18, 25
U ng
1

2.2. Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc
Với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp, để nhận được chiều cao hộp giảm
tốc nhỏ có thể tính tỉ số truyền bộ truyền bánh răng cấp chậm U 2 theo công thức
sau [1]:
U 2  1, 073 3

 ba 2U h
Kbe (1  0,5Kbe )

2

 1, 073 3

0, 4.18, 25
 3, 61
0, 25(1  0,5.0, 25) 2

Trong đó:
Kbe  (0, 25  0,3) : - hệ số chiều rộng vành răng bánh răng côn.

 ba 2  (0,3  0, 4) : - hệ số chiều rộng bánh răng trụ.

Tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng côn trụ cấp nhanh:


U1 

U h 18, 25

 5, 06
U2
3, 61

Kết luận:
Tỉ số truyền cho cả hộp giảm tốc : U h  18, 25
Tỉ số truyền cho bộ truyền bánh răng côn trụ cấp nhanh: U1  5, 06
Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng khớp chậm: U 2  3, 61
3. Tính tốn các thơng số trên các trục.
Ký hiệu các chỉ số tính tốn như sau: Chỉ số "dc" ký hiệu trục động cơ, các
chỉ số “I”, “II”, “III”, “ct” lần lượt là ký hiệu của các trục 1, 2, 3 và trục cơng
tác.

3.1. Tính cơng suất trên các trục.
Với sơ đồ tải trọng khơng đổi ta có:
- Cơng suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo cơng thức:
pdc  p 
dc
lv

plvct





2,55
 2,91 (kW)
0,876

- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III và trục công tác (ct) xác định theo
các công thức sau:
p1  pdc .dc  I .ol  2,91.1.0,99  2,88 (kW)
p2  p1.I  II .ol  2,88.0,95.0,99  2, 71 (kW)
p3  p2 .II  III .ol  2, 71.0,96.0,99  2,58 (kW)
pct  p3 . III ct .ol  2,58.1.0,99  2,55 (kW)

3.2. Tính số vịng quay của các trục.
n1  ndc  1445 (vòng/phút)
- Tốc độ quay của trục I:
- Tốc độ quay của trục II:

nII 

- Tốc độ quay của trục III:

nIII 

- Tốc độ quay của trục công tác:

ndc 1445

 285, 6 (vòng/phút)
u I  II 5, 06
nII
u II  III



285,57
 79,1 (vòng/phút)
3, 61

nct  n III  79,1 (vịng/phút)

3.3 Tính mơmen xoắn trên các trục.
Mơ men xoắn trên trục động cơ được xác định theo công thức sau:
Tdc 

9,55.106. p dc 9,55.106.2,91

 19232 (Nmm)
ndc

1445

Mô men xoắn trên trục I:


TI 

9,55.106. p I 9,55.106.2,88

 19034 (Nmm)
nI
1445

Mô men xoắn trên trục II:
TII 

9,55.106. p II 9,55.106.2, 71

 90618 (Nmm)
nII
285, 6

Mô men xoắn trên trục III:
9,55.106. p III 9,55.106.2,58

 311492 (Nmm)
nIII
79,1

TIII 

Mô men xoắn trên trục công tác:
Tct 

9,55.106. p ct 9,55.106.2,55

 307870
nct
79,1

(Nmm)

3.4. Bảng kết quả.
Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính tốn sau này,
do vậy ta có bảng thống kê kết quả sau:
Bảng kết quả tính.
Trục
Thơng số
Cơng suất (kw)
Tỷ số truyền
Số vịng quay(v/ph)
Mô men (Nmm)

Động cơ

I

II

III

Công tác

2.91

2.88

2.71

2.58

2.55

1
1445
19232

5.06
1445
19034

3.61
285.6
90618

1
79.1
311492

79.1

307870

Phần II

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH
1.Chọn vật liệu
1.1.Bánh răng nhỏ
Theo (6.1) [1] do khơng có u cầu gì đặc biệt nên ta chọn bánh răng nhỏ
được chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:
HB 241…285
 b1  850MPa
 ch1  580MPa


1.2. Bánh răng lớn.
Chọn thép 45 tôi cải thiện chế tạo bánh răng có:
HB 192…240
 b1  750MPa
 ch1  450MPa

2. Xác định ứng suất cho phép.
- Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180…350
 Ho lim  2 HB  70 ; S H  1,1
; S F  1,75
 Fo lim  1,8HB
+) Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1  245
+) Chọn độ rắn bánh răng lớn HB2  235
Khi đó:
 Ho lim1  2 HB1  70  2.245  70  560

( MPa)

 Ho lim 2  2 HB2  70  2.235  70  540

( MPa)

 Fo lim1  1,8.HB1  1,8.245  441

( MPa)

 Fo lim 2  1,8.HB2  1,8.235  423

( MPa)

- Ta có công thức xác định số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng
suất tiếp xúc :
2, 4
N HO  30 H HB

Trong đó :
H HB : độ cứng Brinen

N HO 1  30.2452, 4  1,6.10 7
N HO 2  30.2352, 4  1,5.10 7

- Số chu kỳ ứng suất thay đổi tương đương N HE
3

N HE

 T 
 60c  i  niti
 Tmax 

Trong đó:
Ti : Mơ men xoắn ở chế độ thứ I của bánh răng đang xét.
n i : Số vòng quay trong 1 phút ở chế độ thứ i.
t i : Tổng số thời gian làm việc ở chế độ thứ i.
c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c=1.
- Theo đề tài tính chất của tải trọng là ổn định nên ta có:

N HE  N FE  60cnt 
Với t  là tổng số thời gian làm việc của bánh răng đang xét.


N HE1  60.1.1445.8.2.365.0,7.10  3,5.109

+)


N HE1  N FE1  N1  3,5.109
N HE2  60.1.277,88.8.2.365.0,7.10  6,82.108

+)

N HE2  N FE2  N2  6,82.108



Vậy so sánh kết quả tính được ta thấy:
+) N HE1  N HO1  lấy N HE1  N HO1  K HL1  1
+) N HE 2  N HO2  lấy N HE 2  N HO2  K HL2  1
Trong đó :
K HL : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền.
Vậy ta có thể xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép  H  và ứng suất
uốn cho phép  F  theo công thức :

 H    Ho lim K HL
SH

   

o
H lim1

K HL1
1
 560.  509,1
S H1
1,1

   

o
H lim2

K HL 2

1
 540.  490,9
S H2
1,1

H1

H2

( MPa)

( MPa)

- Với bộ truyền bánh răng cơn thẳng ta có :

 H '   H 2  490,9
 F  

 Fo lim .K FC .

 F1  

441.1.

 F 2  

423.1.

( MPa)

K FL
SF

1
 252 ( MPa)
1, 75

1
 241, 7 ( MPa)
1, 75

3. Tính bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng :
3.1. Xác định chiều dài cơn ngồi theo công thức sau :


Re  K R u 2  1 . 3

T1 K H

1  K be K beu H  ' 2

- Với bộ truyền bánh răng thẳng bằng thép K R  0,5.K d  0,5.100  50.MPa1/ 3 ;
chọn K be  0,25 , theo bảng 6.21 [1] với :
K be u
0,25.5,06

 0,723
2  K be
2  0,25

- Trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được K H   1,18 ;
T1  19034 ( Nmm) do đó :

Re  50 5, 062  1. 3

19034.1,18
 119 ( mm)
1  0, 25  0, 25.5, 06.490,9 2

3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
- Ta có
d e1 

2 Re
1 u

2



2.119
1  5, 062

 46,14 (mm)

do đó tra bảng 6.22 [1] ta được z1 p  15 .Với HB<350, z1  1,6z1 p  1,6.15  24 ;
- Đường kính trung bình và modul trung bình :
dm1  1  0,5Kbe  de1  1  0,5.0, 25 .46,14  40,37 (mm)
mtm 

d m1 40,37

 1, 682 (mm)
z1
24

- Modul vịng ngồi theo cơng thức 6.56
mte 

mtm
1, 682

 1,922
1  0,5 K be 1  0,5.0, 25

(mm)

- Theo bảng 6.8 [1] lấy modul tiêu chuẩn mte  2,5 (mm)
- Tính lại modul trung bình :

mtm  mte (1  0,5Kbe )  2,5(1  0,5.0, 25)  2,19 (mm)
Z1 

d m1 40,37

 18, 43
mtm
2,19

Lấy Z1  19 (răng).

- Số răng bánh lớn : Z 2  uZ1  5, 06.19  96,14
Lấy Z 2  96 (răng).
- Tỷ số truyền thực là: u 

Z1 96

 5, 053
Z 2 19

- Góc cơn chia
 Z1
 Z2

1  arctg 


 19 
o
'
''
  arctg 
  11 1142
 96 


' ''
'
''

 2  90o  1  90o 11o123
 78o 4818

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1  Z1mtm  19.2,19  41, 61 (mm)
- Chiều dài cơn ngồi : Re  0,5mte Z12  Z 22  0,5.2,5 192  962  122 (mm)
3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo 6.8 [1]
 H  Z M Z H Z 2T1 K H

um2  1
2
0,85bd m1
um

- Theo bảng 6.5 [1], ZM  274 MPa1/3 ;
- Theo bảng 6.12 [1] với xt  x1  x2  0, Z H  1, 76
- Theo 6.60 [1]:

1 1 
1 1
   1,88  3,2     1,88  3,2     1,68
 19 96 
 Z1 Z 2 
- Theo 6.59a [1]:
Z 

4  
4  1,68

 0,879

3
3

- Theo 6.61 [1]:

KH  KH  KH KHv
- Với bánh răng côn răng thẳng K H  1 .Vận tốc vịng theo cơng thức 6.22 [1]:
v

 d m1n1
60000



3,14.41, 61.1445
 3,15 (m / s )
60000

- Theo bảng 6.13 [1], dùng cấp chính xác 8. Theo 6.64 [1]:


vH   H g o v

d m1  u  1
u

 0, 006.56.3,15

41, 61 5, 053  1
5, 053

 7, 47

- Theo bảng 6.15 [1],  H  0, 006 , theo bảng 6.16 [1], go  56 .Theo 6.63[1] :

K Hv  1 

vH bd m1
7, 47.30,5.41, 61
 1
 1, 2
2T1K H  K H
2.19034.1,18.1

Trong đó :

b  Kbe Re  0, 25.122  30,5 (mm)
K H  1,18.1.1, 2  1, 416
- Thay các giá trị vừa tính được vào (6.58) ta được ;

5,0532  1
 H  274.1,76.0,879 2.19034.1, 416
 469 ( MPa)
0,85.30,5.41,612.5,053
- Theo 6.1 và 6.1a ta có:

 H    H  Zv Z R Z xH  490,9.1.0,95.1  466, 4
'

(MPa) ,

trong đó v < 5 (m/s)

 Zv  1, Ra  2,5...1, 25 (  m)  Z R  0,95; d a  700 mm, K xH  1 .Ta
thấy  H   H  nhưng chênh lệch nhau rất ít

 H   H  469  466, 4

 0,6% ,
H
469

do đó ta có thể tăng chiều rộng vành răng :
2

2
 H 
 469 
b  30,5 
 30,5 
  30,84 (mm) .
   
466,
4


H



3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

 F1 

2T1 K F Y Y YF 1
0,85bmtm d m1

 F 2   F 1.

  F 1 

YF 2
  F 2 
YF 1

- Với Kbe 

b 30,84

 0, 253
Re
122


K beu
0, 253.5, 053

 0, 732 .
2  K be
2  0, 253

- Tỷ số

Tra bảng 6.21[1] ta được KF   1,17

- Theo 6.64 [1] ta có :
vF   F go v d m1

u 1
5, 053  1
 0, 016.56.3,15 41, 61.
 19,93
u
5, 053

Tra bảng 6.15 [1] được  F  0,016 .
- Từ đó K Fv  1 

vF bd m1
19,93.30,84.41, 61
 1
 1,574
2T1K F  K F
2.19034.1,17.1

Trong đó K F là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng K F  1 ,
- Ta có : KF  KF  KF KFv  1,17.1.1,574  1,842
-Với răng thẳng :

Yβ =1;

ε α =1,68;

zv1 

z1
 19,37
cos 1

zv 2 

z2
 494,5
cos  2

Yε =

1
=0,595
εα

- Với cặp bánh răng không dịch chỉnh x1  x2  0 , tra bảng 6.18 [1] được
YF 1  4, 08;

YF 2  3, 6

- Thay số vào ta tính được
 F1 

2.19034.1,842.0,595.1.4, 08
 71,3 ( MPa)   F 1 
0,85.30,84.2,19.41, 61

 F 2  71,3.

Với:

3, 6
 62,9 ( MPa)   F 2 
4, 08

 F  

 F1  

 Fo lim .K FC .
441.1.

K FL
SF

1
 252 ( MPa)
1, 75


 F 2  

396.1.

1
 226 ( MPa)
1, 75

Như vậy đảm bảo điều kiện bền uốn.
3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Theo 6.48 [1], với K qt  K bd  1,4
- Ứng suất tiếp xúc cực đại
 H max   H . Kqt  469 1, 4  555( MPa)   H max

Với  H max  2,8 ch  2,8.450  1260( MPa)
- Ứng suất tiếp xúc cực đại

 F1max   F1.Kqt  71,3.1, 4  99,8( MPa)   F1 max

 F 2max   F 2 .Kqt  62,9.1, 4  88( MPa)   F 2 max
Với :

 F1 max  0,8. ch1  0,8.580  464(MPa)

 F 2 max  0,8. ch2  0,8.450  360(MPa)
Như vậy thỏa mãn điều kiện quả tải.
3.6. Các thơng số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn.
+ Chiều dài cơn ngồi

Re  122 (mm)

+ Mơđun vịng ngồi

mte  2, 5 (mm)

+Chiều rộng vành răng

bw  30,84  31(mm)

+Tỉ số truyền

um  5, 053

+ Góc nghiêng của răng

 0

+ Số răng bánh răng

z1  19 ; Z 2  96

+ Hệ số dịch chỉnh

x1  x2  0

- Theo các công thức trong bảng 6.19 [1] tính được :
+ Đường kính chia ngồi
+ Góc cơn chia

de1  47,5 (mm) ; de 2  240 (mm)
'
''
'

''
1  11o1142
;  2  78o 4818

+ Chiều cao răng ngoài

he  5,5 (mm)

+ Chiều cao đầu răng ngoài

hae1  2,5 (mm) ; hae 2  2,5 (mm)


+ Chiều cao chân răng ngoài

hfe1  3 (mm) ; hfe2  3 (mm)

+ Đường kính đỉnh răng ngồi dae1  52, 4 (mm) ; dae 2  240,97 (mm)
2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM
2.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức (6.15a) [1]:
a w 2  K a .  u 2  1 . 3

TII .K H

 H 

2

.u 2 . ba

.

Trong đó theo bảng 6.6 [1], chọn  ba = 0,4; với răng nghiêng K a = 43 (theo bảng
6.5 [1]); Theo công thức (6.16) [1] : bd  0,5.ba .  u  1 = 0,5.0,4.(3,61+1) =
0,922, do đó theo bảng 6.7 [1] ta tra được: K H = 1,07 (ứng với sơ đồ 5); Mômen
trên trục II: TII = 90618 (N.mm). Với bánh răng nghiêng có
    H 2   509,1  490,9  500 ( MPa)
 H   H 1
2

2

Thay các số liệu vào công thức trên ta được:
a w 2  43.  3, 61  1 . 3

90618.1, 07
= 149,6 (mm).
5002.3, 61.0, 25

2.2. Xác định các thông số ăn khớp:
Theo công thức (6.17) [1]:
m   0,01  0,02  .a w =  0,01  0,02  .149,6 = 1, 496  2,992  (mm).
Theo bảng 6.8 [1] chọn môđun pháp tiêu chuẩn: m = 2,5 (mm).
Chọn sơ bộ   15o , do đó cos  = 0,9659, theo cơng thức (6.31) [1] số răng bánh
nhỏ:
z1 

2a w .cos
2.149, 6.0,9659

 25, 08
=
2,5  3, 61  1
m.  u  1

Lấy z1 = 25 răng.
Số răng bánh lớn:
z 2  u.z1  3, 61.25  90, 25 .

Lấy z 2  90 răng.
Do đó tỷ số truyền thực sẽ là:
um 

z 2 90

 3, 6
z1 25

Tính lại góc nghiêng  :
cos 

m.  z1  z 2  2,5.  25  90 

 0,960896 .
2.a w
2.149, 6

o
o '
"

Suy ra:   arccos  0,960896   16,07584  16 4 33 .

2.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:


H  ZM .ZH .Z .

2.TII .K H .  u m  1
.
b w .u m .d 2w1
1

- Theo bảng 6.5 [1], ZM  274MPa 3 ;
- Theo công thức (6.35) [1]: tgb  cos t .tg
Trong đó:
Góc profile răng  t và góc ăn khớp  tw :
 tg20o 
 tg 

o
'
"
 t   tw  arctg 

arctg

  20, 74583  20 44 45 ;

 cos 

 0,960896 
o
Với góc profile gốc:   20 (Theo TCVN 1065-71 [1]);

Suy ra:

tgb  cos  20,7458o  .tg 16,07584o   0, 269493 ;

Suy ra góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
b  arctg  0, 269493  15,0825o  15o 4'57" ;
Do đó theo cơng thức (6.34) [1]:

2.cos 15, 0825o 
2.cosb
ZH 

 1, 707 ;
sin  2. tw 
sin  2.20, 74583 

- Theo công thức (6.37) [1], ta có hệ số trùng khớp dọc:
 

b w .sin 
.
.m

Với chiều rộng vành răng: b w 2   ba .a w 2  0, 25.149, 6  37, 4 (mm);
Suy ra:  

37, 4.sin 16, 07584o 
3,14.2,5

 1,319 ;

- Theo công thức (6.38b) [1], ta có hệ số trùng khớp ngang:

 1 1 

1 
 1
  1,88  3, 2.     .cos  1,88  3, 2.     .0,960896  1, 649 ;
 25 90  

 z1 z 2  


Do đó theo cơng thức (6.38) [1], ta có:
Z 

1
1

 0, 779 ;

1, 649

- Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
d w1 

2.a w
2.149, 6

 65 (mm) ;
u m  1 3, 6  1

- Theo công thức (6.40) [1]:
v

.d w1.n1 3,14.65.285, 6

 0,972 (m/s);
60000
60000

Với v = 0,972 m/s < 4 m/s, theo bảng 6.13 [1] dùng cấp chính xác 9. Theo
bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 và v = 0,972 m/s < 2,5 m/s, ta được K H  1,13 ;
- Theo bảng 6.15 [1]: H  0, 002 ; Theo bảng 6.16 [1]: go  73 ;
- Theo công thức (6.42) [1]:


 H  H .go .v.

aw
149, 6
 0, 002.73.0,972.
 0,915 ;
u
3, 6

- Theo công thức (6.41) [1]:
K Hv  1 

 H .b w .d w1
0,915.37, 4.65
 1
 1, 01 ;
2.T1.K H .K H
2.90618.1, 07.1,13

- Theo công thức (6.39) [1]:
KH  KH .KH .KHv  1,07.1,13.1,01  1, 22 ;

Thay các giá trị vừa tính được vào cơng thức (6.31) [1], ta được:
H  ZM .ZH .Z .

2.TII .K H .  u m  1
b w .u m .d 2w1
2.90618.1, 22.  3, 6  1
 486,3 (MPa);
37, 4.3, 6.652

H  274.1, 704.0, 779.

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) với v = 0,972 m/s < 5 m/s ta có Zv  1 ; 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 R a  2,5...1, 25m , do đó ZR  0,95 ; Với d a  700mm , ta có K xH  1 . Do đó
theo cơng thức (6.1) [1] và (6.1a) [1]:


H   H  .Zv .ZR .K xH  500.1.0,95.1  475 (MPa);
Như vậy H  H  nhưng chênh lệch nhau rất ít
 H   H  486,3  475

 2,3% , do đó cần tăng chiều rộng răng từ 37,4 (mm) lên
H
486,3
thành bw  37, 4.(

H 2
486,3 2
)  37, 4.(
)  39, 2 (mm). Lấy bw  40 (mm)
[ H ]
475

2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức (6.43) [1]:
 F1 

-

2.T1.K F .Y .Y .YF1
b w .d w1.m

.

Theo bảng 6.7 [1], ta có: K F  1,16 ;
Theo bảng 6.14 [1] với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, ta có: K F  1,37 ;
Theo bảng 6.15 [1], ta có: F  0, 016 ;

Theo bảng 6.16 [1], ta có: go  73 ;
Theo công thức (6.47) [1]:
 F  F .go .v.

aw
149, 6
 0, 016.73.0,972.
 7,32 ;
u
3, 6

- Theo công thức (6.46) [1]:
K Fv  1 

 F .b w .d w1
7,32.40.65
 1
 1, 066 ;
2.T1.K F .K F
2.90618.1,16.1,37

Do đó: KF  KF .KF .KFv  1,16.1,37.1,066  1,694 ;
- Với   1, 645 , suy ra: Y 

1
1

 0, 608 ;
  1, 645

- Với   16, 07584o , suy ra: Y  1 

o
16, 07584
 1
 0,8852 ;
140
140

- Số răng tương đương:
z1
25

 28, 2 ;
3
cos  0,9608963
z
90
z v2  23 
 101, 4 ;
cos  0,9608963
Theo bảng 6.18 [1], ta được: YF1  3,8 ; YF2  3, 6 .
z v1 

Với m = 2,5 mm, ta có:

YS  1,08  0,0695ln  m   1,08  0,0695ln  2,5  1,0163 ; YR  1 (bánh răng phay);
K xF  1 (do d a  400mm ). Do đó, theo công thức (6.2) [1] và (6.2a) [1]:

F1   F1  .YR .YS.K xF  252.1.1,0163.1  256,1 (MPa);

F2   F2  .YR .YS.K xF  241,7.1.1,0163.1  245,6 (MPa).


Thay các giá trị vừa tính được vào cơng thức (6.43) [1], ta được:
2.90618.1, 694.0, 608.0,8852.3,8
 96, 6 (MPa);
40.65.2,5
Y
3, 6
  F1. F2  96, 6.
 91,5 (MPa);
YF1
3,8

F1 
F2

Ta có:

F1  96,6 MPa  256,1MPa  F1  ;

F2  91,5MPa  245,6 MPa  F2  ;

Như vậy răng bánh răng thỏa mãn điều kiện bền uốn.
2.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Tải trọng không đổi, quay một chiều nên quá tải xảy ra khi mở máy với hệ số
quá tải:
K qt =K bd =

Tmax
=1,4 .
T

2.5.1. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng khi quá tải
Theo công thức (6.48) [1], ta có:
H1max  H . Kqt  486,3. 1, 4  575, 4 (MPa);
Theo công thức (6.13) [1], ta có:
H max  2,8.ch  2,8.450  1260 (MPa);
Ta có: H1max  575, 4MPa  1260MPa  H max ;
Như vậy độ bền tiếp xúc của răng khi quá tải (mở máy) được thỏa mãn.
2.5.2. Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng khi quá tải
Theo công thức (6.49) [1], ta có:
F1max  F1.Kqt  96,6.1, 4  135, 2 (MPa);
F2max  F2 .Kqt  91,5.1, 4  128,1 (MPa);
Theo công thức (6.14) [1]: F max  0,8.ch khi HB  350 , ta có:
F max  0,8.450  360 (MPa);


Ta có:

F1max  134, 4 MPa  360 MPa  F max ;

F2max  127, 4 MPa  360 MPa  F max ;

Như vậy độ bền uốn của răng khi quá tải (mở máy) được thỏa mãn.
2.6. Các thông số và kích thước bộ truyền:
+ Khoảng cách trục: a w  149, 6 (mm) ;
m = 2,5 (mm) ;

+ Module pháp:
+ Chiều rộng vành răng: b w 2  40 (mm) ;

bw1  bw2   5 10   40  8  48(mm) ;

u m  3, 6 ;
+ Tỷ số truyền:
+ Góc nghiêng của răng:   16o 4'33" ;
z 2  90 ;
+ Số răng bánh răng: z1  25 ;
x2  0 .
x1  0 ;
+ Hệ số dịch chỉnh:
Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], tính được:

+ Đường kính vịng chia:

m.z1
2,5.25

 65 (mm);
cos 0,960896
m.z 2
2,5.90
d2 

 234, 2 (mm);
cos 0,960896
d1 

+ Đường kính đỉnh răng:

da1  d1  2. 1  x1  y  .m  65  2.1.2,5  70 (mm);
da 2  d 2  2. 1  x 2  y  .m  234, 2  2.1.2,5  239, 2 (mm);

+ Đường kính đáy răng:

df 1  d1   2,5  2.x1  .m  65  2,5.2,5  58,75 (mm);

df 2  d 2   2,5  2.x 2  .m  234, 2  2,5.2,5  228 (mm).

2.7. Kiểm tra điều kiện bôi trơn cho hộp giảm tốc.
Với hộp giảm tốc bôi trơn trong dầu, các bánh răng (bánh vít) lớn (hay bánh
bị dẫn) được ngâm trong dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra các bánh
lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn
nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 5 đến 10 mm).
Gọi x là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục. chiều sâu ngâm dầu tối
thiểu của bánh răng được lấy như sau:
2.7.1. Bộ truyền bánh răng côn – trụ.
Để bôi trơn ngâm dầu cần ngâm các bánh lớn ngập hết chiều dài răng. Khi này
ta có:
lmin  b.sin   5 và lmin  10 (mm).

Với:
b = 30,84 (mm) : chiều rộng vành răng


'
''
:góc cơn 84 chia

 = 78o 4818

'
''
Vậy: lmin  30,84.sin 78o 4818
 5  25, 25 (mm).

X min 

da
240,97
 lmin 
 25, 25  95, 24 (mm).
2
2

Chiều sâu ngâm dầu tối đa của các cấp bánh răng phụ thuộc vào vận tốc vòng v.
khi v  1,5m / s : lmax  lmin  10  25, 25  10  35, 25(mm) .
Khi này ta có:
X max 

da
240,97
 lmax 
 35, 25  85, 24(mm).
2
2

Vậy:
X min  X max  95, 24  85, 24  10(mm) .

2.7.2. Bộ truyền bánh răng trụ.
Để bôi trơn ngâm dầu cần ngâm các bánh lớn ngập hết chiều dài răng. Khi
này ta có:
lmin  (0,75  2)h và lmin  10 (mm).

Với:
chiều cao răng
h  da 2  d f 2  239,2  228  11,2 (mm)
lmin  (0,75  2)h  (8, 4  22, 4) (mm).Lấy lmin  15 (mm)
X min 

da
239, 2
 lmin 
 15  104,6 (mm).
2
2

Vận tốc vòng v  0,972 (m / s)  1,5(m / s) bộ truyền bánh răng cấp chậm ta có:
1 d
1 239, 2
lmax  . a  .
 30 (mm).
4 2 4 2
da
239, 2
 lmax 
 30  89,6
2

2
 104,6  89,6  15(mm) .

X m ax 

X min  X max

Vậy: mức dầu bôi trơn chung cho cả hộp là:

X min  min( X 2min ; X 4min )  min(95, 24;104,06)  95, 24(mm)

X max  min( X 2max ; X 4max )  m ax(85, 24;89,6)  89,6( mm)
X  X min  X max  95, 24  89,6  5,64 (mm)  5 (mm)

Như vậy thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn.


X4min

X2min

X4max



X2max

b

2.8. Kiểm tra điều kiện trạm trục.
Để tránh các bánh răng chạm vào các trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo các
bánh răng cách các trục quay ít nhất 7 đến 10 mm.
Gọi L là khoảng cách từ bánh răng đến trục, ta có:
L  aw 

Đường kính trục: d sb 

3

d ae 2 d sb

2
2

T
311492
3
 42,7
0, 2.[ ]
0, 2.20

Trong đó:
-T: mơ men xoắn, MPa.
- [ ] :ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép CT45,
thép 45, 40X, [ ]  12  20MPa .
Ta được:
L  149,6 

240,97 42,7


 7,8( mm)  7( mm)
2
2

Vậy thỏa mãn điều kiện chạm trục.


PHẦN III

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT NỐI ĐỠ
1. Thiết kế trục
- Số liệu cho trước:
Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 2,88 (KW)
Số vòng quay: n1 = 1445 (v/ph)
Tỷ số truyền: u1 = 5,053 ; u2= 3,6
Chiều rộng vành răng: b1= b2 =31 (mm); b3= 48(mm); b4= 40 (mm)
Góc nghiêng của cặp bánh răng trụ răng nghiêng:   16 4'33"
Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép C45, có b= 600 (MPa), ứng suất xoắn
cho phép [ ]  12  20 (MPa)
1.1 Sơ đồ đặt lực như hình vẽ

Ft

Fa3
Fr3
Ft3

Fa1

Fr4
Fa4

Ft4

Fr1

Ft1
Ft2

Fr2
Fa2

1.2. Tính sơ bộ đường kính trục
Đường kính trục được xác định chỉ bằng mơmen xoắn:
Theo cơng thức 10.9 [1]:
d= 3

T
(mm)
0,2  τ 

Trong đó:
T - mômen xoắn, Nmm;
[ ] - ứng suất xoắn cho phép [ ]  12  20 (MPa) ; lấy  τ =15 (MPa)

Đường kính sơ bộ của 3 trục: