Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU
Trong sự nghiệp đổi mới của đất nước, tầm quang trọng của ngành Cơ Khí
nói chung và ngành Cơng Nghệ Chế Tạo Máy nói riêng, giữ vai trị then chốt trong
cơng cuộc Cơng Nghệp Hóa và Hiện Đại Hóa đất nước. Trong bối cảnh đất nước
đang gia nhập WTO thì điều này lại càng khẳng định.
Môn học chi tiết máy đóng vai trị rất quan trọng trong chương trình đào tạo
kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, ngun lý làm việc và phương pháp
tính tốn thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành cơng nơng nghiệp và giao thơng vận tải...
Đồ án mơn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực
nghiệm. Lí thuyết tính tốn các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến
thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…,
được chứng minh và hồn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất
đối với một sinh viên khoa Cơ Khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức
cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính tốn thiết kế các chi tiết
có cơng dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn
đề tính tốn và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy
sau này.
Đây là đầu tiên của em đồ án, nên sẽ khơng tránh khỏi những sai sót, em
mong nhận được sự góp ý và chỉ bảo thêm các quý thầy cô và các bạn.
Đồ án này sẽ không được hồn thành nếu khơng có sự trao đổi, đóng góp
những ý kiến quý báu của các bạn trong lớp, đặc biệt là sự giúp đỡ của thầy Nguyễn
Tuấn Hùng. Qua đây em cũng xin gởi lời cảm ơn sâu xét đến các bạn, thầy Nguyễn
Tuấn Hùng, đã tận tình giúp đỡ nhóm em hồn thành đồ án này.
Sinh viên thực hiện:

1

ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU...............................................................................................1
PHẤN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.................7
1.1. Công suất cần thiết..........................................................................7
1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống.................................................7
1.3. Chọn động cơ..................................................................................7
1.4. Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống...........................................8
1.5. Công suất động cơ ở trên các trục...................................................8
1.6. Tốc độ quay trên các trục................................................................9
1.7. Tốc độ quay tren các trục................................................................9
PHẦN II: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI...................................................10
2.1. Chọn loại đai...................................................................................10
2.2. Xác định thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền đai...................11
2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ.........................................11
2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lờn..........................................12
2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục..........................................................12
2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ a ...............................12
2.5 Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 1500 mm..............12
2.6. Kiểm nghiệm góc ơm......................................................................13
2.7. Xác định số đai cần thiết.................................................................13
2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai.............................................14
2.9. Lực căng ban đầu............................................................................14
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.....................................15
3.1. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của cấp nhanh......15

3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện...........................................15
3.1.2. Xác định ứng suất tiếp, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh..............................................................................................................16
3.1.3. Tính khoảng cách trục A.........................................................17
3.1.4. Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng 18
3.1.5. Định chính xác hệ số tải trọng K.............................................17
3.1.6. Xác định mô đun, số bánh răng, góc nghiêng cảu răng và chiều rộng
bánh răng........................................................................................................18
3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng........................................19
3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột........20
3.1.9. Các thông số hình học của bộ truyền......................................20
3.1.10. Lực tác dụng lên trục............................................................21
3.2. Tính tốn bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm...............................21
3.2.1. Chọn vật liệu và cắt nhiệt luyện..............................................21
3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép................22
3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A................................................23
3.2.4. Tính vận tốc vịng cảu bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng …...........................................................................................................23
3.2.5. Định chính xác hệ số tải trọng K.............................................24
3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng................24
3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng........................................24

2


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột
..........................................................................................................25
3.2.9. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền.........................26
3.2.10. Tính lực tác dụng lên trục.....................................................27
PHẦN IV: TÍNH TỐN TRỤC.....................................................................27
4.1. Chọn vật liệu cho trục.....................................................................27
4.2. Tính sức bền trục.............................................................................27
4.2.1. TÍnh đường kính sơ bộ của trục..............................................27
4.2.2. Tính gần đúng các trục............................................................28
4.2.3. Tính Chính xác trục......................................................................35
PHẦN V: TÍNH THEN..................................................................................40
5.1. Tính then lắp trên trục I...................................................................40
5.2. Tính tốn then trên trục II................................................................41
5.3. Tính tốn then trên trục III..............................................................42
PHẦN VI: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC..........................................................44
6.1. Chọn ổ lăn.......................................................................................44
6.2. Dung sai lắp ghép bánh răng...........................................................47
6.3. Dung sai lắp ghép ổ lăn...................................................................47
6.4. Dung sai lắp vòng chặn dầu.............................................................48
6.5. Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc vòng) trên trục tùy động..............48
6.6. Dung sai lắp ghép then trên trục .....................................................48
6.7. Cố định trục theo phương dọc trục..................................................49
6.8. Che kín ổ lăn...................................................................................49
6.9. Bơi trơn ổ lăn...................................................................................49
PHẦN VII: CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC...............................................50
PHẦN VIII: NỐI TRỤC.................................................................................51
PHẦN IX: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC......................................................53
PHẦN X: CÁC CHI TIẾT PHỤ.....................................................................54
10.1. Vòng chặn dầu...............................................................................54
10.2. Chốt định vị...................................................................................54

10.3. Nắp quan sát..................................................................................54
10.4. Nút thông hơi................................................................................55
10.5. Nút tháo dầu..................................................................................55
10.6. Que thăm dầu................................................................................56
TÀI LIỆU THAM KHẢO..............................................................................57
LỜI KẾT........................................................................................................58

3


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Bộ Công Thương
Trường Đại Học Cơng Nghiệp Tp. HCM
Khoa : Cơ Khí
Bộ mơn : Cơ Sở Thiết Kế Máy
ĐỒ ÁN MƠN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện:
Ngành đào tạo: DHOT1TLT
Người hướng dẫn: Nguyễn Tuấn Hùng. Ký tên...........................
ĐỀ TÀI
Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

1. Động cơ.
2. Bộ truyền đai thang.
3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh.
4. Nối trục đàn hồi.

5. Thùng trộn.
Số liệu cho trước phương án 3
P
n
L
t1
t2
(kW) (vg/ph) (năm) (giây) (giây)
8
50
7
15
36
Yêu cầu: 1. 01 Bản thuyết minh.
2. 01 Bản vẽ lắp A0.
3. 01 Bản vẽ chi tiết.

T1

T2

T

0,9T

4


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRIỀN
1.1. Công suất cần thiết
Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:
2

n

�Ti �
pt
�
�
�T �ti
2
2
� �8 1 �15  0.9 �36  7.44 kw
1 �
1
Ptd 

P
 
n
n
15  36
�ti
�ti
n

2
i i

1

1

Hiệu suất chung  của hệ thống:

  d kol4br2
Theo (bảng 2.3), trang 19, [1] ta có:
Với :  d  0.96 : Hiệu suất bộ truyền đai
n  1

: Hiệu suất nối đàn hồi

k  0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn
br  0.98 : Hiệu suất bộ truyền bánh đai

ηkn = 1 : Hiệu suất khớp nối
1 0.994 �0.982 �0.87
Suy ra :   0.96 ��

Vậy công suất cần thiết của động cơ: Pct 

Ptd 7.44

 8.55  kw 
 0.87

1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống
Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
Theo (bảng 2.4), trang 19, [1].
Ta chọn : Đai thang: ud  3,5
Hộp giảm tốc hai cấp: uh  11
Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: usb  3,5 �11  38,5
Vận tốc sơ bộ của động cơ là: nsb  u sb �n  38,5 �50  1925  v / p 
1.3. Chọn động cơ
Động cơ chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải thay đổi nên động cơ phải
chọn có Pdm �Pct = 8,55 (KW).
Theo bảng P1.2 trang 234 tài liệu [2]. ta chọn động cơ có số liệu 4A100S4Y3 có
thơng số kỷ thuật.
5


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Công suất định mức : Pdm = 11 (KW)
+ Số vòng quay : ndc = 1458 (vg/ph)
+ Hiệu suất của động:   87,5%
1.4. Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống
Tỉ số truyền thực : u 

ndc 1458

 29.16
n
50

Chọn tỉ số truyền đai: ud  3,5
Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: uh 

29.16
 8, 33
3,5

Gọi un : là tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh.
uc : là tỷ số truền của bánh răng cấp chậm.

Với điều kiện : uh  un �uc
un  uc �1, 4

Vậy phân phối tỷ số truyền như sau :
Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc : un = 3,41
Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc : uc = 2,44
Tỷ số truyền của bộ truyền đai: ud = 3,5
1.5. Công suất động cơ ở trên các trục
- Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là:

P1  P dol  11�0.96 �0.99 �10.4544  kW 
- Công suất động cơ của trục trục II là:

P2  P1olbr  10.4544 �0.99 �0.98 �10.143  kW 
- Công suất động cơ của trục III là:
P3  P2olbr  10.143 �0.99 �0.98 �9.841 kW 
- Công suất động cơ trên trục công tác là:
P4  P3 .br . kn  9,841.0,98.1  9, 644  kw 

1.6. Tốc độ quay trên các trục

6


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

- Tốc độ quay trên trục I là: n1 

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

ndc 1458

�416 (v / p)
ud
3, 5

- Tốc độ quay trên trục II là: n2 

n1
416

�122 (v / p )
un 3, 41

- Tốc độ quay trên trục III là: n3 

n2
122


�50 (v / p )
uc 2, 44

1.7. Tính moment xoắn trên trục
9.55 �106 P
Theo cơng thức sau: T 
n

Trong đó: P : cơng suất (kw)
n : số vòng quay (vòng/phút)

+ Momem xoắn trên trục động cơ là:
Tdc 

9.55 �106 �Pdc 9.55 �106 �11

 72051  N .mm 
ndc
1458

+ Momem xoắn trên trục I là:
T1 

9.55 �106 �P1 9,55 �106 �10, 454

�239989  N .mm 
n1
416

+ Momem xoắn trên trục II là :

+

9,55 �106 �P2 9,55 �106 �10,143
T2 

�793980  N .mm 
n2
122

Momem xoắn trên trục III là :
T3 

9,55 �106 �P3 9.55 �106 �9,841

 1873710  N .mm 
n3
50

+ Momem xoắn trên trục công tác là:
9,55.106.PIV 9,55.106.9,644
T4 

 1842004( N .mm)
n4
50

Bảng 1:
7

ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

truc

Động cơ

Thông số
Tỷ số truyền u

I

3,5

II

III

3,41

2,41

Công tác
1

1420

486

132

50

50

Công suất P (Kw)

11

10,454

10,143

9,841

9,6441

Mô men (N.mm)

72051

239989

793980

1873710

1842004

Số vòng quay n (v/h)

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYẾN ĐAI THANG

ß/2
ß/2
2

ß

a1

ß/2

O1

O2

1

d2

d -d

d1
a

Hình 1 Các thơng số của bộ truyền đai
2.1 Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai,

khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục.
Do công suất động cơ Pct = 11 Kw) và iđ = 3,5 < 10 và yêu cầu làm việc êm
nên ta có thể chọn đai hình thang.
Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm
việc trong mơi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ
ẩm ), lại có sức bền và độ đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động
có vận tốc cao, cơng suất truyền động nhỏ.
Dựa vào cơng suất Pct = 11(Kw) và số vịng quay n1 = 1458 (vg/ph).

8


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

tra theo (bảng 4.1), trang 51, [1] ta chọn: Đai thang loại , được làm từ vật liệu
tổng hợp.
Các thông số đai hình thang thường loại :
Tên gọi
Chiều rộng lớp trung hịa
Chiều rộng mặt trên
Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngồi
Diện tích mặt cách ngang
Chiều cao đai
Đường kính bánh đai dẫn
Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

Kí hiệu
bt

b
yo
A
h
d1

Giá trị
14
17
4.0
138
13.5
200-400

2.2. Xác định thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền đai
2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1
Ta có: d1 = 1, 2d min = 1, 2.200 = 240 ( mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d1 = 225mm
Vận tốc dài của đai:
v1 =

πd1n1
π �225�1458
=
�17,18m / s
60000
60000

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: vmax = 25m / s nên thỏa điều kiện.
2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn d2

Theo cơng thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn :

9


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

d2 = uđ.d1.(1-  )
trong đó : iđ hệ số bộ truyền đai

 : hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy  = 0,01
� d2 = 3,5.225.(1- 0,01) = 779,6mm

Chọn : d2 = 800 mm
- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là
u=

d2
=
dξ1 ( 1- d)

d2
800
=
�3,59
225.0,99
1 ( 1 - 0, 01)

- Sai số của bộ truyền là:
Δu =

u - ud
3,5 - 3,59
=
�2,57%
ud
3,5

Sai số u trong phạm vi cho phép (3 �5)%
2.3. Chọn khoảng cách trục a
Theo điều kiện : 0,55(d1 + d2) + h �a �2.(d1 + d2)
0,55(225 + 800 ) + 13,5 �a �2.( 225 + 800 )
577,25 �a �2050 mm
( với h là chiều cao tiết diện đai)
Ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 800mm
2.4. Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a
 (d1  d 2 ) ( d1  d 2 ) 2
L  2a 

2
4a
 .(225  800) (800  225) 2
 2.800 

 3312,57 (mm)
2
4.800

Theo bảng (5-12) tài liệu [3] trang 92 lấy L = 3350 (mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo công thức (5-20):
i

v
9, 29

 2, 77 s 1 �umax  10 s 1
3
L 3350.10

2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 3350mm
a

k  k 2  8 2
4

Trong đó:

10


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 (d1  d 2 )
3,14(225  800)
 3350 

 1740, 75( mm)
2
2
(d  d ) 800  225
 2 1 
 287,5
2
2
k  L

a

(1)

1740, 75  1740, 752  8.287,52
 820(mm)
4

Kiểm tra điều kiện : 577,25 �820 �2050 mm ( thỏa mãn điều kiện (1))
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
amin = a – 0,015L = 820 – 0,015.3350 = 769,75 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng :
amax = a + 0,03L = 820 + 0,03.3350 = 920,5(mm)
2.6. Kiểm nghiệm góc ơm
a1  1800 
 1800 

1
(d 2  d1 ).57 0
467,66

1
(800  225).570  1400  a0  1200
820

� Thỏa mãn
o
Vì α1 >120 � thỏa mãn điều kiện khơng trượt trơn. (đối với đai sợi tổng hợp)

2.7. Xác định số đai cần thiết
Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh
đai.
Số dây đai được xác định theo công thức:

Pct
Z�
[ P0 ].Ct .Cv .Ca .Cr .CL .Cz
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai
Ca  1, 24.(1  e

a1
110

)  0,91

- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc
Cv  1  0, 05(0, 01.v 2  1)  1  0, 05(0, 01.9, 29 2  1)  1, 007

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,85
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đến tỷ số truyền u

Cu = 1,14 vì u = 3,114 > 2,5
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài

11


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

CL 

6

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

L 6 3350

 1, 07
L0
2240

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 1
- Theo bảng (4.19) tài liệu [1] trang 62 ta chọn [P0] = 6,46 Kw
Z

Pct
[ P0 ].Cu .Cv .Ca .C L .Cr .C z

8,55
1, 47
6, 46.1,14.1, 007.0,91.1, 01.0,85.1

Ta chọn Z = 2 đai
2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai
- Chiều rộng bánh đai:
Theo công thức (5-23): B  ( Z  1). f  2.e
Theo bảng 10.3 ta có : f = 10, e = 15, y0 = 14
� B   2  1 .15  2.14  43 mm

-

Đường kính bánh đai ngồi:
Theo cơng thức (5-24) :
+ Với bánh dẫn: da1 = d1 + 2y0 = 225 + 2.14 = 253(mm)
+ Vận tốc bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2y0 = 800 + 2.14 = 828 (mm)

2.9.

Lực căng ban đầu
F0 = A.  0 = Z.A1.  0 = 2.138.1,5 = 414 (N)
Trong đó:  0 = 1,5 N/mm2 ứng suất ban đầu
A = 138 mm2 là tiết diện của dây đai
Lực căng mỗi dây đai:
F0 414

 207( N )
2
2

Lực tác dụng lên trục:
F1 �3.F0.sin(

1400
)
2

Với: a1 = 1400, F0 = 414 (N)
0

� F1 �3.414.sin( 140 ) = 1167,1 (N)
2

Bảng 2 : các thông số bộ truyền đai

12


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

thông số
Đường kính bánh đai
Đường kính ngồi bánh đai
Chiều rộng bánh đai
Sai số
Chiều dài đai
Khoảng cách trục
Góc ơm
Lực tác dụng lên trục

Giá trị
Bánh đai nhỏ
Bánh đai lớn
d1 = 225 (mm)
d2 = 800 (mm)
253 (mm)
828 (mm)
43 (mm)
2 đai
3350 (mm)
820 (mm)
1400
1167,1 (N)

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Tính tốn bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có
độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn
bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng
25 �50 HB
HB1 = HB2 + (25 �50)HB
+ Bánh răng trụ răng ngiêng nhỏ thép 45 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3]
ta có các thơng số của thép như sau:
-

Giới hạn bèn kéo:  bk  600 N / mm 2

-

2
Giới hạn chảy:  ch  300 N / mm

-

Độ rắn: HB = 170 �220 (chọn HB1 = 200)

(giả thiết đường kính phơi dưới 100 mm)
+ Bánh răng trụ răng ngiêng lớn thép 35 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3]
ta có các thơng số của thép như sau:
-

Giới hạn bền kéo:  bk  500 N / mm 2

-

2
Giới hạn chảy:  ch  260 N / mm

-

Độ rắn: HB = 140 �190 (chọn HB2 = 170)

(giả thiết đường kính phơi 100 �300 mm)
Vói cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.

13


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:
m /2

N td 2

H
3
3
�
�Ti �
�T � �0,9T � �
 60.u �� � ni ti  60.1.132. �
� �t1  �
�t2 �
T
T
��
�Tmax
�
�

Trong đó : t1 

15tck

Lh  0, 294 Lh , t2 = 0,706Lh, với Lh = 300.7.2.8 = 33600 h
51tck

7
7
N td 2  60.1.132.33600. �
13.0, 294  0,93.0, 706 �
�
� 4, 03.10  N 0  10 chu kỳ

Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
Ntd 1  N td 2 .u  4,03.107.3, 41  13, 74.107  N 0  107 chu kỳ

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K’N của cả hai bánh răng đều bang 1.


Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có    u  2, 6.HB
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

   u2  2, 6.HB  2, 6.170  442 N / mm 2
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

   u1  2, 6.HB  2, 6.200  520 N / mm2
 Ứng suất uốn cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn
m
6
6
�

�T �
�T � �T � �
N td 2  60.u.�� �ni .ti  60.1.132 �
� �.t1  � �t2 �
T
�
�max �
�Tmax � �Tmax � �
�
�
7
 60.1.132.33600. �
16.0, 294  0,96.0, 706 �
�
� 21,52.10

N td 1  u.N td 2  3, 41.21,52.107  73,38.107

Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó K’’N = 1
2
+ Giới hạn mỏi uốn của thép 45:  1  0, 43. bk  0, 43.600  258 N / mm

+ Giới hạn mỏi uốn của thép 35:  1  0, 43. bk  0, 43.500  215 N / mm 2
Vì phơi rèn, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng
suất ở chân răng K = 1,8
14


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép
+ Bánh nhỏ:

   u1 

1,5. 1.K '' N 1,5.258.1

 143,33 N / mm 2
n.K
1,5.1,8

(2)

+ Bánh lớn:

   u2 

1,5. 1.K '' N 1,5.215.1

 119, 44 N / mm 2
n.K
1,5.1,8

(3)

3.1.3. Xác định khoảng cách trục aw(sơ bộ)
2

�
1, 05.106 � K .N
+ Theo công thức (3-10): A �(u  1). 3 �
'
�   .u �
�
� tx � A . .n2

- Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3
- Chọn hệ số chiều rộng bánh răng  A  0,3
Trong đó : u = 3,41 : Tỷ số truyền
n2 = 132 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn
N = 10,454 (Kw) công suất trên trục I
 ' = 1,25 hệ số ảnh hưởng khả năng tải
2

�1, 05.106 � 1,3.10, 454
� A �(3, 41  1). 3 �
 225, 24mm
�.
�442.3, 41 � 0,3.132.1, 25

Ta chọn A = 250 mm
3.1.4. Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
- Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngồi được tính theo cơng thức ( 3-17)
v

 .d1.n1
2 . A.n1


60.100 60000(u �1)

Với: n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn
v

2 . A.n1
2.3,14.250.486

 2,884m / s
60000(u �1)
60000.4, 41

- Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9

15


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.1.5. Định chính xác hệ số tải trọng K
- Chiều rộng bánh răng lớn :
b2   A . A  0,3.250  75mm Ta chọn b2 = 75 mm (4)

- Đường kính vịng lăn bánh răng nhỏ:
d1 

2. A

2.250

 113,38mm Ta chon d1 114 mm
u  1 3, 41  1

Do đó : d 

b
75

 0, 66
d1 114

Với  d = 0,66 theo bảng 3-12 trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1,03
- Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế :
K tt 

K ttbang  1 1, 03  1

 1, 015
2
2

Theo bảng 3-14 trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động
Kđ = 1,2 ( giả sử b 

2,5.mn
)
sin 

- Hệ số tải trọng: K  K tt .K d  1, 015.1, 2  1, 22
Vì trị số K khơng chênh lếch nhiều với dự đốn nên khơng cần tính lại khoảng cách
trục A và ta có thể lấy A = 250 mm.
3.1.6. Xác định mơ đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng
+ Mô đun pháp: mn = (0,01 �0,02).A = 2,5 �5mm (lấy mn = 4 mm)
+ Sơ bộ chọn góc nghiêng   100 ;cos   0,985
+ Tổng số răng của hai bánh
Z t  Z1  Z 2 

2. A.cos  2.250.0,985

 123,125
mn
4

+ Số răng bánh nhỏ: Z1 

Zt
123,125

 28 răng
u  1 3, 41  1

chọn Z1 = 28 răng
+ Số răng bánh lớn: Z 2  Z1.u  28.3, 41  95, 48 răng
chọn Z2 = 96 răng
+ Tính chính xác góc nghiêng 
cos  

Z t .mn 123,125.4


 0,985 vậy  = 9052’
2. A
2.250
16


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Chiều rộng bánh răng: b  75 

2,5.mn
2,5.4

 58,34mm
sin 
0,1714

(thỏa mạn điều kiện (4)).
3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
+ Theo cơng thức (3-34) có:  u 

19,1.106.K .N
y.mn 2 . '' .Z .n.b

Trong đó: N = 10,454 (Kw) cơng suất bộ truyền
y : hệ số dạng răng
n : Số vịng quay trong một phút của bánh răng đang tính

mn: Mô đun
Ztd: Số răng tương đương trên bánh
b,  u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng
+ số răng tương đương của bánh nhỏ
Z td 

Z1
28

 29 răng
2
cos 
(0,985) 2

+ Số răng tương đương của bánh lớn
Z td2 

z2
96

; 99 răng
2
cos
(0.985)2

Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn :
- Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y1  0.46
- Hệ số dạng răng của bánh lớn y2  0.517
- Lấy hệ số  ''  1,5
- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

19,1.106.1,3.10, 454
 u1 
 22, 243N / mm 2
2
0, 46.4 .29.486.75.1,5
 u1     u  143,33 N / mm 2 ( thỏa mãn điều kiện (2))

-

Đối với bánh lớn
 u 2   u1 .

y1 22, 243.0, 46

 19, 79 N / mm 2
y2
0,517

 u 2     u  119, 44 N / mm2 ( thỏa mãn điều kiện (3))

3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
+ bánh răng nhỏ:
 txqt1  2,5.   tx1  2,5.520  1300 N / mm 2

17


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ bánh răng lớn:
   txqt 2  2,5.   tx 2  2,5.442  1105N / mm2
1,05.106 (u  1)3 .k.N 1,05.106 (3, 41  1) 2 .1,3.10, 454

.
 201, 25 N / mm 2
với:  txqt 
A.u
b.n2
250.3, 41
75.132
� ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ

và bánh răng lớn.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ:
   uqt1  0,8. ch1  0,8.290  232 N / mm2
 upt1 

19,1.106.K .N 19,1.10 6.1,3.10, 454

 122,84( N / mm 2 )
2
2
y.mn .z.n.b
0, 46.4 .29.132.75

�  upt1 <    uqt1 Thỏa mãn

+ bánh răng lớn:
   uqt 2  0,8. ch 2  0,8.240  192 N / mm2
 uqt 2   uqt1.

y1
0, 46
 122,84.
 109,3( N / mm 2 )
y2
0,517

�  upt 2 <    uqt 2 Thỏa mãn

3.1.9. Các thông số hinh học chủ yếu của bộ truyền
+ Môdun pháp: mn  4mm
+ Số răng: z1  29 răng , z2  96 răng
+ Góc nghiêng răng:   9o.52 '
+ Góc ăn khớp:  n  20o
+ Chiều rộng bánh răng:
b2  75mm , b1  75mm
+ Đường kính vịng chia:
d c1  mn .z1  4.29  116mm
d c 2  mn .z2  4.96  384mm

+ Khoảng cách trục:
A

d c1  d c 2 116  384


 250(mm)
2
2

+ Chiều cao răng:

h  2, 25.mn  2, 25.4  9(mm)

+ Độ hở hướng tâm:

c  0, 25.mn  0, 25.4  1(mm)

+ Đường kính vịng chia đỉnh răng:

Dc1  d c1  2mn  116  2.4  124(mm)
Dc 2  dc 2  2mn  384  2.4  392(mm)

+ Đường kính vịng chân răng:

Di1  d c1  2mn  2.c  116  2.4  2.0,5  107(mm)
Di 2  d c 2  2mn  2.c  384  2.4  2.0,5  375(mm)
18


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.1.10. Lực tác dụng lên trục
2.M x 2.9,55.106.P 2.9,55.106.10, 454

p


 3541,78( N )
Lực vòng:
d
n.d
486.116
p.tg n 3541, 78.tg 20o

 1306, 27( N )
Lực hướng tâm: p1 
cos
cos9o 52
Lực dọc trục pa  p.tg   3541,78.tg 9o52  580( N )

Bảng 3: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số
Số răng
Đường kính vịng chia
Đường kính vịng đỉnh răng
Đường kính vịng chân răng
Chiều rộng răng
Môđun pháp
Khoảng cách trục
Chiều cao răng
Độ hở hướng tâm
Góc nghiêng răng
Góc ăn khớp

Giá trị
Bánh răng nhỏ
Bánh răng lớn
Z1 = 29 răng
Z2 = 96 răng
dc1 = 116 mm
dc2 = 384 mm
De1 = 124 mm
De2 = 392 mm
Di1 = 107 mm
Di2 = 375 mm
b1 = 75 mm
b2 = 75 mm
mn = 4 mm
A = 250 mm
h = 9 mm
c = 0,5 mm
 = 9052’
 = 200

3.2. Tính tốn bộ truyền bánh răng thẳng của cấp chậm
3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
+ Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa tra (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các
thơng số của thép như sau:
-

2
Giới hạn bền kéo:  bk  580 N / mm

-

Giới hạn chảy:  ch  290 N / mm 2

-

Độ rắn: HB = 170 �220 (chọn HB1 = 190)

(giả thiết đường kính phơi dưới 100 �300 mm)
+ Bánh răng lớn thép 35 thường hóa. Tra bảng (3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có
các thơng số của thép như sau:
-

2
Giới hạn bền kéo:  bk  480 N / mm

-

Giới hạn chảy:  ch  240 N / mm 2

-

Độ rắn: HB = 140 �190 (chọn HB2 = 160)

(giả thiết đường kính phơi 300 �500 mm)
19


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Với cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.
3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:
m /2

N td 2

H
3
3
�
�Ti �
�T � �0,9T � �
 60.u �� � ni ti  60.1.50. �
� �t1  �
�t2 �
T
T
��
�Tmax
�
�

Trong đó : t1 

15tck
Lh  0, 294 Lh , t2 = 0,706Lh, với Lh = 300.7.2.8 = 33600 h

51tck

7
7
Ntd 2  60.1.50.33600. �
13.0, 294  0,93.0, 706 �
�
� 8,15.10  N 0  10 chu kỳ

Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ
N td 1  Ntd 2 .u  8,15.107.2, 41  19, 64.107  N 0  107 chu kỳ

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K’N của cả hai bánh răng đều bằng 1.
 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có    u  2, 6.HB
-

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

   u2  2, 6.HB  2, 6.160  416 N / mm 2
-

Ừng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

   u1  2, 6.HB  2, 6.190  494 N / mm2
Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ là    u2 = 416 N/mm2
 Ứng suất uốn cho phép
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn
m
6

6
�
�T �
�T � �T � �
N td 2  60.u.�� �ni .ti  60.1.50 �
� �.t1  � �t2 �
�
�Tmax �
�Tmax � �Tmax � �
�
�
6
6
7
 60.1.50.33600. �
1 .0, 294  0,9 .0, 706 �
�
� 6, 746.10

N td 1  u.N td 2  2, 41.6, 746.107  18,57.107

Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó K’’N = 1
Giới hạn mỏi uốn của thép 45:  1  0, 43. bk  0, 43.580  249, 4 N / mm2
2
Giới hạn mỏi uốn của thép 35:  1  0, 43. bk  0, 43.480  206, 4 N / mm

20


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Vì phơi rèn, thép thướng hóa hệ số an tồn n = 1,5, và hệ số tập trung ứng suất ở
chân răng K = 1,8
Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép
- Bánh răng nhỏ
1,5. 1.K '' N 1,5.249, 4.1

 138,56 N / mm2
   u1 
n.K
1,5.1,8

(5)

- Bánh răng lớn

   u2

1,5. 1.K '' N 1,5.206, 4.1


 114, 67 N / mm 2
n.K
1,5.1,8

(6)

3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A

2

�
1, 05.106 � K .N
+ theo công thức (3-9): A �(u  1). 3 �
�   .u �
�
� tx � A .n2

- Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3
- Chọn hệ số chiều rộng bánh răng  A  0,3
Trong đó: u = 2,41 Tỷ số truyền
n2 = 50 (v/p) số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn
N = 10,143 (Kw) : Công suất trên truc II
2

�1, 05.106 � 1,3.10,143
� A �(2, 41  1) �
 336,88( mm)
�.
�416.2, 41 � 0,3.50
3

Ta chọn A = 340 mm
3.2.4. Tính vận tốc vịng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
- Vận tốc vịng của bánh răng trụ ăn khớp ngồi được tính theo công
thức (3-17) v 

 .d1.n1

2 . A.n1

(m / s)
60.1000 60000(u  1)

Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
v

2.3,14.340.50
 0,523m / s
60000.3, 41

+ Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9
21


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.2.5. Định chính xác hệ số tải trọng K
Chiều rộng bánh răng: b   A . A  0,3.340  102mm
+ Đường kính vịng lăn bánh răng nhỏ:

Do đó:

d1 

2. A
2.340


 199, 41mm
u  1 2, 41  1

d 

b
102

 0,51
d1 199, 41

Với  d = 0,51 theo bảng (3-12) trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1
-

Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế : K tt 

K ttbang  1 1  1

1
2
2

Theo bảng (3-14) trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động
Kđ = 1,1
( giả sử b 
-

2,5.mn
)

sin 

Hệ số tải trọng: K  K tt .K d  1.1,1  1,1

Vì trị số K khơng chênh lếch với dự đốn nên khơng cần tính lại khoảng cách trục A
và ta có thể lấy A = 340 mm.
3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
+ Mô đun pháp: mn = (0,01 �0,02).A = 3,4 �6,8 mm (lấy mn = 4 mm)
- Số răng bánh nhỏ: Z1 

2. A
2.340

 49,85
mn (u  1) 4.(2, 41  1)

chọn Z1 = 50 răng
-

Số răng bánh lớn: Z 2  Z1.u  50.2, 41  120,5 răng
chọn Z2 = 120 răng

+ Chiều rộng bánh răng lớn b2 = 0,3.340 = 102 mm
3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Theo công thức (3-33) :  u 

19,1.106.K .N
y.mn 2 .Z1.n1.b

Trong đó : k = 1,3 : Hệ số tải trọng

N : Công suất bộ truyền (Kw)
y : Hệ số dạng răng

22


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

n : Số vòng quay trên một phút của bánh răng đang tính
mn : Mơđun
Ztd : Số răng tương đương trên bánh
b,  u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng
Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn
+ Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y1 = 0,471
+ Hệ số dạng răng của bánh lớn y2 = 0,517
-

Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ
 u1 

19,1.106.1,3.10,143
 42, 2 N / mm 2
2
0, 471.4 .50.132.120

 u1     u1  138,56 N / mm 2

( thỏa mãn điều kiện (5))

-

Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn
 u2   u1

y1
0, 471
 42, 2.
 38,36 N / mm 2
y2
0,517

 u2     u2  114, 67 N / mm 2

(thỏa mãn điều kiện (6))
3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột
- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
+ bánh răng nhỏ:
 txqt1  2,5.   tx1  2,5.494  1235 N / mm 2
+ bánh răng lớn:
   txqt 2  2,5.   tx 2  2,5.416  1040 N / mm2
1, 05.106 (u  1)3 .k.N 1, 05.10 6 (2, 41  1) 2 .1,3.10,143

.
 22,186 N / mm2
với:  txqt 
A.u
b.n2
340.2, 41
102.50

� ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ

và bánh răng lớn.
- Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ :

   uqt1  0,8. ch1  0,8.290  232 N / mm2
 upt1 

19,1.106.K .N 19,1.106.1,3.10,143

 50,83( N / mm 2 )
2
2
y.mn .z.n.b
0, 46.4 .50.132.102

�  upt1 <    uqt1 Thỏa mãn

+ bánh răng lớn:

23


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

   uqt 2  0,8. ch 2  0,8.240  192 N / mm2
 uqt 2   uqt1.

y1
0, 471
 50,83.
 46, 2( N / mm 2 )
y2
0,517

�  upt 2 <    uqt 2 Thỏa mạn

3.2.9. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền
+ Mơ đun mn = 4 mm
+ Số răng Z1 = 50 răng, Z2 = 120 răng
+ Góc ăn khớp   200
+ Chiều rộng bánh răng : b2 = 102 mm
b1 = 102 mm
+ Đường kính vịng chia
d1 = mn.Z1 = 4.50 = 200 mm
d2 = mn.Z2 = 4.120 = 480 mm
+ khoảng cách trục :
A

d1  d 2 200  480

 340mm
2
2

+ Chiều cao răng :
h = 2,25.mn = 2,25. 4 = 9 mm

+ Độ hở tâm răng:
c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 mm
+ Đường kính vịng đỉnh răng
De1  d1  2.mn  200  2.4  208mm
De2  d 2  2.mn  480  2.4  488mm

+ Đường kính vịng chân răng
Di1  d1  2.mn  200  2.4  192mm
Di2  d 2  2.mn  480  2.8  472mm

3.2.10. Tính lực tác dụng lên trục
Lực vòng :

P

2.M x 2.9,55.106. p 2.9,55.106.9,841


 18796,31N
d
n.d
50.200

0
Lực hướng tâm : Pr  P1.tag  18796,31.tag 20  6841,3N

24


ĐỀ 2: PHƯƠNG ÁN 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Bảng 4 : Các thông số của bánh răng trụ răng thẳng
Giá trị

Thông số

Bánh răng nhỏ
Bánh răng lớn
Z1 = 50 răng
Z2 = 120 răng
d1 = 200 mm
d2 = 480 mm
De1 = 208 mm
De2 = 488 mm
Di1 = 192 mm
Di2 = 472 mm
b1 = 102 mm
b2 = 102 mm
mn = 4 mm
A = 340 mm
h = 9 mm
c = 1 mm
 = 200

Số răng
Đường kính vịng chia
Đường kính vịng đỉnh răng
Đường kính vịng chân răng

Chiều rộng răng
Môđun
Khoảng cách trục
Chiều cao răng
Độ hở hướng tâm
Góc ăn khớp

PHẦN IV : TÍNH TỐN TRỤC
4.1. Chọn vật liệu cho trục
Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện
được và dễ gia công. Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì
hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới
hạn bền :  b  600( N / mm 2 )
4.2. Tính sức bền trục
4.2.1. Tính đường kính sơ bộ của trục
Theo cơng thức (7-2) ta có :

d �C 3

P
(mm)
n

Trong đó : d - là đường kính trục (mm)
C - hệ số phụ thuộc vào ứng xuất xoắn cho phép đối với đầu trục
và truyền trục chung, lấy C = 120
P - công suất truyền của trục
n - số vòng quay trong 1 phút của trục
+ Đối với trục I:
P1 = 10,454 (Kw)

n1 = 486 (vòng/phút) � d1 �120. 3

10, 454
 33,37(mm)
486

chọn dI = 35 (mm)
+ Đối với trục II :
25