BTL CHI TIẾT MÁY

BTL Chi Tiết Máy Trang: 1
Phần I -Tính toán hệ dẫn động
Chọn động cơ dẫn động hệ thống . Tính toán động học.
Thiết kế truyền động đai thang
I, Cơ sở tính toán chọn động cơ điện
1.Chọn động cơ điện:
Động cơ điện không đồng bộ 3 pha rô to ngắn mạch có u điểm kết cấu đơn giản dễ bảo
quản , giá thành thấp làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào dòng 3 pha không cần biến đổi
dòng điện
Ta chọn động cơ điện xoay chiều không đồng bộ 3 pha rô to ngắn mạch
2.Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ
P
ct
=
t
td
P


Trong đó: P
tđ
: Công suất tơng đơng
P
ct
: công suất cần thiết

t
: Hiệu suất tổng của hệ dẫn
Với T
mm
=1.8T

T
1
= T t
1
= 0.4t
T
2
= 0.8T t
2
= 0.3t
T
3
= 0.5T t
3
= 0.3t
Ta có








=

3
1
2
3

1
i
ii
rt
t
t
T
T
PP
= 5.2
tttt /).3,0.5,0.5,0.3,0.8,0.8,04,0.1( ++

= 4.247 KW
P
td
= 4.247 KW
3.Xác định hiệu suất hệ thống

t
=
đ
.
h

Trong đó:
đ
: Hiệu suất đai

h
: Hiệu suất của hộp

Ta chọn

:
đ
= 0.95
Từ công thức :
t
=
2
o l
.
brt
.
đ
Trong đó :
o l
: Hiệu suất của ổ lăn

brt
: Hiệu suất của bánh răng
Chọn :
ol
= 0,99

brt
= 0,97

t
= 0,99
2

. 0,97 . 0,95 =0,903
P
ct
=P
td
/
t
=4.247/0.903=4.702 (KW)
4. Xác định sơ bộ số vòng quay trên trục động cơ
Theo CT 2.18 :
n
sb
= n
lv
. u
t

Trong đó : n
sb
: Số vòng quay sơ bộ
n
lv
: Số vòng quay trục ra
BTL Chi Tiết Máy Trang: 2
u
t
: Tỉ số truyền toàn bộ hệ thống
mà u
t
= u

đ
. u
h

(u
đ
: Tỉ số truyền của đai )
(u
h
: Tỉ số truyền của hộp)
Tra bảng 2-4 trang 21 ta chọn : U
đ
= 1.564
U
h
= U
brt
= 3
U
t
= 1.564 . 3 =4.692
n
sb
= n
lv
. u
t

= 330 . 4.95 = 1548.36(v/p)
Ta có : P

ct
= 4.702 (kw)
n
sb
= 1633.5 (v/p)
- Khi chọn động cơ phải thoả mãn các điều kiện sau:
p
đc
p
ct

n
đc
n
sb

dn
kmm
T
T
T
T

Trong đó : P
đc
: công suất động cơ
P
ct
: công suất cần thiết
N

đc
: Số vòng quay động cơ
N
sb
: Số vòng quay sơ bộ
T
mm
: Mômen mở máy
T: Mômen định mức
T
k
: Mômen khởi động
T
dn
: Mômen danh nghĩa
Tra bảng P
1-1
ta chọn loại động cơ
Kiểu
động cơ
Công suất
(KW)
Vòng quay
(v/p)

0
0
cos
dn
k

T
T
Khối lợng
K132M4 5.5 1445 86 0,86 2 72
II ,Tính toán động học :
1/ Xác định tỉ số truyền tổng u
t
của toàn hệ thống
u
t
= n
đc
/n
r
= 1445/330 = 4.379
2/ Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền
Từ CT: u
t
= u
h
ì u
đ
u
h
= u
t
/u
đ
= 4.379/1.564 = 2.8
Chọn u

h
= 2.8
Tính chính xác lại u
đ
U
đ
=u
t
/u
sb
= 4.379/2.8 = 1.564
3/ Tính công suất vòng quay mômen trên các trục
a./Công suất trục I
*P
I
= P .
đ
.
ôl

= 4.702 . 0,95 . 0,99 = 4.422 (kw)
*n
I
= n
đc
/ u
đ

=1445/1.564 =923.913 (v/p)
*T

I
= 9,55 .10
6
. P
I
/n
I

= 9,55 . 10
6
.4.422/923.913 = 0.046.10
6
(Nmm)
b./ Công suất trục II
BTL Chi Tiết Máy Trang: 3
*P
II
= P
I
.
brt

= 4.422 . 0,97 = 4.290 (kw)
*n
II
= n
I
/u
h

= 923.913 /2.8 = 330(v/p)
*T
II
= 9,55 . 10
6
. P
II
/n
II

= 9.55 . 10
6
. 4.290/330 = 0.124.10
6
(Nmm)
Lập bảng thông số
Thông số Trục I Trục II
Công suất (P) 4.422(kw) 4.290(kw)
Vòng quay (n) 923.913 (v/p) 330 (v/p)
Mômen (T) 0.046.10
6
(Nmm) 0.124.10
6
(Nmm)
Tỷ số truyền (u) U
đ
= 1.564 U
h
= 3
iii - Thiết kế bộ truyền động đai hình thang

1/ Chon đai :
Có Pct = 5.5 kw , n
I
= 923.913 v/f
Theo bảng 4.1 trang 59 xét giả thiết vận tốc <25 m/s chọn loại đai loại b , đai thang thờng
2/Xác định thông số bộ truyền
*Tra bảng 4 -19 ta chon đờng kính bánh đai nhỏ d
1
= 180 (mm) :
v= 3.14.d
1
.n
đc
/(60.10
3
)=13.589 (m/s)<25m/s
Vậy loại tiết diện đai ta chọn thoả mãn
* Đờng kính bánh đai lớn d
2
= u
đ
(1-

)d
1
=180.(1-0.01).1.564 = 278.7(mm)

Chọn tiêu chuẩn theo bảng 4.21 d
2
= 280 mm

*Tính lại tỉ số truyền thực tế
u
đm
=d
2
/(1-).d
1
= 280/(1-0.01).180 = 1.571
*Sai lệch tỉ số truyền
u= (1.571-1.564)/1.564=0.47%<4%
Thoả mãn
*Xác định khoảng cách 2 trục
Tra bảng 4 -14 chọn a/d
2
= 1.2
a = 1,2d
2
= 1,2 . 280= 336 (mm)
Phải thoả mãn điều kiện:
0,55(d
1
+ d
2
)+ h a 2(d
1
+ d
2
)
0,55(180+280)+10.5 336 2(180+280)
263.5 < 336 < 920

thoả mãn
Từ khoảng cách trục ta tính đợc chiều dài đai L
L = 2a +(d
1
+ d
2
/ 2)+(d
2
-d
1
)
2
/4a
= 2 . 336+3,14 . (180+280)/2+(280-180)
2
/4.336 = 1401 (mm)
BTL Chi Tiết Máy Trang: 4
Chọn L = 1400 (mm)
* Kiểm tra tuổi thọ đai
i = v/L10
-3
= 13.589/1,4 = 9.7 < 10
thoả mãn
Tính khoảng cách trục a theo L = 1400(mm)
4
8
22
+
=

a
Với = L -
( )
2
21
dd +
= 1400 - 3,14 . (180+280)/2 = 677.8
= (d
2
- d
1
)/2 = 280-180/2 = 190
a = 338.619
* Xác định góc ôm
1
Theo CT 4.7:

( )
a
dd
0
12
0
1
57
180

=

phải thoả mãn đk

0
1
120



17.163619.338/)180280.(571801 ==

thoả mãn đk
2.3/ Xác định số đai
Theo công thức 4.16:
[ ]
( )
zul
d
ccccp
kp

0
1
=
Trong đó : P
1
= 4.422 (kw) ; K
đ
= 1,25 ; [P
0
] = 4.61
C

= 0,95 ; C
l
= 0.89 ; C
u
= 1,11
C
Z
= P
ct
/[P
0
] = 4.422/4.61 = 1.2 C
Z
= 1
ở đây : Kđ : hệ số tảI trọng theo bảng 4-7 với động cơ nhóm 2 , tảI trọng có dao động nhẹ
[P
o
] công suất cho phép tra bảng 4-19
C

hệ số ảnh hởng góc ôm tra bảng 4-15 với góc ôm = 163,17
0
C
l
hệ số ảnh hởng chiều dàI đai tra bảng 4-16
C
u
hệ số ảnh hởng tỉ số truyền tra bảng 4-17
C
z

hệ số ảnh hởng số đai tra bảng 4-18
Z = 4.422.1,25/4.61 . 0,95 . 0.89 . 1,11 . 1 =1.28
Z = 1 <6
*Xác định kích thớc bánh đai
Chiều rộng bánh đai
Theo CT 4.17 : B = (Z-1)t+2e
Tra bảng 4 -21 chọn : e = 12.5 B = 2 .12.5 = 25(mm)
Đờng kính ngoài bánh đai, theo bảng 4 -21 có : h
0
= 4.2
da
1
= d
1
+2h
0

= 180+2 . 4.2 = 188.4 (mm)
da
2
= d
2
+2h
0

= 280+2 . 4.2 = 288.4 (mm)
BTL Chi Tiết Máy Trang: 5
Kí hiệu tiết diện đai H h
0
t e

16 4,2 19 12,5
2.4/Xác định lực tác dụng
Lực căng ban đầu trên 1 đai
Từ CT 4.19 :
v
dct
F
zvc
KP
F +=

780
0
Mà : F
v
= q
m
v
2
Tra bảng 4 -22 có: q
m
-khối lợng 1 m chiều dàI đai là 0,178
F
v
= 0,178 . (13,589)
2
= 32.87 (N)
F
o
=383.681N

Lực tác dụng lên trục
Theo CT 4.21 : Lực tác dụng lên trục bánh đai là
F
r
= 2F
0
zsin(
1
/2)
= 2 . 383.681 . 1sin(163.17/2) = 758.918 (N)
Lập bảng thông số
STT Thông số Kí hiệu Trị số Đơn vị
1 Đờng kính bánh đai nhỏ d
1
180 mm
2 Đờng kính bánh đai lớn d
2
280 mm
3 Khoảng cách trục a 334.985 mm
4 Góc ôm trên bánh dẫn

1
163.17
0

0
5 Chiều dài đai L 1400 mm
6 Số đai Z 1 Cái
7 Chiều rộng bánh đai B 25 mm
8 Đờng kính ngoài bánh đai nhỏ da

1
188,4 mm
9 Đờng kính ngoài bánh đai lớn da
2
288.4 mm
10 Lực hớng tâm tác dụng lên trục F
r
758.918 N
BTL Chi Tiết Máy Trang: 6
Phần II:Tính toán thiết kế hộp giảm tốc
1 cấp bánh răng trụ
I ,Các bớc thiết kế:
1./Chon vật liệu
Vật liệu chế tạo bánh răng có 2 nhóm Nhóm 1có HB 350
Nhóm 2 có HB > 350
Vì hộp giảm tốc cần thiết kế có công suất nhỏ nên ta chon vật liệu thép nhóm 1 và độ rắn của
bánh đai lớn cao hơn độ rắn của bánh đai nhỏ 10ữ15 đơn vị
H
1
=H
2
+(10ữ15)HB
Vật liệu bánh răng chọn theo bảng 6 -1
Thông số Bánh nhỏ Bánh lớn
Nhãn hiệu Thép 45 Thép 45
Nhiệt luyện Tôi cải thiện TôI cảI thiện
Độ rắn HB 210 200
Giới hạn bền
b
(Mpa)

750 750
Giới hạn chảy
c
(Mpa)
450 450
2./Xác định ứng suất cho phép
a./ ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo CT 6.1a
[
h
]=
0
h
lim K
HL
/SH
theo bảng 6 -2 với thép tôi cải thiện

H
0
lim = 2HB+70 và SH= 1.1

H
0
lim
1
=2 .210+70=490 (Mpa)

H
0
lim

2
=2 . 200+70=470 (Mpa)
Hệ số tuổi thọ K
Hl
=
MH
e
NH
NH
0
Với NH
0
= 30H
HB
2.4
số chu kì ứng suất thay đổi khi thử về tiếp xúc
NH
01
= 30 . 210
2,4
= 11.23 . 10
6
NH
02
= 30 . 200
2,4
= 9.99 . 10
6
Từ CT : NH
E1

= 60C(T
i
/T
nax
)
3
n
i
t
i
Trong đó: C -Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay(C=1)
n
i
- Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng
t
i
- Tổng số giờ làm việc của bánh răng 15000h
NH
E 2
=
i
i
i
t
t
T
t
t
u
n

1
3
max1
1
1.60
=60.1.15000.(1
3
.0,4+0,8
3
.0,3+0.5
3
.0,3)*924/2.8=17,5.10
7
> NH
02

do đó : KH
L2
=1
NH

E1
>NH
E2
>NH
01

do đó : KH
L1
=1
Theo CT6.1a sơ bộ đợc tính nh sau
[
h
]=
0
h
lim . K
HL
/SH
[
h1
]=490.1/1,1=445,455 (Mpa)
[
h2
]=470 .1/1,1=427.273 (Mpa)
Vì đây là răng nghiêng 1 cấp nên theo CT 6-12
[
h
]= ([
h1
]+ [

h2
])/2
BTL Chi Tiết Máy Trang: 7
=( 445,455+ 427,273)/2 = 436.364(Mpa)
b./ ứng suất uốn cho phép
[
F
] = [
F
0
lim/SH]Y
R
Y
S
K
FC
K
FL
K
XF
Chọn sơ bộ: Y
R
Y
S
K
XF
= 1
Y
R
: Hệ số xét đến độ nhám bề mặt lợn chân răng

Y
S
: Hệ số xét đến độ nhậy của vâtl liệu đối với tập chung ứng suất
K
XF
: Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn
S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

F
lim: ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
[
R
] =
F
0
limK
FC
K
FL
/SF
Với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
:hệ số giảm giới hạn bền mỏi uốn =1 theo bảng 6-2 thép tôi cải
thiện
Giới hạn bền mỏi uốn của răng ứng với số chu kì cơ sở

F
0

lim = 1,8HB (Mpa) ;

F
0
lim
1
= 1,8.210 = 378(Mpa)

F
0
lim
2
= 1,8.200 = 360(Mpa)
Hệ số tuổi thọ :
K
FL
=
èm
m
FE
FO
N
N

Với N
FO
= 4.10
6

Do vật liệu nhóm 1 nên m

h
= 6
Số chu kì thay đổi tơng đơng về uốn theo CT 6-7 có :
N
FE
= 60C(T
i
/T
xax
)
6
n
i
t
i
N
FE2
= 60.1.15000. (1
6
.0,4+0,8
6
.0,3+ 0,5
6
.0,3).924 /2.8= 14,3.10
7
N
FE1
>N
FE2
>N

F0
K
EL
= 1
ứng suất uốn cho phép theo CT 6-2a với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1 ta đợc với S
F
= 1,75
[
F
] = [
F
0
limK
FC
K
FL
/SF]
[
F1
] = 378.1.1/1,75 = 216(Mpa)
[
F2
] = 360.1.1/1,75 = 205.714 (Mpa)
c./ ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Theo CT 6.13 và 6.14:
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[
H

]
max
= 2.8
ch
= 2,8.450 = 1260 (Mpa)
ứng suất uốn cho phép khi quá tải
[
F1
]
max
= 2.8
ch
= 0,8.210 = 462 (Mpa)
[
F2
]
max
= 2.8
ch
= 0.8ì200 = 440 (Mpa)
3./Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo CT 6.15a có :
a
w
= K
a
(u+1)
[ ]
baH
HBi

u
KT

2

theo bảng 6 -6 chọn :
ba
= 0,3
Tra bảng 6 -5 với bánh răng nghiêng K
a
= 43 theo CT 6.10 :

bd
= 0,5
ba
(u+1)
= 0,5.0,3. (2.8+1) = 0,57 do đó tra bảng 6-7 k
HB
= 1,02
T
1
= 0.046.10
6
(Nmm)
BTL Chi Tiết Máy Trang: 8
a
w
= 43. (2.8+1)
3,0.8,2.36.436/02.1.10.046,0
25

3
=108,571mm
lấy a
w
= 125(mm)
4./ Xác định các thông số ăn khớp
Theo CT 6.17: m(0.01ữ 0.02)a
w
=(1.25ữ2.5)a
w

m = 1.2ữ 2.4 theo bảng 6 -8 chọn mô đun pháp m =1.25
chọn sơ bộ = 10
0
do đó : cos = 0,985 theo (6-31)
Số răng nhỏ Z
1
= 2a
w
cos/m(u+1)
= 2.125.0,985/1,25(2.8+1) = 51,842
chọn : Z
1
= 51
Số răng bánh lớn Z
2
= uz
1
= 142
Tính lại góc nghiêng

cos = m(z
1
+z
2
)/2a
w
= 1.25(51+142)/2.125 = 0,965
= arc cos0,965 = 15,2 = 15
0
2

5./Kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc
Theo bảng 6 -33 ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

( )
2
1
1
12
ww
H
HMH
udb
ukT
zzz
+
=


Theo bảng 6 -5 : Z

M
= 274 Mpa
Theo bảng 6 -35: tg
b
= cos
t
tg

tw
=
t
= arc tg(tg20/0.965)=20,665
tg
b
= cos20,665 tg15,2=0,254

b
= 14,263
0
theo CT 6.34
Z
H
=
)665,20.2sin(/969,0.2
=1.713
Theo CT 6.37 : = bw . sin/m
Trong đó:
bw - là chiều rộng vành răng bw =
ba
a

w
bw = 0,3.125 = 37,5 (mm)
= 37,5sin(15,2/3,14.1.25) = 2,504
Theo CT 6.36c Z =


1
Theo CT 6.38b

= [1,88 -3,2. (1/Z
1
+1/Z
2
)]cos
= [1,88 -3,2. (1/51+1/142)]0,965 = 1,797
Z =
797.1/1
=0,746
Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ
dw
1
= 2a
w
/(u
m
+1)
= 2.125/4 = 65,789
Theo CT 6.40 : v=3,14.d
w1
.n

1
/60000=3,18<5(m/s)
Với V = 3,18 (m/s) theo bảng 6 -13 ta dùng cấp chính xác 9.
Theo bảng 6-14 ta dùng cấp chính xác 9 và V< 5 m/s k
H

= 1,16 theo CT 6-42
V
H
=
H
g
0
v
ua
w
/
=0,002.73.3,18.
8.2/125
=3,1(m/s)
Trong đó theo bảng 6-15 :
H
= 0,002
Trong đó theo bảng 6-16 : g
0
= 73
BTL Chi Tiết Máy Trang: 9
Do đó theo 6-41 : K
HV
= 1 +V

H
.b
w
.d
w1
/2.T
1
.K
H
.K
Hb
= 1,07
Theo CT 6.39 : k
H
= k
H

k
H

k
HV
= 1,02.1,16.1,7 = 1,27
Thay các trị số trên vào CT 6.33 có :

( )
2
1
1
12

bwudw
ukT
H
+
=




=351,6
*Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo CT 6.1 ta có:
V<5 m /s nên Z
V
=1 ; Z
R
= 0.95 ; k

H
= 1
[
H
*
]=[
H
]Z
V
Z
R
k

H

= 436,36.1.0,95.1= 414,542 (Mpa)
Vậy đủ sức bền tiếp xúc
6./Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo CT 6.34 :
F1
=
mbwdw
T
FF
1
11
2

Theo bảng 6 -7 k
F

= 1,05
Theo bảng 6 -14 với V<5 m/s cấp chính xác 9 thì k
F

=1,4
Theo CT 6 -47: V
F
=
u
aw
Vg

F 0

=9,306
Theo bảng 6 -15:
F
= 0,006
Theo bảng 6-16 : g
0
= 73
Theo CT 6.46 : k
FV
= 1+v
f
.b
w
.d
w1
/(2.T
1
.K
Fb
.K
Fa
)=1,169
Do đó : k
F
= k
F

k

F

k
FV

=1,05.1,4.1,169 = 1,718
với :

= 1,797
Y

= 1/


=0,556
Y

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với = 15
0
2

Y

= 1-(15,2/140) = 0,89
Y

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Số răng tơng đơng
Z
V1

= Z
1
/cos
3

= 51/0,965
3
= 56,753chọn Z
V1
= 55
Z
V2
= Z
2
/cos
3

= 142/0,965
3
= 158 chọn Z
V2
= 158
Với m =1.25 (mm) Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(3)
Y
S
= 1 (xét đến độ nhạy của vật liệu)
Do đó theo CT 6.2 và 6.2a :
[

F1
] =216(Mpa)
[
F2
] =205,714 (Mpa)
Thay các giá trị vào CT 6.43 ta đợc:

[ ]
11111
/2
FỳFF
mbwdwYYYkT


=

F1
=142,618 Mpa<216=[
F1
]

F2
=
F1.
Y
F2
/Y
F1
=141,83 Mpa<205,714=[
F2

]
Vậy đủ sức bền uốn
BTL Chi Tiết Máy Trang: 10
7./ Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải
Với k
qt
=T
max
/T = 1,8 ta có :

Hmax
=
H
1max1
/ TT
=471,721 Mpa < [
Hmax
]

F1max
=
F1
.T
1max
/T
1
=256,713 Mpa< [
F1max
]

F2max
=
F2
.T
1max
/T
1
=255,294 Mpa < [
F2max
]
Đủ sức bền uốn khi quá tải

8./Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục a
w
= 125(mm)
Môđun pháp m=1.25(mm)
Chiều rộng vành răng bw=37.5(mm)
Góc nghiêng của răng
= 15,2(độ)
Tỉ số truyền u =2,784 (độ)
Số răng Z
1
= 51(cái)
Z
2
=142(cái)
Hệ số dịch chỉnh X
1
=0;X

2
=0(độ)
Đờng kính vòng chia d
1
=mZ
1
= 66,062 (mm)
d
2
=mZ
2
= 183,938 (mm)
Đờng kính vòng lăn dw
1
=65,789 ; dw
2
=184,210(mm)
Đờng kính đỉnh răng
da
1
=d
1
+2(1+x
1
-y)m = 68,562(mm)
da
2
=186,438(mm)
Đờng kính đáy răng df
1

=d
1
-(2,5-2x
1
)m = 62,937(mm)
df
2
= 180,813(mm)
9./Bôi trơn hộp giảm tốc
Bôi trơn hộp giảm tốc nhằm giảm mất mát công suất do ma sát ,giảm mòn răng ,đảm bảo
thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ theo phơng pháp dẫn dầu đến bôi trơn ngời ta
phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lu thông đối với hộp giảm tốc bánh răng bôi trơn ngâm
dầu đợc dùng khi V12 m/s ở trờng hợp này ta dùng bôi trơn bằng ngâm dầu mức dầu thấp
nhất là ngập chân răng bánh lớn cao nhất không quá 1/3 bán kính vòng đỉnh răng bánh lớn loại
dầu đợc chọn dựa vào độ nhớt theo bảng 18-11 ta chọn độ nhớt bôi trơn nh sau
- Độ nhớt Cetistoc : 80
- Độ nhớt Engle : 11
BTL Chi Tiết Máy Trang: 11
10./ Xác định các lực tác dụng lên trục
Theo CT 10.1:
Lực tiếp tuyến :
F
t1
= 2T
1
/dw
1
= F
t2
=2.0,46.10

5
/65,789=1398,41(N)
Lực hớng tâm:
F
r1
= F
t1
tgtw = F
r2
=1398,41tg20,665 = 527,435(N)
Lực dọc trục:
F
a1
= F
t1
tg = F
a2
=1398,41tg15,2 = 379,94(N)
F
x23
= (0,2ữ0,3)2T
2
/D
0
=0,2.2.0,124.10
6
/118=420,339(Nmm)
Trong đó:
D
0

- Đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối
T
i
- Mômen xoắn trên trục bánh i(Nmm)
Dw
1
- Đờng kính vòng lăn bánh 1
- Góc nghiêng vòng răng
tw - Góc ăn khớp
Phần III:tính toán Thiết kế trục
1./Chọn vật liệu
Vì hộp giảm tốc cần thiết kế có công suất trung bình nên ta chọn vật liệu chế tạo các trục là
thép 45 theo bảng 6 -1 ta chọn :
b
= 750 Mpa

ch
= 450 Mpa
BTL Chi Tiết Máy Trang: 12
2./Tính sơ bộ đờng kính các trục
Theo CT 10.9 ta có:
[ ]
3
2.0

T
d
Trong đó :
T : Mômen xoắn (Nmm)
[] : ứng suất xoắn cho phép (Mpa)

[] = (15ữ50) Mpa chọn [] = 25 Mpa
Trục I : d
1
3
5
25.2,0/10.46,0 =
20,954 (mm)chọn d
1
= 25 (mm)
Trục II : d
2

3
6
25.2,0/10.124,0
= 29,162(mm)chọn d
2
= 30 (mm)
3./ Tính gần đúng đờng kính các trục
a./Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
Chọn sơ bộ chiều rộng các ổ lăn theo bảng 10 -2
d
1
= 25 (mm) b
01
=17 (mm)
d
2
= 30 (mm) b
02

=19 (mm)
Xác định chiều dài mayơ các bánh răng và bánh đai theo CT 10.10
l
m
=(1,2ữ1,5)d
vì chiều rộng bánh đai B >1,5d nên ta lấy : l
m12
=B = 25(mm)
l
m22
=(1,2ữ1,5)d
2
= (1,2ữ1,5)30 = (36ữ45) chọn l
m22
=37(mm)
l
m13
=(1,2ữ1,5)d
1
= (1,2ữ1,5)25 = (20,83ữ37,5) chọn l
m13
= 35(mm)
Chiều dài mayơ nửa khớp nối (đối với trục vòng đàn hồi) Xác định theo CT 10.13
l
m23
= (1,4ữ2,5)d
2
= (1,4ữ2,5)35 = (49ữ87,5) chọn l
m23
= 50(mm)

Xác định các kích thớc khác có liên quan đến chiều dài trục là k
1
, k
2
, k
3
,h
n
theo bảng 10 -3
k
1
= 8ữ15 chọn k
1
= 10
k
2
= 5ữ15 k
2
= 5
k
3
= 10ữ20 k
3
= 10
h
n
=15ữ20 h
n
= 15
trong đó :

k
1
: là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay
k
2
: khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp
k
3
: khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ
h
n
: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
*Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
Trục I :
l
12
= 0,5(l
m12
+b
01
)+k
3
+h
n
= 0,5(35+17)+10+15 = 51(mm)
l
13
= 0,5(l
m12

+b
01
)+k
1
+ k
2
=41(mm)
l
11
= 2l
13
= 2.41 =82 (mm)
Trục II :
l
22
= 0,5(l
m22
+b
02
)+k
1
+k
2
= 43(mm)
l
21
= 2l
22
= 2.43 = 86 (mm)
l

23
= l
21
+0,5(l
m22
+b
02
)+k
3
+h
n
= 139(mm)
b./Xác định phản lực ở các gối đỡ và vẽ biểu đồ mômen uốn, mômen xoắn
*Trục I:
Biểu đồ mômen
BTL Chi TiÕt M¸y Trang: 13


TÝnh to¸n:
-Trong mp yoz
* ΣM
0
=F
Y13.
.l
13
– F
Y12
.l
12

+ F
lY11
.l
11
+ F
z13
.d
w1
/ 2 = 0
⇒ F
lY11
= (527,435.51-527,435.41-379,94.65,789/ 2)/82 =-88,092(N)
* ΣF
Y
= F
Y13
+ F
lY11
- F
lY10
+F
Y12
= 0
⇒ F
ly10
= 527,435+527,435-88,092=966,778(N)
-Trong mp xoz
*ΣM
0
=F

x13
l
13
- F
lx11
l
11
= 0
⇒ F
lx11
= 1398,41.41/82=699,205(N)
*ΣF
x
= F
lx10
- F
x13
+ F
lx11
= 0
⇒ F
lx10
= F
x13
- F
lx11

= 1398,41-699,205 = 699,205(N)
*Trôc II:
BiÓu ®å m«men

BTL Chi Tiết Máy Trang: 14
Tính toán
-Trong mp yoz
* M
0
=- F
Y22
.l
22
+ F
lY21
.l
21
+ F
z22
.d
w2
/ 2 =0
F
lY21
= (527,435.43-379,94.184,210/2)/86=-143,194(N)
*FY =F
lY21
+ F
lY20
-F
Y22 =
0
F
lY20

=527,435+143,194=670,629(N)
-Trong mp xoz
* M
0
= -F
x23
l
23
+ F
x22
l
22
+ F
lx21
l
21
= 0
F
lx21
=
21
12222323
l
lFlF
xx

=(420,339.139-1398,41.43)/86= -19,82(N)
*F
x
= -F

lx20
+ F
lx21
+ F
x22
-F
x23
= 0
F
lx20
= 1398,41-19,82-420,339 = 958,251 (N)
c./ Xác định mômen tơng đơng và tính gần đúng đờng kính các đoạn trục
Mômen tơng đơng xác định theo thuyết bền 3 CT 10.15 và 10.16
M
j
=
22
xjyj
MM +
(Nmm)
M
tđj
=
22
TjMj +
(Nmm)
Trong đó : M
yj
, M
xj

- mômen uốn trong mp yoz và xoz tại các tiết diện j
Trục I :
M
12
= 0 ; M
13
= 30013,052
M
10
= 26899,185 ; M
11
= 0
M
tđ12
= 0,46.10
5
(Nmm)
M
tđ10
= 53287,58 (Nmm)
M
tđ13
= 54925,252 (Nmm)
M
tđ11
= 0 (Nmm)
Trục II:
M
20
= 0 ; M

22
= 50293,243
M
21
= 22277,967 ; M
23
= 0
M
tđ20
= 0 (Nmm)
BTL Chi Tiết Máy Trang: 15
M
tđ22
= 133811,099 (Nmm)
M
tđ21
= 125985,348 (Nmm)
M
tđ23
= 0,124.10
6
(Nmm)
Đờng kính gần đúng của trục tại các tiết diện nguy hiểm xác định theo CT 10.17
d
j
=
[ ]
3
1.0/

tdj
M

Trong đó : [] -ứng suất cho phép của thép chế tạo trục cho trong bảng 10 -5 chọn
[] = 63 (Mpa)
Trục I:
d
12
= 19,4mm
d
10
= 20,375mm
d
13
= 20,58mm
d
11
= 0
Trục II:
d
20
= 0(mm)
d
22
= 27,694mm
d
21
= 27,143 mm
d
23

= 26,999mm
Chọn tiêu chuẩn
Trục I:
d
12
= 25 (mm) ; d
13
= 35 (mm)
d
10
= 30 (mm) ; d
11
= 25 (mm)
Trục II:
d
20
= 30 (mm) ; d
21
= 35 (mm)
d
22
= 45 (mm) ; d
23
= 30 (mm)
d./ Định kết cấu trục
Dựa theođờng kính các tiết diện trục vừa tính đợc và chiều dài tơng ứng đồng thời chú ý đến
các yêu cầu về lắp ghép là dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục và công nghệ là đảm bảo
độ chính xác và thuận tiện khi gia công để quyết định kết cấu trục ta có kết cấu trục nh hình vẽ
trên.
4./Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục

Để chế tạo bánh răng liền trục yêu cầu phải thoả mãn đk sau : X 2.5 (mm) đối với bánh
răng hình trụ trong đó X là khoảng cách từ chân răng tới rãnh then trong trờng hơp này ta có .
Trục I - Biết đờng kính vòng đáy bánh răng 1 : df
1
= 62,937 (mm)
Biết đờng kính trục tại vị trí lắp bánh răng : d
13
= 35(mm)
(df
1
- d
13
)/2= (62,937 -35)/2 = 27,937/2=13,968(mm)
mà theo bảng 9 -1a thì chiều sâu rãnh then trên lỗ (trên bánh răng) là 2,8(mm)
X = 13,968 -2,8 >2.5(mm)(không t/m)
Trục II:
df
2
= 180,813 ; d
22
= 45
S = (df
2
- d
22
)/2= (180,813 -45)/2 = 135,813/2 = 67,9 (mm)
theo bảng 9 -1a thì chiều xâu rãnh then trên lỗ (trên bánh răng) là 2,8 (mm)
X = 67,9 2,8 >2.5 (không t/m đk)
Vậy trong trờng hợp này cả 2 trục không chế tạo bánh răng liền trục đợc mà phải chế tạo trục
riêng và bánh răng riêng sau đó mới lắp ghép lại với nhau bằng mối ghép then.

5./Tính chọn then
Tra bảng 9-1a có bìh = 8x7
Theo CT 9.1và 9.2 xác định chiều dài then
l = (0,8ữ0,9)l
m

BTL Chi Tiết Máy Trang: 16
Tại tiết diện 12 :
l
12
= (0,8ữ0,9)l
m12
= (0,8ữ0,9)25 = (20ữ22,5) chọn l
12
= 20(mm)
Tại tiết diện 13:
l
13
= (0,8ữ0,9)l
m13
= (0,8ữ0,9)41 = (32.8ữ36.9) chọn l
13
= 35(mm)
Tại tiết diện 23:
l
23
= (0,8ữ0,9)l
m23
= (0,8ữ0,9)139 = (111,2ữ125,1) chọn l
23

= 120(mm)
Tại tiết diện 23:
l
22
= (0,8ữ0,9)l
m22
= (0,8ữ0,9)43 = (34,4ữ38,7) chọn l
23
= 35(mm)
* Kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt
Đk bền dập và bền cắt có dạng

( )( )
[ ]
[ ]
dd
thbld
T



=
1
2

( )
[ ]
cc
dlb
T

=
2
Trong đó:

d
,
c
- ứng suất dập và cắt tính toán (Mpa)
d - Đờng kính trục (mm)
T - Mômen xoắn trên trục (Nmm)
l,b,h,t - tra bảng 9.1 hoặc 9.2
[
d
] - ứng suất dập cho phép (Mpa) chọn [
d
] = 150
[
c
] - ứng suất cắt cho phép (Mpa) chọn [
c
] = 60Mpa
*ứng suất dập và cắt
Tại tiết diện 12:

d

= 2.0,46.10
5
/[25.(20-8).(7-4)]=102,2<[

d

]

c

=2.0,46.10
5
/(25.8.20)=23<[
c

]
Tại tiết diện 13:

d

= 2.0,46.10
5
/[35.(35-8).(7-4)]=32,45<[
d

]

c

=2.0,46.10
5
/(35.8.35)=9.38<[
c

]
Tại tiết diện 23:

d

= 2.0,124.10
6
/[30.(120-8).(7-4)]=24,6<[
d

]

c

=2.0,124.10
5
/(30.8.120)=8,7<[
c

]
Tại tiết diện 22:

d

= 2.0,124.10
6
/[45.(35-8).(7-4)]=68,04<[
d

]

c

=2.0,124.10
5
/(45.8.35)=19,7<[
c

]
Kết quả tính chọn then đợc ghi theo bảng sau:
Tiết
diện
D
(mm)
T
(Nmm)
bì h
L
(mm)
l
d
(mm)
t
1
(mm)
t
2
(mm)

d

(Mpa)

c
(Mpa)
12 25 0,46.10
5
8ì7
25 20 4 2,8 102.2 23
13 35 0,46.10
5
8x7 41 35 4 2,8 32.45 9.38
22 45 0,124.10
6
8x7 43 35 4 2,8 68,04 8,7
23 30 0,124.10
6
8x7 139 120 4 2,8 24,6 19,7
Thoả mãn đk về độ bền dập và cắt
BTL Chi Tiết Máy Trang: 17
6./Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Trục đợc kiểm nghiệm về độ bền mỏi theo CT 10.19

[ ]
SSSSSS
jjjjj
+=

/
Trong đó :
[S] -Hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5ữ2,5

S

j
, S

j
- hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng
suât tiếp tại tiết diện j

mjajdj
j
k
S




+
=
1

mjajdj
j
k
S




+

=
1
Trong đó :

-1
,
-1
- Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

-1
= 0,436ì
b
= 0,436.750 = 327 (Mpa)

-1
= 0,58ì
-1
= 0,58.327 = 189,66 (Mpa)

aj
,
aj
,
mj
,
mj
- Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

2
minmax jj

aj



=
;
2
minmax jj
mj


+
=
đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạch động do đó

mj
= 0 ;
aj
=
maxj
=T
j
/w
0j
mà M
j
=
22
xjyj
MM +

đối với trục quay ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng nên:

mj
=0,
ạ
=
maxj
=M
J
/w
J
w
j
; w
0j
: mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục đợc xác định theo bảng
10-6
Trục có 1 rãnh then

( )
j
j
j
j
d
tdbt
d
w
232

2
11
3



=
;
( )
j
j
j
j
d
tdbt
d
w
216
2
11
3
0



=


,

- hệ số kể đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
theo bảng 10-7

= 0,1 ;

= 0,05
k

dj
, k

dj
- hệ số xác định theo các CT 10.25 và 10.26

kykx
k
k
dj
/1








+=

;
kykx
k
k
dj
/1








+=




Trong đó :
k
x
-hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuọc vào phơng pháp gia công và
độ nhám bề mặt theo bảng 10-8 phơng pháp gia công và dộ ngám bề mặt là tiện nên : R
a
= 2,5
ữ 6,3 k
x

= 1,1 (Mpa)
k
y
- hệ số tăng bề mặt trục ở đây ta không dùng các phơng pháp tăng bề mặt trục nên ta
lấy k
y
= 1


,

- hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng kích thớc tiết diện trục giới hạn mỏi trị số tra
theo bảng 10-10


1
=0.88=

2
,

1
=0,81=

2
k

, k

- hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn và uốn

k

= 2,01 và k

= 1,88
BTL Chi Tiết Máy Trang: 18
Kết quả kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ghi trong bảng sau:
Bảng 1
Tiết
diện
D b t
1
w
j
w
0j





aj

aj
12 25 8 4 1250,9 2784,2 0,88 0,81 0 16,52
13 35 8 4 3267,8 7974,9 0,88 0,81 9,2 5,77
22 45 8 4 8343,9 17285,
6
0,88 0,81 6 7,2
23 30 8 4 2288,8 4938,2 0,88 0,81 0 25

Bảng 2
Tiết
diện
d
k

/

k

/

Rãnh
then
Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng
12 25 2,28 2,44 2,32 2,31 2,44 2,32 - 4,95 4.95
13 35 2,28 2,44 2,32 2,31 2,44 2,32 14,6 14,2 38,63
22 45 2,28 2,44 2,32 2,31 2,44 2,32 22,3 11,4 43,8
23 30 2,28 2,44 2,32 2,31 2,44 2,32 - 3,27 3,27
Vậy với [S] = 1,5 ữ 2,5 và theo kết quả tính toán ở trên ta thấy trục đảm bảo độ bền mỏi
7./Kiểm nghiệm về trục quá tải
Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột cần tiến
hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Công thức kiểm nghiệm có dạng :
[ ]

+=
22
3
td
Trong đó :
3
max
1,0 d
M
=

;
3
max
2,0 d
T
=

[] = 0,8
ch
= 0,8.450 = 360 (Mpa)
mà : M
max
= KM ; T
max
= KT
K- hệ số quá tải K = 1,8
M,T- mômen tơng đơng lớn nhất và mômen xoắn tại tiết diện nguy hiểm
A,Trục I : tiết diện nguy hiểm là tiết diện 12,10 và 13

Tại tiết diện 12:
M
max
= 0 ; T
max
= 0,46.10
5
(Nmm)

12
= 0

12
= 0,46.10
5
/0,2.25
3
= 14,72(Mpa)

tđ12
= 25,5<[] = 272 (Mpa)
Tại tiết diện 10:
M
max
= 26899,185 ; T
max
= 0,46.10
5
(Nmm)

10
=26899,185/0,1.30
3
=9,96

10
= 0,46.10
58,52
/0,2. (30)
3
= 8,52(Mpa)

tđ10
= 17,8<[] = 272 (Mpa)
Tại tiết diện 13:
M
max
= 30013,052 (Mpa) ; T
max
= 0,46.10
5
(Nmm)

13
=7

13
= 0,46.10
5
/0,2. (35)

3
= 5,36(Mpa)

tđ13
= 11,62<[] = 272 (Mpa)
Vậy trục I thoả mãn đk quá tải
B,Trục II: tiết diện nguy hiểm là tiết diện 21,23 và 22
BTL Chi Tiết Máy Trang: 19
Tại tiết diện 21:
M
max
= 22277,967(Mpa) ; T
max
= 0,124.10
6
(Nmm)

21
=5,2

21
= 0,124.10
6
/0,2. (35)
3
= 14,5(Mpa)

tđ21
= 25,6<[] = 272 (Mpa)
Tại tiết diện 23:

M
max
= 0 (Mpa) ; T
max
= 0,124.10
6
(Nmm)

23
=0

23
= 0,124.10
6
/0,2 .(30)
3
= 22,963(Mpa)

tđ23
= 39,77<[] = 272 (Mpa)
Tại tiết diện 22:
M
max
= 50293,243 (Mpa) ; T
max
= 0,124.10
6
(Nmm)

22

=5,52

22
= 0,124.10
6
/0,2. (45)
3
= 6,8(Mpa)

tđ22
= 13<[] = 272 (Mpa)
Vậy trục II thoả mãn đk quá tải
IV-Tính toán ổ lăn
I,Chọn sơ bộ ổ lăn
A,Trục I
1./ Xác định phản lực ở gối đỡ
F
a
=F
z13
=379,94
F
r10
=
2
10
2
10 lxly
FF +
=1193,125

F
r11
=
2
11
2
11 lylx
FF +
=704,732
2./Chọn sơ bộ loại ổ lăn và kích thớc ổ
Xét tỉ số F
z13
/F
rmin
(F
rmin
là 1 trong 2 giá trị nhỏ nhất của F
r10
và F
r11
)
F
Z13
/F
r11
= 379,94/704,732 = 0,539 > 0,3 chon ổ bi đỡ chặn cho trục I
ta có đờng kính ngõng trục I : d = 30 (mm) theo bảng P2.12(T264) chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung
hẹp kí hiệu 46306 có:
d=30(mm); b=19(mm); C = 25,6(KN)
D=72(mm); r = 2,0(mm); C

0
= 18,17(KN)
Xét tỉ số F
z13
/c
0
= 379,94/18170 = 0,021 theo bảng 11.4 (T215) ta lấy e = 0,34
F
z13
/VF
r10
= 379,94/1.1193,125 = 0,32 < e = 0,34
(V = 1 vì vòng quay trong)
Theo bảng 11-4 chọn : X
0
= 1 ; Y
0
=0
F
Z13
/VF
r 11
= 0,54 > e = 0,34
Theo bảng 11-4 chọn : X
1
= 0,45 ; Y
1
= 1,62
Đối với ổ bi đỡ chặn theo CT 11.3: Q=(X.V.F
r

+Y.F
a
).K
đ
.K
t

Trong đó: k
t
, k
đ
là hệ số ảnh hởng của nhiệt độ
BTL Chi Tiết Máy Trang: 20
k
t
= 1 , k
đ
= 1,2 (vì va đập vừa)
Q
0
= (1.1.1193,125+0)1.1,2 = 1431,75 (N)
Q
1
= (0,45.1.704,232+1,62.379,94)1.1,2
= 1118,889 (N)
Tính tải trọng tơng đơng:
Q
E
= Q
3

333
3,0.6,03,0.8,04,0.1 ++

(Q lấy trị số lớn nhất trong 2 trị số Q
0
và Q
1
)
Q
E
= 1431,75.0,839= 1201,584(N)
Tính tuổi thọ :
L = 60nL
h
/10
6

= 60.923,913.15000/10
6

= 831,521 (triệu vòng)
Tính khả năng tải động: C
đ
= Q
E
CL
3

C
đ

= 19,299(KN) < C = 25,6(KN)
Sơ đồ ổ bi đỡ chặn
3./ Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh
Vì ta có Q
0
> Q
1
nên ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh cho Q
0

Điều kiện kiểm nghiệm có dạng :
Q
0
= max(X
0
Fr + Y
0
Fa ; Fr)
= max(1.1193,125+0 ; 1193,125)
= 1193,125 (N) = 1,193(KN) < C
0
= 18,17(KN) Vậy trục I
thoả mãn điều kiện
B,Trục II:
1./ Xác định phản lực ở gối đỡ
Cần hớng lực từ bánh đai F
x22
sao cho thu đợc phản lực lớn nhất ở các gối đỡ nghĩa là hớng
lực F
x22

cùng chiều với F
x23
F
a
=F
z22
=379,94
F
r20
=
2
20
2
20
ly
lx
FF +
=1169,61
BTL Chi Tiết Máy Trang: 21
F
r21
=
2
21
2
21 yx
FF +
=144,559
2./Chọn sơ bộ loại ổ lăn và kích thớc ổ
Xét tỉ số F

Z22
/F
rmin
(F
rmin
là 1 trong 2 giá trị nhỏ nhất của F
r20
và F
r21
)
F
Z22
/F
r21
= 379,94/144,559 = 2,63 > 0,3 chon ổ bi đỡ chặn cho trục II
ta có đờng kính ngõng trục II : d = 45 (mm) theo bảng P2.12(T264) chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung
hẹp kí hiệu 46309 có:
d = 45(mm); b = 25(mm); C = 48,10(KN)
D = 100(mm); r = 2.5(mm); C
0
= 37,7(KN)
Xét tỉ số F
Z22
/C
0
= 379,94/37700 = 0,01 theo bảng 11.4 (T215) ta lấy e = 0,34
F
Z22
/VF
r 20

= 379,94/1.1169,61 = 0,325 < e = 0,34
(V = 1 vì vòng quay trong)
Theo bảng 11-4 chọn: X
0
= 1 ; Y
0
=0
F
Z22
/VF
r 21
= 2,63 > e = 0,34
Theo bảng 11-4 chọn : X
1
= 0,45 ; Y
1
= 1,81
Đối với ổ bi đỡ chặn theo CT 11.3: Q=(X.V.F
r
+Y.F
a
).K
đ
.K
t

trong đó k
t
, k
đ

là hệ số ảnh hởng của nhiệt độ k
t
= 1 , k
đ
= 1,2 (vì va đập vừa)
Q
0
= (1.1.1169,61+0)1.1,2 = 1403,352(N)
Q
1
= (0,45.114,559+1,81.379,94)1.1,2 = 887,091 (N)
*Tính tải trọng tơng đơng
Q
E
= Q.0,839 (Q lấy trị số lớn nhất trong 2 trị số Q
0
và Q
1
)
Q
E
= 1403,352.0,839= 1177,41(N) = 1,177 (KN)
Tính tuổi thọ
L = 60n
2
L
h
/10
6
= 60.330.15000/10

6
= 297(triệu vòng)
Tính khả năng tải động C
đ
= Q
E
CL
3

C
đ
= 7,85(KN) < C = 48,10(KN)
Sơ đồ ổ bi đỡ chặn
3./ Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh
Vì ta có Q
0
> Q
1
nên ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh cho Q
0

Điều kiện kiểm nghiệm có dạng :
Q
0
= max(X
0
Fr + Y
0
Fa ; Fr)
= max(1.1169,61+0 ; 1169,61) = 1169,61 (N) = 1,169(KN) < 37,7(KN)

Vậy trục II thoả mãn điều kiện
V - Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Và các tiết máy phụ
I,Vỏ hộp
BTL Chi Tiết Máy Trang: 22
1,Chọn bề mặt lắp ghép và thân
Chọn bề mặt lắp ghép song song với mặt đế
2,Xác định các kích thớc cơ bản của vỏ hộp
a,Chiều dày
Chiều dày thân hộp

=0,03.a+3 = 6,75(mm)
Nắp hộp

1
= 0,9.

= 6,125(mm)
B,Gân
Chiều dày gân : e = (0,8-1)

= 5,4-6,75 chọn e = 6mm
Chiều cao : h <33,75 chọn h = 30 mm
Độ dốc : 2
0
c,Đờng kính bulông
Bulông nền:d
1
>1,6.
3

T
= 57,3mm>12
Bulông cạnh ổ:d
2
= 0,8.d
1
= 45,86mm
Bulông ghép nắp và thân:d
3
= (0,8-0,9)d
2
= 36,69-41,27 (mm) chọn 40mm
Bulông ghép nắp ổ: d
4
= (0,6-0,7)d
2
chọn 30mm
Bulông ghép nắp cửa thăm : d
5
= (0,5-0,6)d
2
chọn 25mm
D,Mặt bích ghép nắp và thân :
Chiều dày bích thân : S = (1,3-1,5)d
3
chọn 55mm
nắp : S
1
= (1,2-1,3)d
3

chọn 50 mm
Bề rộng : K
1
= 3.d
2
= 120mm
E,Kích thớc chỗ lắp nắp ổ