LỜI NÓI ĐẦU

Ñoà aùn moân hoïc “Thieát keá chi tieát maùy” laø ñoà aùn moân hoïc cô sôû
thieát keá maùy. Ñoà aùn naøy laø moät phaàn quan troïng vaø caàn thieát trong chöông
trình ñaøo taïo cuûa ngaønh cô khí. Noù khoâng nhöõng giuùp cho sinh vieân böôùc ñaàu
laøm quen vôùi coâng vieäc thieát keá maùy vaø chi tieát maùy maø coøn giuùp chuùng
ta cuûng coá kieán thöùc ñaõ hoïc, naâng cao khaû naêng thieát keá cuûa ngöôøi kó sö
trong caùc lónh vöïc khaùc nhau.
Hieän nay, do yeâu caàu cuûa neàn kinh teá noùi chung vaø ngaønh cô khí noùi
rieâng ñoøi hoûi ngöôøi kó sö cô khí caàn phaûi coù kieán thöùc saâu roäng, phaûi bieát
vaän duïng nhöõng kieán thöùc ñaõ hoïc ñeå giaûi quyeát nhöõng vaán ñeà thöïc teá
thöôøng gaëp phaûi trong quaù trình saûn xuaát. Ngoaøi ra ñoà aùn moân hoïc naøy coøn
taïo ñieàu kieän cho sinh vieân naém vöõng vaø vaän duïng coù hieäu quaû caùc phöông
phaùp thieát keá nhaèm ñaït ñöôïc caùc chæ tieâu kinh teá kó thuaät theo yeâu caàu trong
ñieàu kieän vaø qui moâ cuï theå.
ÔÛ ñaây laø ñoà aùn thieát keá “Hoäp giaûm toác côn trụ hai caáp ”. Thôøi gian
laøm vieäc 12000 h, laøm vieäc 2 ca.
Do laàn ñaàu thöïc hieän ñoà aùn moân hoïc naøy neân khoâng traùnh khoûi
nhöõng thieáu soùt. Em mong ñöôïc söï ñoùng goùp yù kieán chæ baûo cuûa quí Thaày.
Em xin chaân thaønh caûm ôn thaày HÙYNH VĂN NAM cuøng caùc Thaày trong
Khoa Cô Khí ñaõ taän tình chæ baûo höôùng daãn em hoaøn thaønh ñoà aùn naøy.

Sinh vieân
PHẠM VAÊN LUAÄT
 MỤC LỤC

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ điện .............................................................................................. 1
1.2 Phân phối tỉ số truyền ....................................................................................... 1
1.3 Lập bảng đặc tính của động cơ .......................................................................... 1

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

2.1 Thiết kế bộ truyền đai ......................................................................................... 1
2.2 Thiết kế bánh răng ............................................................................................... 1
2.2.1 Thiết kế bộ truyền cấp nhanh ....................................................................... 1
2.2.2 Thiết kế bộ truyền cấp chậm ........................................................................ 1
2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn .......................................................................... 1
2.3 Thiết kế trục và then hộp giảm tốc....................................................................... 1
2.3.1 Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép .................................................. 1
2.3.2 Thiết kế sơ bộ moment xoắn: ...................................................................... 1
2.2.3 Xác đinh
̣ khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điể m đă ̣t lực
2.3.4 Thiết kế trục ................................................................................................ 1
2.3.5 Kiểm tra độ bền trục .................................................................................. 1
2.3.6 Kiểm nghiệm then.
2.4 Tính toán chọn ổ và nối trục ................................................................................ 1
2.4.1 Tính chọn ổ hộp giảm tốc ............................................................................ 1
2.4.2 Nối trục đàn hồi ............................................................................................ 1
2.5 Chọn than máy, bulông và các chi tiết phụ khác ................................................. 1
2.5.1 Vỏ hộp .......................................................................................................... 1
2.5.2 Bulông và các chi tiết tiêu chuẩn.................................................................. 1
2.5.3 Một số chi tiết khác ..................................................................................... 1
2.5.3.1 Cửa thăm. ............................................................................................ 1
2.5.3.2 Nút tháo dầu ........................................................................................ 1
2.5.3.3 Kiểm tra mức dầu................................................................................. 1
2.5.3.4 Chốt định vị ....................................................................................... 1
2.5.3.5 Nút thông hơi ...................................................................................... 1
2.5.3.6 Vòng chắn dầu. ................................................................................... 1

PHẦN III: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP ................................................................. 1

Tài liệu tham khảo ............................................................................................................ 11

 ĐỀ TÀI
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Phương án số: 11

 Hệ thống gồm :1-Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2(a)-Bộ truyền đai thang;
2(b)-Bộ truyền xích; 3(b)-Hộp giảm tốc Bánh răng hai cấp côn-trụ; 4-Nối trục;
5(b)-Băng tải ; 6-Bộ truyền Bánh răng côn-Vít me bàn nâng (lực nâng tương
đương lực tác dụng lên trục băng tải, vận tốc nâng hạ 0,01m/s).
 Số liệu thiết kế
Lực vòng trên băng tải F :F=7000 N
Vận tốc băng tải: v=0,4 (m/s)
Đường kinh tang dần: D=200 mm
Thời gian phục vụ: L= 3 (năm)
Quay một chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ.
( 1 năm làm việc 220 ngày, ngày làm 3 ca, 1 ca làm việc 8 giờ)

Chế độ tải: T1 = T T2 = 0,7T

t1 = 29 (s) t2 = 28 (s)
 PHẦN I:
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện
 Các hiệu suất truyền động:
Tra bảng, chọn:
ηkn = 0,98 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi
ηd = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai thang
ηbrc = 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh
ηbr2 = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm
ηol = 0,99 : Hiệu suất của cặp ổ lăn
ηvn = 0,35 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn-vít m
ηx = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích

 Tính lực tác dụng lên trục bătrfdxng tải:

Thông số của băng tải:
 Lực vòng trên bang tải F1: F1=7000N
 Vận tốc băng tải: v=0,4 (m/s)
 Đường kinh tang dần: D=200 mm
 Đai vải cao su có lớp lót
 Góc ôm 1  180o
 chọn chiều dày đai:   6mm
Tính bề rộng đai:
F1
b
 . t 

 t    t 0 .C .Cv .Co .Cr  2, 21.0,9.1.1.1.0,88  1,7503(MPa)

 b  666,552mm
Chọn b=700mm theo tiêu chuẩn
Lực căng ban đầu của băng tải:
F0   0 .b.  1,6.700.6  6720 N
Lực tác dụng lên trục băng tải:
1
Fr  2.F0 .sin( )  2.6720.1  13440 N
2

 Công suất cần thiết trên trục III:

 2 2
T  T1   T2 
 ( Ti )2 .ti   .t1    .t2
 ( P1  P 2).   T 
T
Pct ( III )  ( P1  P 2)
 ti t1  t2

2 2
T   0, 7T 
  .29    .28
 ( P1  P 2).  T  T 
29  28
Trong đó:
F1.v1 7000.0, 4
P1    2,886(kW )
1000.ol .kn 1000.0,99.0,98
Fr .v2 13440.0, 01
P2    0, 43(kW )
1000.   kn x
2
vn ol 1000.0,35.0,992.0,98.0,93

 Pct ( III )  2,8707(kW )

 Công suất cần thiết của động cơ:

Pct ( III ) 2,8707

Pct    3,3109(kW )
   d 2
br brc ol 0,97.0,96.0,992.0,95
Như vậy cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn 3,3109 (kW)
 Số vòng quay trên trục công tác ( trục III):

60000.v1 60000.0, 4
nct    38, 2(v / p)
 .D 200
 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Tỷ số truyền của hệ:
uh = uhgt.ud
Trong đó
uhgt = 10 : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ 2 cấp
ud = 4 : Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang
 uh = uhgt.ud
= 10.4 = 40
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nct.uh=40.38,2= 1528 (vòng/phút)
Từ các tính toán trên ta có
 pct  3,3109(kW )

 n sb =1528 (v/p)
 Ta chọn động cơ điện ba pha không đồng bộ: dựa vào bảng P1.3 [1]
Công Vận tốc %
Tmax Tk
Kiểu động cơ cos 
suất(kW) quay(v/p) Tnd Tnd
4A112M4Y3 5,5 1425 0,85 85.5 2,2 2
1.2 Phân phối tỉ số truyền
Tỷ số truyền thực sự khi đã chọn động cơ:
ndc 1425
uh    37,3
nct 38, 2
 Phân phối tỷ số truyền hộp giảm tốc
Chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc:
uhgt = 10
Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:
Ta có : uhgt=u1.u2
Trong đó: u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh (bánh răng côn)
u2 : Tỉ số truyền cấp chậm (bánh răng trụ)
Ta chọn: Kbe=0,3
 bd 2  1, 2
[K 01 ]  [K 02 ]
Ck  1,1
2, 25. bd 2 .[K 02 ] 2, 25.1, 2
 k    12,86
(1  Kbe ).Kbe [K 01 ] (1  0,3).0,3
 k .Ck3  12,86.1,13  17,1
Từ đồ thị hình 3.21 (Thiết Kế 1), ta suy ra
u1  3, 2

u2  3,125

 Tỷ số truyền bộ truyền đai:

uh 37,3
ud    3,73
uhgt 10

1.3 Lập bảng đặc tính của động cơ

 Tính Toán Công Suất Trên Các Trục
Công suất trên trục IV:
F2 .v2 13440.0, 01
P4    0,3958(kW)
1000.kn .vnol 1000.0,98.0,35.0,99
Công suất trên trục công tác ( Băng tải):
F1.v1 7000.0, 4
Pct    2,8(kW )
1000 1000
Công suất trên trục III:
P P 2,8 0,3958
P3  ct  4    3,3159(kW )
olkn  xol 0,99.0,98 0,93.0,99
Công suất trên trục II:
P3 3,3159
P2    3, 453(kW )
ol .br 0,99.0,97
Công suất trên trục I:
 P2 3, 453
P1    3, 6332(kW )
ol .brc 0,99.0,96
Công suất trên trục động cơ:
P 3, 6332
Pdc  1   3,8244(kW )
d 0,95
 Tính Toán Số vòng Quay Của Các Trục
ndc  1425(v / p)
ndc 1425
n1    382,3(v / p)
ud 3, 73
n 382,3
n2  1   119, 47(v / p)
unh 3, 2
n 119, 47
n3  nct  2   38, 23(v / p)
uch 3,125
n3 38, 23
n4  (chọn ux=4)  n4   9,56(v/ p)
ux 4

 Tính Toán Moment Xoắn Cho Các Trục

Pdc 3,8244
Tdc  9,55.106.  9,55.106.  25630, 2( N .mm)
ndc 1425
P 3, 6332
T1  9,55.106. 1  9,55.106.  90758, 7( N .mm)
n1 382,3
P 3, 453
T2  9,55.106. 2  9,55.106.  276020,3( N .mm)
n2 119, 47
P 3,3159
T3  9,55.106. 3  9,55.106.  828324,5( N .mm)
n3 38, 23

 Bảng đặc tính của động cơ

Trục
Động cơ I II III
Thông số
Công suất P 3,8224 3,6332 3,452 3,3159
(kW)
Tỉ số truyền 1 3,73 3,2 3,125

Số vòng 1425 382,3 119,47 38,23

quay (v/p)
Momem 25630,2 90758,7 276020,3 828324,5
xoắn
(N.mm)
PHẦN II:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1 Thiết kế bộ truyền đai
 Thông số kĩ thuật để thiết kế:
Công suất bộ truyền: P1 = 3,8224kW
Số vòng quay bánh dẫn n1 = 1425 vòng/phút
Tỷ số truyền ud = 3,73
2.1.1 Chọn dạng đai: Dựa vào hình 4.22 tài liệu [3]

 Ta chọn đai dạng A:

Loại Ký bp bo H yo A Chiều
d (mm)
đai hiệu (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) dài đai 1
Đai 560-
A 11 13 8 2,8 81 100-200
thang 4000

2.1.2 Tính đường kính bánh đai nhỏ d1:

Tính sơ bộ: d1  1, 2.dmin  1, 2.100  120(mm)
Theo tiêu chuẩn chọn: d1 = 125 mm
Tính vận tốc đai v1 :
 .d1.n1  .125.1425
v1    9,327(m / s)
60000 60000
2.1.3 Chọn hệ số trượt tương đối và tính d2 :
Chọn hệ số trượt tương đối   0, 02
Tính sơ bộ d2 :
d2  ud .d1 1     3,73.125 1  0,02  456,925  mm
Chọn d2 theo tiêu chuẩn: d2 = 450 mm
Tỉ số truyền:
d2 450
ud    3,673
d1 1    125 1  0,02 
Sai lệch so với thông số kĩ thuật:
3, 73  3, 673
 0, 0153  1,53%
3, 73
2.1.4 Tính khoảng cách trục a và chiều dài đai L:
Chọn sơ bộ khoảng cách trục a theo đường kính d2, với ud  3, 73
Ta chọn : a  d2  450mm
Chiều dài sơ bộ đai L:
   d1  d 2  d  d 
2

Lsb  2a   2 1
2 4a
 125  450   450  125
2

 2.450  
2 4.450
 1861,89  mm 

Chọn L  1800 (mm)

Khoảng cách trục a theo L tiêu chuẩn:
k  k 2  82
a
4
với
  d1  d2   125  450 
k  L  1800   896,8
2 2
d 2  d1 450  125
   162,5
2 2
Vậy :
k  k 2  8 2
a
4
896,8  896,82  8.162,52

4
 416, 72  mm 
Kiểm nghiệm điều kiện:
0,55.  d1  d 2   h  a  2  d1  d 2 
 0,55. 125  450   8  a  2 125  450 
 324, 25  a  1150
Ta thấy a  416, 72mm thỏa điều kiện.
 Vậy chọn a  416, 72mm

2.1.5 Số vòng quay của đai trong 1s :

v 9,327
i   5,182s 1  i   10s 1
L 1,8
 Điều kiện được thỏa

2.1.6 Tính góc ôm đai:

d 2  d1
1  180  57
a
450  125
 180  57  135,550  1200
416, 72
2.1.6 Tính số đai:
Công thức tính số đai:
P1.K d
z
 P0  C CuCLCzCr Cv
 Tra biểu đồ hình 4.21 [3] với các thông số d1 = 125 mm; v = 9,327 m/s ; đai loại A
ta có:
P0 = 1,9 kW
L0 = 1700 mm
Tính các hệ số sử dụng:
Hê số tải trọng động:
Kd=1,25
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
1 135,55
C  1, 24(1  e 110 )  1, 24(1  e 110
)  0,878
Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:
Cu  1,14
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
L 6 1800
CL  6  1
L0 1700

Hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố không đồng đều tải trọng dây đai:
Cz  0,95 (giả sử chọn từ 2  3 đai)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ trọng tải: tải va đập nhẹ
Cr  0,86
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
Cv  1  0, 05  0, 01.v 2  1  1  0, 05  0, 01.9,327 2  1  1
Ta có:
P1.Kd
z
 0   uCLCzCr Cv
P C C
3,8224.1, 25
z  3, 075
1,9.0,878.1,14.1.0,95.0,86.1
 Chọn z =3
Vậy hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố không đồng đều tải trọng dây đai:
Cz  0,95 là hợp lý
2.1.7 Tính chiều rộng các bánh đai và đường kính ngoài d các bánh đai:
Áp dụng công thức 4.17 và 4.18 tài liệu [1]
z3
t  15
(tra sách )
e  10
h0  3, 3
Chiều rộng bánh đai:
B  (z-1)t + 2e = (3-1)15 + 2.10 = 50 mm
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:
da1 = d1 +2h 0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 mm
Đường kính ngoài của bánh đai lớn:
da2 = d 2 +2h 0 = 450 + 2.3,3 = 456,6 mm
2.1.8 Tính lực tác dụng lên trục và lực căng đai ban đầu F0 :
Lực căng trên mỗi dây đai:
780.P1.K d
F0   Fv
(v.C .z )
Với Fv  qm .v : lực căng do lực li tâm sinh ra
2

780.3,8224.1, 25
 F0   0,105.9,3272  160,83( N )
(9,327.0,878.3)
Lực vòng có ích:
1000 P1 1000.3,8224
Ft    409,82( N )
v1 9,327
Lực vòng trên mỗi dây đai:
Ft 409,82
  136, 61( N )
3 3

Lực tác dụng lên trục:

   135,550 
Fr  2F0 .z.sin  1   2.160,83.3.sin    893, 29( N )
 2  2 
2.1.9 Tính ứng suất max cho phép:
Ta có:
 max   1   u1   v   0  0,5. t   u1   v
Trong đó:
F0 160,83
0    1,986 MPa
A 81
F 409,82
t  t   1, 687 MPa
A.z 81.3
2y 2.2,8
 u1  0 .E  .100  4, 48MPa
d1 125
(Trong đó E là modul đàn hồi của đai: chọn E=100 N/m2)
 v   .v 2 .106  1200.9,327 2 .10-6 = 0,104 MPa
(Với  là khối lượng riêng của đai: chọn  = 1200 kg/m 3 )
 Vậy ta có:
 max   0  0,5. t   u1   v
= 1,986 + 0,5.1,687 + 4,48 + 0,104 = 7,414 MPa

2.1.10 Tính tuổi thọ đai:

Giớ hạn mỏi của đai thang

 r  9 MPa
Số mũ đường cong mỏi của đai thang
m=8
i= 5,182 s-1
 max = 7,414 MPa

m
 r  7
  .10

L h   max 
2.3600.i
8
 9  7
 7, 414  .10
   1263,83(h)
2.3600.5,182

Thông số thiết kế bộ truyền đai thang:

Thông số Giá trị

Công suất P = 3,8224 kW

Số vòng quay n = 1425 (v/ph)

Tỷ số truyền u = 3,57

Góc ôm đai = 135,55o

Số dây đai z=3

Bề rộng bánh đai B = 50 mm

Chiều dài dây đai L = 1800 mm

Khoảng cách trục a = 416,72 mm

Đường kính d1 = 125 mm

bánh dẫn

Đường kính d2 = 450 mm

bánh bị dẫn
2.2 Thiết kế bộ truyền xích:
Số liệu tính toán :

Công suất 0,43 kW

Số vòng quay bánh dẫn 38,2 v/p
Tỉ số truyền 4

2.2.1 Chọn loại xích: Chọn xích ống – con lăn

2.2.2 Số răng đĩa xích dẫn:
Z1  29  2.ux  29  2.4  21  19
Chọn Z1 là số nguyên lẻ nên Z1=23 (răng)
 Z 2  ux .Z1  4.23  92
 Chọn Z 2  92  Z max  120 ( theo công thức (5.1) trang 80 [I])

2.2.3 Hệ số điều kiện sử dụng xích :

Theo công thức (5.22) trang 181 sách Chi Tiết Máy – Nguyễn Hữu Lộc [III]
K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv

Kr =1,2 Hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ .

Ka =1 Hệ số ảnh hưởng khỏang cách trục với a=(30 50)pc
K0 =1 Hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang
Kdc =1 Hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích .
Kb =1 Hệ số điều kiện bôi trơn , bôi trơn nhỏ giọt .
Klv =1,45 Hệ số làm việc ứng với làm việc 3 ca .

Nên K = Kr . Ka. Ko. Kdc . Kb . Klv =1,74

n01 50
Ta có hệ số vòng quay K n    1,309
n1 38, 2
Với n01= 50 tra từ bảng 5.5 trang 81 [ I ]
25 25
Và hệ số răng đĩa xích : K z    1, 09
Z1 23
Hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy : Kx = 1
2.2.4 Công suất tính toán :
K .K n .K z .P 1, 74.1,309.1, 09.0, 43
Pt    0,859(kW )
Kx 1
Theo bảng 5.5 trang 81 [ I ] ứng với công suất cho phép [P] > Pt
Số vòng quay thực nghiệm n01= 50 (v/p) nên bước xích pc= 19,05(mm)

2.2.5 Kiểm tra số vòng quay tới hạn:

Ứng với bước xích pc=19,05mm .
Tra từ bảng 5.8 trang 83 [I] ta có ntới hạn = 900 (v/p) > nbộ truyền = 38,2 (v/p)
Ta thấy bước xích vừa chọn trên thỏa mãn .
 2.2.6 Kiểm nghiệm bước xích (theo công thức 5.26 trang 202 [CSTKM])
P.K
pc  600. 3
Z1.n1[ Po].K x
Tra bảng 5.3 trang 201 [CSTKM] , ta chọn [P0] = 35 ( MPa )

0, 43.1, 74
Suy ra pc  600. 3  17,386(mm)
23.38, 2.35
Nên bước xích đã chọn pc=19,05 mm thỏa mãn điều kiện trên .

2.2.7 Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :
o Vận tốc trung bình của xích :
n1. pc .Z1 38, 2.19, 05.23
v   0, 279(m / s)
60000 60000

1000.P 1000.0, 43
o Lực vòng có ích : Ft    1541, 22( N )
v 0, 279

o Chọn khỏang cách trục sơ bộ :

Theo công thức 5.11 trang 84 [TKI] , a = (30...50) pc
Nên chọn a = 40.pc = 40.15,875 = 762 (mm)

o Số mắt xích : ( theo công thức 5.8 trang 192 [CSTKM])

2a Z1  Z 2  Z 2  Z1  pc 23  92  92  23  1
2 2

X    .  2.40    .  140,515
pc 2  2  a 2  2  40
Ta chọn X = 140 mắt xích .

o Chiều dài xích : ( theo công thức 5.8 trang 192 [CSTKM])
Ta có L = X.pc = 140.19,05 = 2667 (mm)
Ta tính khỏang cách trục chính xác (theo công thức 5.13 trang 85 [TKI])
 Z  Z2 Z1  Z 2 
2
 Z 2  Z1  
2

a  pc .0, 25  X  1  X    8 
 2  2   2  
 
 23  92 23  92 
2
 92  23  
2

a  19, 05.0, 25 140    140    8    756,9mm
 2  2   2  
 
Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khỏang cách trục xuống một đoạn
bằng a  (0, 002  0, 004)a
Do đó ta có khỏang cách trục tính toán là :
a  756,9.(1  0, 003)  754, 63(mm)

o Lực tác dụng lên trục : Frx= Km. Ft = 1,15.1541,22=1772,4(N)

 Theo công thức 5.20 trang 88 [TKI] và Km=1,15 là hệ số trọng lượng xích ứng với
bộ truyền xích nằm ngang .

o Đường kính đĩa xích : ( theo công thức 5.17 trang 86 [TKI] )
 Bánh dẫn :
pc 19, 05
d1    139,9(mm)
 
sin( ) sin( )
Z1 23

 Bánh bị dẫn :

pc 19, 05
d2    558(mm)
 
sin( ) sin( )
Z2 92

2.2.8 Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây :

Theo công thức 5.14 và bảng 5.9 trang 85 [TKI], ta có :
Z1.n1 23.38, 2
i   0, 418  [i]  50 ( thỏa điều kiện )
15. X 15.140

2.2.9 Kiểm tra xích theo hệ số an tòan :

Theo công thức 5.15 trang 85 [TKI] , ta có :
Q
s  s
kđ Ft  Fv  Fo
Trong đó :
o Q = 31,8 kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [TKI] )
o Ft = 1541,22 N - lực trên nhánh căng , kd 1
o Fv = qm.v2 = 1,9.0,2792 = 0,148 (N)
Với qm = 1,9 (kg/m) – khối lượng 1m xích .
( tra bảng 5.2 trang 78 [TKI] )
o F0 - lực căng ban đầu .
F0 = Kf .a .qm .g = 6.0,7546.1,9.9,81= 84,4 (N)
(Theo công thức 5.16 trang 85 [TKI] )
Với Kf = 6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang.
o [s] = 7 – hệ số an tòan cho phép (tra bảng 5.10 trang 86 [TKI])

Q 31800
Suy ra s    19,56   s   7
kđ Ft  Fv  Fo 1541, 22  0,148  84, 4
 Thỏa điều kiện
 Thông số bộ truyền xích:

Thông số Giá trị

Công suất P = 0,43 kW

Tỷ số truyền u=4

Số vòng quay n = 38,2 (v/ph)

Bước xích pc = 19,05 mm

Số răng đĩa dẫn z1 = 23

Số răng đĩa bị dẫn z2 = 92

Số mắt xích X = 140

Chiều dài xích L = 2667 mm

Khoảng cách trục a = 754,63 mm

Đường kính vòng chia bánh

d1 = 139,9 mm
dẫn

Đường kính vòng chia bánh

d2 = 558 mm
bị dẫn
PHẦN III:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
3.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng (cấp nhanh).
3.1.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu nào là tùy thuộc vào yêu cầu cụ thể: tải trọng lớn hay nhỏ ,khả
năng công nghệ và thiết bị chế tạo cũng như vật tư được cung cấp, có yêu cầu kích
thước nhỏ gọn hay không ?...Đối với hộp giảm tốc côn – trụ hai cấp chịu công suất
nhỏ Pđc = 5,5 (kw), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB 350 , bánh răng
được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính
xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta chọn :
* Bánh nhỏ (bánh 1) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285) .
- Giới hạn bền σb1 = 850 MPa.
- Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250.
* Bánh lớn (bánh 2) :

- Thép C45 tôi cải thiện .

- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).
- Giới hạn bền σb2 = 750 MPa.
- Giới hạn chảy σch2 = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB2 = 240
3.1.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ] được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
σ0Hlim
[σH ] = .ZR . Zv . K xH . K HL
SH
σ0Flim
[σF ] = .YR . Ys . K xF . K FC . K FL
SF
Trong đó :
ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
K xH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
Ys - Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
 K xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : ZR . Zv . K xH = 1 và YR . Ys . K xF = 1 , do đó các
công thức (3.1) và (3.2) trở thành :
σ0Hlim
[σH ] = . K HL
SH
σ0Flim
[σF ] = . K FC . K FL
SF
Trong đó :
σ0Hlim và σ0Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} với thép C45
tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
σ0Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1
σ0Flim =1,8HB ; SF = 1,75
SH , SF – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
σ0Hlim2 = 2 HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 (MPa)

σ0Flim1 =1,8 HB1 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)

σ0Flim2 =1,8 HB2 = 1,8 . 240 = 432 (MPa)
K FC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , K FC = 1 khi đặt tải một phía.
K HL , K FL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
mH N
K HL = √NHO
HE

mF N
K FL = √ NFO
FE

Trong đó :
mH , mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .
mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 .
NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc , công thức 6.5
trang 93 – {1} ta có :
2,4
NHO = 30. HHB
 NHO1 = 30.2502,4 = 17067789
NHO2 = 30.2402,4 = 15474913
NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO = 4 .106 đối với tất cả loại thép .
 NHE và NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc
với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì NHE và NFE được tính theo công thức 6.7 và
6.8 trang 93 – {1) :
Ti 3
NHE = 60.c. ∑𝑛𝑖=1 ( ) . ni . t i
Tmax

𝑇𝑖 mF
NFE = 60.c. ∑𝑛𝑖=1 ( ) . ni . t i
Tmax
Trong đó :
c – số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1
ni – số vòng quay của bánh răng trong một phút, nI = 382,3 (v/p) ;
nII = 119,47 (v/p)
t i - tổng thời gian làm việc, t i = 15840 (giờ) .
mF = 6

 NHE1 = 60 . 1 . 382,3 .(13 . 0,51 + 0,73 . 0,49 ) .15840

= 2,46 . 108
NHE2 = 60 . 1 . 119,47 .(13 . 0,51 + 0,73 . 0,49 ) .15840
= 7,7 . 107
NFE1 = 60 . 1. 382,3 .(16 . 0,51 + 0,76 . 0,49 ) .15840
= 2,06 . 108
NFE2 = 60 . 1 . 119,47.(16 . 0,51 + 0,76 . 0,49 ) .15840
= 6,44 . 107
Vậy : NHE1 > NHO1 , NHE2 >NHO2 và NFE1 > NFO1 , NFE2 >NFO2
Nên ta lấy : NHE = NHO , NFE = NFO
Khi đó ta có kết quả : K HL = 1 và K FL = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường
thẳng song song với trục hoành :tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới hạn
uốn là không thay đổi).
Vậy ta có kết quả :
570 .1
[σH1 ] = = 518,181 (MPa)
1,1
550 .1
[σH2 ] = = 500 (MPa)
1,1
450 .1.1
[σF1 ] = = 257,14 (MPa)
1,75
432.1 .1
[σF2 ] = = 246,857 (MPa)
1,75
 Với bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính toán
chọn theo giá trị nhỏ nhất từ hai giá trị [σH1 ] và [σH2 ] , do đó
[σH ] = [σH2 ] = 500 (MPa) .
* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} :
[σH ]max = 2,8 . σch
[σF ]max = 0,8 . σch

 [σH1 ]max = 2,8 . 580 = 1624 ( MPa)

[σH2 ]max = 2,8 . 450 = 1260 ( MPa)
[σF1 ]max = 0,8 . 580 = 464 ( MPa)
[σF2 ]max = 0,8 . 450 = 360 ( MPa)

3.1.3 Tính bộ truyền bánh răng côn.

Với tỉ số truyền u2 = 3,2 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi cho
việc chế tạo sau này.
1. Xác định chiều dài côn ngoài.
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền
tiếp xúc.Theo công thức thiết kế 6.52a trang 112 – {1} :

3 T1 . KHβ
R e = K R . √u1 + 1 . √
(1− Kbe ) . Kbe . u1 . [σH ]2
Trong đó :
K R = 0,5K đ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng.
Với truyền động bánh răng côn – răng thẳng bằng thép :
K đ = 100 MPa1/3  K R = 0,5 . 100 = 50 MPa1/3
K be – hệ số chiều rộng vành răng :
b
K be = = 0,25…0,3
Re
Chọn K be = 0,25 vì u1 = 3,2 > 3
Kbe .u12 0,25.3,2
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1}  = 2− 0,25 = 0,457
2− Kbe
Theo bảng 6.21 trang 113 – {1} , chọn K Hβ = 1,14 do trục bánh răng côn
Lắp trên ổ bi , sơ đồ I , HB 350 .
T1 = 90758,7 (Nmm) .Mômen xoắn trên trục bánh chủ động .
[σH ] = 500 (MPa) - ứng suất tiếp xúc cho phép .
 Vậy có kết quả :
3 90758,7 . 1,14
R e = 50 . √3,22 + 1 . √
(1− 0,25) .0,25 . 3,2 . 5002
= 148,11 (mm)
2. Xác định các thông số ăn khớp.
* Số răng bánh nhỏ :
3 𝑇1 . 𝐾𝐻𝛽
de1 = K đ . √
(1− 𝐾𝑏𝑒 ) . 𝐾𝑏𝑒 . 𝑢1 . [𝜎𝐻 ]2

3 90758,7 . 1,14
= 100 . √
(1− 0,25) . 0,25 . 3,2 . 5002
= 88,356 (mm)
Theo bảng 6.22 trang 114 – {1} , tìm được z1p = 19 với HB 350
 z1 = 1,6 .z1p = 1,6 . 19 = 30,4 . Chọn z1 = 30 (răng) .
* Đường kính trung bình và môđum trung bình :
dm1 = (1 − 0,5K be ) . de1 (3.11) (công thức 6.54) trang 114 – {1})
= (1 − 0,5 .0,25) . 88,356 = 77,31 (mm)
dm1 77,31
mtm = = = 2,577 (mm)
z1 30
* Xác định môđum :
Với bánh răng côn – răng thẳng môđum vòng ngoài được xác định
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1} :
mtm 2,577
mte = = = 2,945 (mm)
(1−0,5.𝐾𝑏𝑒 ) (1−0,5.0,25)
Theo bảng 6.8 trang 99 – {1} ,ta chọn mte = 3 (mm)
Theo công thức 6.56 trang 115 – {1}, tính lại mtm
mtm = mte . (1 − 0,5. K be ) = 3 .(1 - 0,25 .0,5) = 2,625
dm1 = mtm . z1 = 2,625 . 30 = 78,75 (mm)
* Xác định số răng bánh lớn 𝑧2 :
z2 = u1 . z1 = 3,2 . 30 = 96 (răng) , chọn z2 = 96 (răng)
𝑧2 96
Do đó tỉ số truyền thực tế : 𝑢𝑡𝑡 = = = 3,2
𝑧1 30
 * Tính góc côn chia :
z 30
δ1 = arctg( 1 ) = arctg ( ) = 17,40
z2 96
δ2 = 900 - δ1 = 900 – 17,40 = 72,60
Chiều dài côn ngoài thực :
R e = 0,5. mte . √z1 2 + z2 2 = 0,5. 3.√30 2 + 962 =150,87(mm)
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện :
2 .T1 . KH . √u1 2 + 1
σH = ZM . ZH . Zε .√ [𝜎𝐻 ]
0,85 .b . dm1 2 . u1
( công thức 6.58 trang 115 – {1})
Trong đó :
- ZM = 274 MPa1/3 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp. Theo bảng 6.5 trang 96 – {1}.
- ZH , hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , theo bảng 6.12 trang 106 - {1}
với : xt = x1 + x2 = 0  ZH = 1,76
- Zε , hệ số kể đến sự trùng khớp của răng đối với bánh côn răng thẳng .
(4 − εα )
Zε = √ ( công thức 6.59a trang 115 – {1})
3
Ở đây 𝜀𝛼 – hệ số trùng khớp ngang được xác định :
1 1
εα = [ 1,88 - 3,2 .( + )] .cos 𝛽𝑚 (công thức 6.60 trang 115 – {1})
𝑧1 𝑧2
1 1
= [ 1,88 – 3,2 .( + ) ].1 = 1,74
30 96
(4 – 1,74)
 Zε = √ = 0,868
3
K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K H = K Hβ . K Hα . K Hv (công thức 6.61 trang 116 – {1})
K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo bảng 6.21 trang 113 – {1} ,chọn K Hβ =1,14
K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp
đồng thời, với bánh răng côn – răng thẳng K Hα = 1
K Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
 vH . b . dm1
K Hv = 1 +
2 . KHβ . KHα . T1
(công thức 6.63 trang 116 – {1})
dm1 .( u1 + 1)
Trong đó : vH = δH . g 0 .v . √
u1
(công thức 6.64 trang 116 – {1})
π .n1 . dm1
v= (công thức 6.62 trang 116 – {1})
60000

3,14 . 382,3 . 78,75

= = 1,58 (m/s)
60000
δH = 0,006 - bảng 6.15 trang 107 – {1}
g 0 = 56 - bảng 6.16 trang 107 – {1}
b – chiều rộng vành răng, b = K be . 𝑅𝑒 = 0,25 .150,87 = 37,72 (mm)
Lấy b = 38 (mm)
78,75 .(3,2+ 1)
 vH = 0,006.56 .1,58 . √ = 5,4 (m/s)
3,2
5,4 . 38 . 78,75
K Hv = 1 + = 1,078
2 .1,14 . 1 . 90758,7
 K H = 1,14 . 1 .1,078 = 1,23
[σH ] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH ] = 500 MPa .
Thay các giá trị vừa tính được vào:

2 .90758,7 .1,23 .√3,22 + 1

σH = 274 . 1,76. 0,868 .√ = 452,33 (MPa)
0,85 .38 .78,752 . 3,2
Theo (2.1) và (2.2a) , [𝜎𝐻 ] = ZR . Zv . K xH
Trong đó : v<5 (m/s) lấy Z𝑣 = 1 ; với R a = 1,25𝜇m…0,63𝜇m → 𝑍𝑅 = 1
da < 700 (mm) ZR = 1.
 [σH ] = 500. 1 .1 .1 = 500 (MPa)
Vậy : σH < [𝜎𝐻 ]  thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc.
4. Kiểm tra răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt
quá một giá trị cho phép.
 2 . T1 . KF . Yε . Yβ . YF1
σF1 = ≤ [σF1 ]
0,85 . b . mnm . dm1
(công thức 6.65 trang 116 – {1})
σF1 . YF2
σF2 = ≤ [σF2 ] (công thức 6.66 trang 116 – {1})
YF1
Trong đó :
T1 – mômen xoắn trên bánh chủ động , T1 = 64637,9 (Nmm).
mnm - môđum pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng 3.8
b – chiều rộng vành răng, b = 38 (mm)

dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 78,75 (mm) .
0
𝛽𝑛
𝑌𝛽 = 1 - – hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng
140
𝛽 = 0  𝑌𝛽 = 1
𝑌𝐹1 , 𝑌𝐹2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 ,được xác định :
𝑧1 30
𝑧𝑣𝑛1 = = = 31,44
cos 𝛿1 cos 17,40
(công thức 6.53a trang 114 – {1})
𝑧2 96
zvn2 = = = 321,03
cos 𝛿2 cos 72,60
Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6
1
Yε = – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có 𝜀𝛼 = 1,74
εα
1
 Yε = = 0,575
1,74
K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K Fβ . K Fα . K Fv (công thức 6.67 trang 117 – {1})
K Fβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng
6.21 trang 113 – {1} , chọn K Fβ =1,29
K Fα – 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 Fα = 1
K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được xác định
theo công thức 6.68 trang 117 – {1} :
vF . b . dm1
K Fv = 1 +
2 . KFβ . KFα . T1

dm1 .( u1 + 1)
Với vF = δF . g 0 .v . √
u1
 δF - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1}
chọn δF = 0,016
g 0 – hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang
107 – {1}, với cấp chính xác 8 ,môđum <3,55 chọn g 0 = 56
v = 1,58 (m/s) .
78,75 .( 3,2 +1)
 vF = 0,016 . 56. 1,58 . √ = 14,39
3,2
Theo (3.23) có kết quả :
14,39 . 38. 78,75
K Fv = 1 +
2 . 1,29 . 1 .90758,7
= 1,184
Thay số vào ta được :
K F = 1,29 . 1. 1,184 = 1,527
Thay các giá trị vừa tính ta được :
2 .90758,7 .1,527 .0,575 .1 .3,7
σF1 = = 88,32 (MPa)
0,85 . 38 . 2,625. 78,75
88,32. 3,6
σF2 = = 85,93 (MPa)
3,7
Ta thấy : σF1 = 88,32 (MPa) < [σF1 ] = 257,14 (MPa)
σF2 = 85,93 (MPa) < [σF2 ] = 246,857 (MPa)
Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Khi làm việc răng có thể bị quá tải (lúc mở máy và hãm máy ..) với hệ số quá tải
Tmax
K qt = . Có thể lấy K qt = 1
T
Trong đó : T – mômen xoắn danh nghĩa .
Tmax – mômen xoắn quá tải .
Vì vậy , khi kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại
(THmax )và ứng suất uốn cực đại (TFmax ). Để tránh biến dạng dư hay gãy dòn
lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng .Ta sử dụng công thức 6.48
và 6.49 trang 110 – {1} :
σHmax = σH . √K qt
σFmax = σF . K qt

Trong đó :
σH - ứng suất tiếp xúc, σH = 452,33 (MPa)
 σF - ứng suất uốn , đã được tính ở trên.
Với : σF1 = 88,32 (MPa) ; σF2 = 85,93 (MPa)
[σH ]max - ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép đã được tính theo công thức
(3.8) ,với [σH1 ]max = 1624 (MPa) ; [σH2 ]max = 1260 (MPa) .
[σF ]max - ứng suất uốn cực đại cho phép đã được tính với :
[σF1 ]max = 464 (MPa) ; [σF2 ]max = 360(MPa) .

Thay các giá trị vào ta được :

σHmax = 452,33 . √1 = 452,33 (MPa)
σF1max = 88,32 . 1 = 88,32 (MPa)
σF2max = 85,93 . 1 = 85,93 (MPa)
 σHmax = 452,33 (MPa) < [σH1 ]max =1624(MPa)
σHmax = 452,33 (MPa) < [σH2 ]max =1260(MPa)
σF1max = 88,32 (MPa) < [σF1 ]max = 464 (MPa)
σF2max = 85,93 (MPa) < [σF2 ]max = 360 (MPa)
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải .
6. Các thông số và kich thước bộ truyền bánh răng côn.
- Chiều dài côn ngoài : 𝑅𝑒 = 150,87 (mm)
- Môđum vòng ngoài : mte = 3 (mm)
- Chiều rộng vành răng : b = 38 (mm)
- Tỉ số truyền : u12 = 3,2
- Góc nghiêng răng : 𝛽 =0
- Số răng của bánh răng : 𝑧1 = 30 (răng)
𝑧2 = 96 (răng)
- Hệ số dịch chỉnh : 𝑥1 = 𝑥2 = 0
* Theo bảng 6.19 trang 111 – {1} ta tính được :
- Đường kính chia ngoài :
de1 = mte . 𝑧1 = 3 . 30 = 90 (mm)
de2 = mte . 𝑧2 = 3 . 96 = 288 (mm)
- Góc côn chia :
𝛿1 = 17,40 ; 𝛿2 = 72,60
- Chiều cao răng ngoài : he = 2 hte . mte + c
với hte = cos𝛽 = cos(0) = 1 ; c = 0,2.mte
 he = 2.1.3 + 0,2 .3= 6,6 (mm)
- Đường kính trung bình : dm1 = 78,75 (mm)
 0,5b 0,5 . 38
dm2 = ( 1 - ) . de2 = ( 1 - ) . 288 = 251,73 (mm)
Re 150,87
- Chiều cao đầu răng ngoài :
hae1 = ( hte + 𝑥𝑛1 .cos 𝛽 ) . mte ; hae2 = 2ℎ𝑡𝑒 .mte - hae1
Trong đó :
1 cos 𝛽𝑚 3
xn1 = 2.(1 − 2 ) .√
u1 𝑧1

1 1
= 2.(1 − 2) .
√
= 0,33
3,2 30
 hae1 = ( 1 + 0,33 .1) . 3 = 4 (mm)
hae2 = 2.1. 3 - 4 = 2 (mm)
- Chiều cao răng ngoài :
hfe1 = he - hae1 = 6,6 – 4 = 2,6 (mm)
hfe2 = he - hae2 = 6,6 – 2 = 4,6 (mm)
- Đường kính đỉnh răng ngoài :
dae1 = de1 + 2. hae1 .cos 𝛿1 = 90 + 2. 4.cos17,40 = 97,63 (mm)
dae2 = de2 + 2. hae2 .cos 𝛿2 = 288 + 2. 2.cos72,60 = 289,2 (mm)

3.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm.
3.2.1 Chọn vật liệu.
* Bánh nhỏ (bánh 3) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (241…285) .
- Giới hạn bền σb3 = 850 MPa.
- Giới hạn chảy σch3 = 580 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB3 = 250.
* Bánh lớn (bánh 4) :
- Thép C45 tôi cải thiện .
- Đạt tới độ rắn HB = (192…240).
- Giới hạn bền σb4 = 750 MPa.
- Giới hạn chảy σch4 = 450 MPa.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB4 = 230.
3.2.2. Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ] được xác định
theo công thức 6.1 và 6.2 trang 91 – {1}.
σ0Hlim
[σH ] = .ZR . Zv . K xH . K HL
SH
 σ0Flim
[𝜎𝐹 ] = .YR . Ys . K xF . K FC . K FL
SF
Trong đó :
𝑍𝑅 - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc .
Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng .
K xH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng .
YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng .
Ys - Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất .
K xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Trong thiết kế sơ bộ lấy : ZR . Zv . K xH = 1 và YR . Ys . K xF = 1 , do đó các công
thức (3.1) và (3.2) trở thành :
σ0Hlim
[σH ] = . K HL
SH
σ0Flim
[σF ] = . K FC . K FL
SF
Trong đó :
σ0Hlim và σ0Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho
phép ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 trang 94 – {1} ;với
thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350).
σ0Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1
σ0Flim =1,8HB ; SF = 1,75
SH , SF – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn .
σ0Hlim3 = 2HB3 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (MPa)
σ0Hlim4 = 2 HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)
σ0Flim3 =1,8 HB3 = 1,8 . 250 = 450 (MPa)
σ0Flim4 =1,8 HB4 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)
K FC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , K FC = 1 khi đặt tải một phía.
K HL , K FL - Hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 – {1} :
mH N
K HL = √ NHO
HE

mF N
K FL = √NFO
FE

Trong đó :
mH , mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .
mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 .
 NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, công thức 6.5
trang 93 – {1} ta có :
2,4
NHO = 30. HHB

 NHO3 = 30.2502,4 = 17067789

𝑁𝐻O4 = 30.2302,4 = 13972305
NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
NFO = 4 .106 đối với tất cả loại thép .
NHE và NFE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền làm việc
với tải trọng thay đổi nhiều bậc thì NHE và NFE được tính theo công thức 6.7 và
6.8 trang 93 – {1) :
Ti 3
NHE = 60.c. ∑ni=1 ( ) . ni . t i
Tmax

Ti mF
NFE = 60.c. ∑ni=1 ( ) . ni . t i
Tmax
Trong đó :
c – số lần ăn khớp trong một vòng , c = 1
ni – số vòng quay của bánh răng trong 1 phút , nII = 119,47 (v/p); nIII =38,23
(v/p)
t i - tổng thời gian làm việc , t i = 15840 (giờ .
mF = 6
 NHE3 = 60 . 1 .119,47 .(13 . 0,51 + 0,73 . 0,49 ) .15840
= 7,7 . 107
NHE4 = 60 . 1 .38,23 .(13 . 0,51 + 0,73 . 0,49 ) .15840
= 2,46 . 107
NFE3 = 60 . 1 .119,47 .(16 . 0,51 + 0,76 . 0,49 ) .15840
= 6,44 . 107
NFE4 = 60 . 1 .38,23 .(16 . 0,51 + 0,76 . 0,49 ) .15840
= 2,06 . 107
Vậy : NHE3 > NHO3 , NHE4 > NHO4 và NFE3 > NFO3 , NFE4 > NFO4
Nên ta lấy : NHE = NHO ; NFE = 𝑁𝐹𝑂
Khi đó ta có kết quả : K HL = 1 và K FL = 1 (đường cong mỏi gần đúng là đường
thẳng song song với trục hoành; tức là trên khoảng này giới hạn tiếp xúc và giới
hạn uốn là không thay đổi).
570 .1
[𝜎𝐻3 ] = = 518,181 (MPa)
1,1
 530 .1
[σH4 ] = = 481,818 (MPa)
1,1
450 .1.1
[σF3 ] = = 257,14 (MPa)
1,75
414 .1.1
[σF4 ] = = 236,57(MPa)
1,75
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [σH ] là trị
trung bình của [σH3 ] và [σH4 ] nhưng không vượt quá 1,25 [σH ]min theo công thức
6.12 trang 95 – {1} ta có :
[σ ] + [σH4 ] 518,181 + 481,818
[σH ] = H3 = = 499,9995 (MPa)
2 2
Kiểm tra sơ bộ ứng suất :
1,25 [σH ]min = 1,25 . 481,818 = 602,273 > [σH ]
Vậy ứng suất tiếp xúc đảm bảo điều kiện .
* Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải, được xác định
theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95 – {1} :
[σH ]max = 2,8 . σch
[σF ]max = 0,8 . σch

 [σH3 ]max = 2,8 . 580 = 1624 ( MPa)

[σH4 ]max = 2,8 . 450 = 1260 ( MPa)
[σF3 ]max = 0,8 . 580 = 464 ( MPa)
[σF4 ]max = 0,8 . 450 = 360 ( MPa)
3.2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
1. Xác định khoảng cách trục.
Theo công thức 6.15a trang 96 – {1} ta có :
3 TII . KHβ
aw = Ka .(u2 + 1) . √
[σH ]2 . u2 . ba
Trong đó :
Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Ka = 43 ( 𝑀𝑃𝑎1/3 ) , bảng 6.5 trang 95 – {1}.
TII = 276020,3 (Nmm) - mômen xoắn trên bánh chủ động .
[σH ] = 499,9995 (MPa) - ứng suất tiếp xúc .
u3 = 3,125 - Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng .
ba = 0,3 - Theo bảng 6.6 trang 97 – {1} .
Theo công thức 6.16 trang 97 – {1} ta có : 𝑏𝑑 = 0,53.ba .(u34 + 1)
 𝑏𝑑 = 0,53. 0,3. (3,125 + 1) = 0,656
 K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, theo
bảng 6.7 trang 98 – {1} ,chọn K Hβ =1,03
Thay các giá trị vào ta được :
3 276020,3 . 1,03
aw = 43 .(3,125 + 1) . √ = 189,17 (mm)
499,99952 . 3,125 . 0,3
Chọn aw = 189 (mm) .
2. Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
Theo công thức 6.15b trang 96 – {1} :
3 TII . KHβ . (u2 +1)
dw3 = Kđ . √ [σH ]2 . u2 . bd
Trong đó :
Kđ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,
theo bảng 6.5 trang 96 – {1} ,chọn Kđ = 67,5 ( MPa1/3 )
3 276020,3 . 1,03 . (3,125+1)
Vậy : dw3 = 67,5 . √ [499,9995]2
. 3,125 . 0,656
= 88,95 (mm)
3.2.4. Xác định các thông số ăn khớp.
1. Xác định môđum.
Theo bảng 6.17 trang 97 –{1} ta có : m = (0,01 0,02) . aw
 m34 = (0,01 0,02) .189 = 1,89 3,78
Theo bảng 6.8 trang 99 – {1} ta chọn m34 = 3
2. Xác định số răng, góc nghiêng 𝜷 và hệ số dịch chỉnh.
a. Tính số răng bánh nhỏ : Theo công thức 6.31 trang 103 – {1} ta có :
2 . 𝑎𝑤 . cos 𝛽
z3 =
m . (u2 + 1 )
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 𝛽 = (80 200 )
Chọn sơ bộ góc nghiêng 𝛽 = 100
2.189 .𝑐𝑜𝑠100
 z3 = = 30,08 (răng)
3 . (3,125+1)
Chọn z3 = 30 (răng) .
Từ z3 = 30 (răng), tính tiếp z4 :
z4 = z3 . u34 = 30 . 3,125 = 93,75 (răng)
Chọn z3 = 93 (răng) .
- Tính lại góc nghiêng 𝛽 theo công thức 6.32 trang 103 – {1}
Ta có : zt = z3 + z4 = 30 + 93 = 123 (răng)
 m .zt 3 . 123
cos β = = = 0,976
2 . aw 2 . 189
 β = 12,580
- Tính lại số răng bánh nhỏ :
2 . 𝑎𝑤 . cos 𝛽 2.189 .cos12,580
z3 = = = 29,81 (răng)
𝑚 . (𝑢2 +1) 3 . (3,125+1)
Lấy z3 = 30 (răng) .
- Tính lại số răng bánh lớn :
z4 = z3 . u34 = 30 . 3,125 = 93,75 (răng)
Lấy z4 = 93 (răng) .
b. Tỉ số truyền thực tế:
𝑧4 93
utt = = = 3,1
𝑧3 30
c. Khoảng cách trục thực tế:
𝑚 . ( z3 + z4 ) 3 . (30+93)
aw3 = = = 189,04 (mm)
2 . cos 𝛽 2 . cos 12,580
2.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn
2 .TII . KH . (u2 + 1)
σH = ZM . ZH . Zε .√ [σH ]
b . dw3 2 . u2
( công thức 6.33 trang 105 – {1})
Trong đó :
ZM = 274 MPa1/3 , hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo
bảng 6.5 trang 96 – {1}.
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: công thức 6.34 trang 105 – {1}
2 . cos 𝛽𝑏
ZH = √
sin 2αtw
βb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :công thức 6.35 trang 105 – {1}:
tg 𝛽𝑏 = cos 𝛼𝑡 .tgβ
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh .
𝑡𝑔𝛼 𝑡𝑔200
𝛼𝑡𝑤 = 𝛼𝑡 = arctg( ) = arctg( ) = 20,450
𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑐𝑜𝑠12,580
α – Góc nghiêng prôfin gốc , theo TCVN1065 : α = 200

 tg β𝑏 = cos 20,450 .tg12,580 = 0,209

 βb = 11,80
 2 . cos 11,80
 ZH = √ = 1,73
sin( 2.20,450 )
Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với hệ số trùng khớp ngang; khi tính
gần đúng có thể xác định 𝜀𝛼 : công thức 6.38b trang 105 – {1}
1 1
εα = [ 1,88 - 3,2 .( + )] .cos 𝛽
𝑧3 𝑧4
1 1
= [ 1,88 – 3,2 .( + ) ].cos12,580 = 1,697
30 93
Theo công thức 6.36c trang 105 – {1} có kết quả hệ số kể đến trùng khớp của răng
:
1 1
zε = √ =√ = 0,768 (khi εβ 1)
εα 1,697
Với εβ – hệ số trùng khớp dọc, được tính theo công thức 6.37 trang 105 –{1}
bw . sin 𝛽
εβ =
m. π
Trong đó : bw = ba . aw = 0,3 .189 = 56,7 (mm)
56,7 . sin 12,580
 εβ = = 1,31 > 1
3 . 3,14
K H – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K H = K Hβ . K Hα . K Hv (công thức 6.39 trang 106 – {1})
K Hβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
theo
bảng 6.7 trang 98 – {1} ,chọn K Hβ =1,03
Theo công thức 6.62 trang 116 – {1} ta có :
π .nII . dw3
v=
60000
3,14 .119,47 . 88,95
= = 0,556 (m/s)
60000
Với v = 0,556 (m/s), theo bảng 6.13 trang 106 – {1} ta chọn cấp chính xác 9
K Hα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp đồng
thời, theo bảng 6.14 trang 107 - {1},với cấp chính xác 9 và v = 0,556 <2,5 thì
K Hα = 1,13
K Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
vH . b . dw3
K Hv = 1 +
2 . KHβ . KHα . TII
(công thức 6.41 trang 106 – {1})
 aw3
Trong đó : vH = δH . 𝑔0 .v . √
u2
(công thức 6.42 trang 106 – {1})
δH = 0,002 - bảng 6.15 trang 107 – {1}
g 0 = 73 - bảng 6.16 trang 107 – {1}
b = 56,7 (mm) – chiều rộng vành răng .
189
 vH = 0,002 .73 . 0,556. √ = 0,63 (m/s)
3,125
0,63. 56,7. 88,95
K Hv = 1 + = 1,005
2 .1,03 . 1,13 . 276020,3
 K H = 1,03 . 1,13 .1,005 = 1,17
[σH ] – ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH ] = 499,9995 MPa .
Thay các giá trị vừa tính được vào :
2 .276020,3 . 1,17 . (3,125+1)
σH = 274 . 1,73. 0,768 .√ = 501,86 (MPa)
56,7 . 88,952 . 3,125
Theo (2.1) và (2.2a) , [σH ] = ZR . Zv . K xH
Trong đó : v<5 (m/s) lấy Zv = 1 ; với R a = 1,25𝜇m…0,63𝜇m → 𝑍𝑅 = 1
da < 700 (mm) ZR = 1.
 [σH ] = 499,9995. 1 .1 .1 = 499,9995 (MPa)
Ta thấy : σH  [σH ] thỏa mãn điều kiện cho phép.
2.3.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tai chân răng không vượt quá
một giá trị cho phép, theo công thức 6.43 và 6.44 trang 108 – {1} ta có :
2 . TII . KF . Yε . Yβ . YF3
σF3 = ≤ [σF3 ]
b . m34 . dw3
σF3 . YF4
σF4 = ≤ [σF4 ]
YF3

Trong đó :
TII – mômen xoắn trên bánh chủ động , TII = 276020,3(Nmm).
mn - môđum pháp trung bình , m = 3 (mm)
b – chiều rộng vành răng , b = 57,6 (mm)
dw3 – đường kính trung bình của bánh chủ động, dw3 = 88,95 (mm) .
β0n
Yβ = 1 - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng với β = 12,580
140
 12,58
 Yβ = 1 – = 0,91
140
YF3 , YF4 – hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, được xác định :
z3 30
zv3 = = = 32,26 Lấy 𝑧𝑣3 = 32
cos3 𝛽 cos3 12,580
z4 93
zv4 = = = 100,03 Lấy zv4 = 100
cos3 𝛽 cos3 12,250
Theo bảng 6.18 trang 109 – {1}, ta có : YF3 = 3,8 ; YF4 = 3,6
1
Yε = – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, có εα = 1,697
εα
1
 Yε = = 0,59
1,697
K F – hệ số tải trọng khi tính về uốn
K F = K Fβ . 𝐾𝐹𝛼 . K Fv (công thức 6.45 trang 109 – {1})
K Fβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.7
trang 98 – {1} , chọn K Fβ =1,08
K Fα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp, theo bảng 6.14 trang 107 – {1} chọn K Fα = 1,37
K Fv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
được xác định theo công thức 6.46 trang 109 – {1} :
vF . b . dw3
K Fv = 1 +
2 . KFβ . KFα . TII

aw3
Với vF = δF . g 0 .v . √
u2
(công thức 6.47 trang 109 – {1})
δF - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 trang 107 – {1} ,
chọn 𝛿𝐹 = 0,006
g 0 – hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 trang 107 –

{1}, với cấp chính xác 9 ,mô đum <3,55 chọn g 0 = 73

v = 0,556 (m/s) .
189
 vF = 0,006 . 73. 0,556 . √ = 1,894
3,125
1,894 . 56,7 . 88,95
𝐾𝐹𝑣 = 1 + = 1,012
2 . 1,08 . 1,37 . 276020,3
K F = 1,08 . 1,37. 1,012 = 1,497
Thay các giá trị vừa tính được vào (3.20) và (3.21) :
 2 . 276020,3 . 1,497 . 0,59 . 0,91 . 3,8
σF3 = = 111,434 (MPa)
56,7 . 3 . 88,95
114,434 . 3,6
σF4 = = 105,57 (MPa)
3,8
Ta thấy: σF3 = 111,434 (MPa) < [σF3 ] = 257,14 (MPa)
σF4 = 105,57 (MPa) < [σF4 ] = 236,57(MPa)
Vậy điều kiện mỏi uốn được đảm bảo.
2.3.7. Kiểm nghiêm về độ bền quá tải:
Tmax
Có thể lấy hệ số qua tải : K qt = = 1. Để tránh biến dạng dư hoăc gãy dòn
T
lớp bề mặt ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép .
Theo công thức 6.48 trang 110 – {1} :
σHmax = σH . √K qt [σH ]max
Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ứng
suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị
cho phép. Theo công thức 6.49 trang 110 – {1} :
σFmax = σF . K qt [σF ]max
Với σH = 501,86 (MPa) - ứng suất tiếp xúc
σF3 = 111,434 (MPa) ; σF4 = 105,57 (MPa) - ứng suất uốn
[σH3 ]max = 1624 ( MPa) ; [σH4 ]max = 1260 ( MPa) - ứng suất tiếp xúc cực đại
cho phép .
[σF3 ]max = 464 ( MPa) ; [σF4 ]max = 360 ( MPa) - ứng suất uốn cực đại cho phép .
Thay các giá trị vào ta được :
σHmax = 501,86. √1 = 501,86 (MPa)
σF3max = 111,434 . 1 = 111,434 (MPa)
σF3max = 105,57 . 1 = 105,57 (MPa)
Vậy : σHmax = 497,29 (MPa) < [σH3 ]max =1624 (MPa)
σHmax = 497,29 (MPa) < [σH4 ]max =1260 (MPa)
σF3max = 111,434 (MPa) < [σF3 ]max = 464 (MPa)
σF4max = 105,57 (MPa) < [σF4 ]max = 360 (MPa)
Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải .
2.3.8. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.
- Khoảng cách trục : aw = 189 (mm)
- Môđum pháp : m = 3 (mm)
- Chiều rộng vành răng : bw = 56,7 (mm)
- Tỉ số truyền : u34 = 3,125
 - Số răng bánh 3 và 4 : z3 = 30 (răng) ; z4 = 93 (răng)
- Hệ số dịch chỉnh : x3 = x4 = 0
- Góc nghiêng của răng : 𝛽 = 12,580
* Theo bảng 6.11 trang 104 – {1} ta tính được :
m.z3 3.30
d3 = = = 92,21 (mm)
cosβ cos12,580
m.z4 3 .93
d4 = = = 285,86 (mm)
cosβ cos12,580
da3 = d3 + 2m =92,21 + 2.3 = 98,21 (mm)
da4 = d4 + 2m =285,86 + 2.3 = 291,86 (mm)
df3 = d3 - 2,5m =92,21 – 2,5 .3 = 84,71 (mm)
df4 = d3 – 2,5m =285,86 – 2,5 .3 = 278,36 (mm)
2.4. Chọn khớp nối.
2.4.1. Chọn khớp nối.
Chọn khớp nối vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy và
được sử dụng rộng dãi. Theo bảng 16.1 trang 58 – {2} ta chọn k = 1,2
Với mômen xoắn : TIII = 499599,2 (Nmm) = 499 (Nm)
Tra b¶ng 16.10a và 16.10b trang 69 - {2} dùa vµo m«men xo¾n TIII ta chọn kÝch
th-íc cña nèi trôc vßng ®µn håi :
T d D dm L l d1 Do
(N.m) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm)

500 40 170 80 175 110 71 130

Z nmax B B1 l1 D3 l2
(v/p) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm)

8 3600 5 42 30 28 32

T dc d1 D2 l l1 l2 l3 h
(N.m) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm)

500 14 M10 20 62 34 10 28 1,5

2.4.2. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi.
2 . k . TIII
σd = ≤ [σd ]
Z . dc . D0 . l3
Trong đó : [σd ] = (2..4) – Ứng suất dập cho phép của vòng cao su
2 . 1,2 . 499599,2
 σd = = 2,94 (MPa)
8 . 14 . 130 . 28
 Vậy : σd = 2,94 (MPa) < [σd ] = 4(MPa) nên thỏa mãn điều kiện bền dập .
2.4.3. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chốt .
k . TIII . l0
σu = ≤ [σu ]
0,1 . d3c . D0 . z
Trong đó : [σd ] = (60..80)MPa – Ứng suất uốn cho phép của chốt
l2 15
l0 = l1 + = 30 + = 37,5 (mm)
2 2
1,2 . 499599,2. 37,5
 σu = = 78,8 (MPa)
0,1 . 14 3 . 130 . 8
Vậy: σu = 78,8(MPa) < [σu ] = 80 (MPa) nên thỏa mãn điều kiện bền uốn của
chốt.

Phần IV :
Tính toán thiết kế trục
3.1. Chọn vật liệu.
Vật liệu dựa vào đặc điểm làm việc của hộp giảm tốc và tải trọng tác dụng lên
các trục, vật liệu được chọn là thép C45 tôi cải thiện để dễ chế tạo.
Theo bảng 6.1 trang 92 – {1} ta có các thông số sau :
- Độ rắn HB = (192…240)
- Giới hạn bền : σb = 750 MPa
- Giới hạn chảy : σch = 450 MPa
3.2. Tính toán thiết kế trục.
3.2.1. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc (k = 1…3) có thể chọn gần đúng
theo công thức 10.9 trang 188 – {1} :
3 T
dksb = √0,2 .k[τ]
Với Tk – mômen xoắn của trục thứ k : TI = 64637,9 (Nmm) ,
TII = 165058,7 (Nmm), TIII = 499599,2 (Nmm)
[τ] - ứng suất xoắn cho phép với vật liệu thép C45 có: [τ] = (15…30)MPa
3 T 3 64637,9
Trục I : dIsb = √0,2 . I[τ] = √ 0,2 . 15
= 27,83 (mm) . Lấy dIsb = 30 (mm)

3 T 3 165058,7
Trục II : dII
sb = √0,2 .II[τ] = √ 0,2 . 20
= 34,6 (mm) . Lấy dII
sb = 35 (mm)
 3 T 3 499599,2
Trục III : dIII
sb = √0,2 III
. [τ]
=√
0,2 . 30
= 43,7 (mm) . Lấy dIII
sb = 45 (mm)

* Từ đường kính trục sơ bộ vừa tính được. Theo bảng 10.2 trang 189 – {1} ta xác
định được chiều rộng gần đúng của ổ lăn :
dIsb = 30 (mm)  b01 = 19 (mm)
sb = 35 (mm)  b02 = 21 (mm)
dII
sb = 45 (mm)  b03 = 25 (mm)
dIII
* Xác định chiều dài mayơ bánh đai, bánh răng và khớp nối
- Chiều dài mayơ bánh đai :
lm12 = (1,2…1,5) .dI = (1,2…1,5) .30 = (36…45) Lấy lm12 = 40 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh răng côn :
+ Với bánh răng côn nhỏ :
lm13 = (1,2…1,4) .𝑑𝐼 = (1,2…1,4) .30 = (36…42) Lấy lm13 = 40 (mm)
+ Với bánh răng côn lớn :
lm23 = (1,2…1,4) .dII = (1,2…1,4) .35 = (42…49) Lấy lm23 = 45 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ :
+ Với bánh răng trụ nhỏ :
lm22 = (1,2…1,5) .dII = (1,2…1,5) .35 = (42…52,5) Lấy lm22 = 50 (mm)
+ Với bánh răng trụ lớn :
lm33 = (1,2…1,5) .dIII = (1,2…1,5) .45 = (54…67,5) Lấy lm33 = 60 (mm)
- Chiều dài mayơ của khớp nối :
lm32 = (1,4…2,5) .dIII = (1,4…2,5) .45 = (63…112,5) Lấy lm32 = 70 (mm)
* Trị số các khoảng cách :
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1 = 8…15 Lấy : k1 = 15 (mm)
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp hoặc khoảng :
k 2 = 5…15 Lấy: k 2 = 15 (mm)
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành lắp ổ :
k 3 = 10…20 Lấy : k 3 = 15 (mm)
- Chiều cao lắp ổ và bulông : hn = 15…20 Lấy : hn = 20 (mm)
* Xác định các chiều dài đoạn trục. Theo bảng 10.4 trang 191 – {1} .Xét với hộp giảm
tốc bánh răng côn trụ .
- Đối với trục I :
l11 = (2,5…3).dI = (2,5…3). 30 = (75…90) . Chọn l11 = 80 (mm);
l12 = - lc12 = 0,5.( lm12 +b01 ) + k3 + hn
= 0,5.(40 + 19) +15 +20 = 64,5 (mm)
 l13 = 𝑙11 + 𝑘1 + 𝑘2 + 𝑙𝑚13 + 0,5. (𝑏01 – bw. cos 1 )
= 80 + 15 + 15 + 40 + 0,5. (19 - 35. cos20,20) = 143 (mm)
- Đối với trục II :
𝑙21 = lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 2k 2
= 50 + 45 + 21 + 3.15 + 2.15 = 191 (mm)
𝑙22 = 0,5.( lm22 +b02 ) + k1 + k2
= 0,5.(50 + 21) + 15 + 15 = 65,5 (mm)
l23 = l22 + 0,5.(lm22 + 𝑏𝑤 . cos 2 ) + 𝑘1
= 66,5 + 0,5.( 50 + 35. Cos69,80 ) + 15 = 111,5 (mm)
- Đối với trục III :
l31 = l21 = 191 (mm) ; l22 = 65,5 (mm)
lc33 = 0,5.( lm32 +b03 ) + k3 + hn
= 0,5.(70 + 25) + 15 + 20 = 82,5 (mm)
l33 = l31 + lc33 = 191 + 82,5 (mm) = 273,5 (mm)

Ft
Fa3

Ft4
Fr3 Fr4
Frd

Ft3 Fa4

Fr1
F t1

Fa1

Fr2
Ft2

Fa2

 Sơ đồ đặt lực như hình vẽ :

3.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục .
3.3.1.Tính cho trục I :
Sơ đồ tính trục được chỉ ra như hình vẽ :

B C D Fr1 z
A

Ft1
Fa1 x
y

1. Xác định lực tác dụng lên trục.

Các lực tác dụng lên trục I gồm có :
- Mômen xoắn truyền từ động cơ cho trục I : TI = 64637,9 (Nmm)
2 . TI 2 . 64637,9
- Lực vòng Ft1 = = = 1843,5 (N)
dm1 70,125
Với dm1 = 70,125 (mm) - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ
- Lực dọc trục Fa1 :
Fa1 = Ft1 . tg𝛼.sinδ1 = 1843,5 . tg 200 . sin20,20 = 231,7 (N)
- Lực hướng kính Fr1 :
Fr1 = Ft1 . tg𝛼.cos𝛿1 = 1843,5 . tg 200 . cos20,20 = 629,7 (N)
- Lực tác dụng lên đai : Frđ = 990,3 (N)
* Tính phản lực tại các gối B và C:
Gỉa sử chiều của phản lực tại gối B và C theo phương x và y như hình vẽ
- Phản lực theo phương y :
∑ M(B) = 0  -R Cy .80 + Fr1 .143 - Frđ .64,5 - Ma1 = 0
Fr1 .143 − Frđ .64,5 − Ma1
 R Cy =
80
629,7 .143 – 990,3 .64,5 – 8123,98
 R Cy = = 225,6 (N)
80

∑F = 0  R By + R Cy - Frđ - Fr1 = 0
  𝑅𝐵𝑦 = - R Cy + Frđ + Fr1
= - 225,6 + 990,0 + 629,7 = 1394,4 (N)
- Phản lực theo phương x :
∑ M(B) = 0  -R Cx .80 + Ft1 .143 = 0
Ft1 .143 1843,5 .143
 R Cx = = = 3295,3 (N)
80 80
∑F = 0  R Bx + R Cx - Ft1 = 0
 R Bx = - R Cx + Fr1
= - 3295,3 + 1843,5 = - 1451,8 (N)

Frd
RBy Rcy

B C D Fr1
z
A

Ft1
Bx
R

x
RC
Fa1 x
y

RBy Rcy Fr1

Ma1
x
RC

Ft1
x
RB

Mx z

z
My

Mz

dm1 70,125
Ma1 = Fa1 = 231,7 . = 8123,98 (N)
2 2
dm1 70,125
Mt1 = Ft1 = 1843,5 . = 64637,9 (N)
2 2
 Theo Mx : MA = 0 ; MB = 63874,4 (Nmm)
MC = 31546,4 (Nmm) ; MD = -8123,98 (Nmm)
Theo My : MA = MB = 0 ;MC = 116140,5 (Nmm)
2. Tính đường kính trục.
Với dIsb = 30 (mm), vật liệu là thép C45 , có σ ≥ 600 MPa. Theo bảng 10.5
trang 195 – {1} có kết quả : [σ] = 63 MPa .
Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức 10.17 trang 194 – {1}
3 M
d = √0,1 .tđ[σ]
Trong đó : Mtđ – mômen tương đương trên các mặt cắt . Được tính theo công
thức 10.16 trang 194 – {1} ta có :
Mtđ = √Mx2 + My2 + 0,75 . Mz2
* Xét mặt cắt tại điểm A (điểm lắp bánh đai) , từ biểu đồ mômen ta thấy :
Mx = 0 ; My = 0 ; Mz = 64637,9 (Nmm)
A
Mtđ = √02 + 02 + 0,75 . 64637,92 = 55978 (Nmm)
3 55978
dA = √0,1 . 63
= 22,43 (mm)

Do tại vị trí A có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%
4
dA = 22,43 + 22,43 . = 23,32 (mm)
100
* Xét mặt cắt tại điểm B (điểm lắp ổ lăn) :
Mx = 63874,4 (Nmm) ; 𝑀𝑦 = 0 ; 𝑀𝑧 = 64637,9 (Nmm)
B
Mtđ = √63874,42 + 02 + 0,75 . 64637,92 = 84932,2 (Nmm)
3 84932,2
dB = √ 0,1 . 63
= 23,8 (mm)

* Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) :

Mx =31546,4 (Nmm) ; My = 116140,5 (Nmm) ; Mz = 64637,9 (Nmm)
C
Mtđ = √31546,42 + 116140,52 + 0,75 . 64637,92 = 132730,3 (Nmm)
3 132730,3
dC = √ 0,1 . 63
= 27,6 (mm)

* Xét mặt cắt tại điểm D (điểm lắp bánh răng côn nhỏ 𝑧1 ) :
Mx = 8123,98 (Nmm) ; My = 0 ; Mz = 64637,9 (Nmm)
D
Mtđ = √8123,982 + 02 + 0,75 . 64637,92 = 56459 (Nmm)
 3 56459
dD = √0,1 . 63
= 22,87 (mm)

Do tại vị trí D có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%
4
dD = 22,87 + 22,87 . = 23,78 (mm)
100
Từ yêu cầu về độ bền , lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) khả năng
công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
dA = dD = 24 (mm) ; dB = 30 (mm) ; dC = 30(mm)
3.3.2. Tính cho trục II.
1. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Sơ đồ tính trục được chỉ ra như hình vẽ:

Fa2
Fr2
B C
F t2

A Fr3 D
z

Fa3
x y
F t3

Các lực tác dụng lên trục II gồm có :

-Mômen xoắn từ trục I truyền cho trục II , TII = 165058,7 (Nmm)
- Lực vòng Ft1 =Ft2 = 1843,5 (N)
2 . TII 2 . 165058,7
Ft3 = = = 4419 (N)
dw3 74,4
- Lực dọc trục Fa2 = Fr1 = 629,7 (N)
Fa3 = Ft3 . tg𝛽 = 4419 . tg 12,250 = 959,5 (N)
Trong đó : β = 12,250 – Góc nghiêng của răng
- Lực hướng kính Fr2 = Fa1 = 231,7 (N)
tgαtw tg20,250
𝐹𝑟3 = Ft3 . = 4419 . = 1668 (N)
cosβ cos12,250
Trong đó : αtw = 20,250 – góc ăn khớp
- Khi rời các lực về tâm trục ta được các mômen uốn Ma2 và Ma3 và mômen xoắn
Mt2 và Mt3 .
dm2 189,68
Ma2 = Fa2 = 629,7 . = 59720,7 (Nmm)
2 2
 dw3 74,7
Ma3 = Fa3 = 959,5 . = 35837 (Nmm)
2 2
* Phản lực theo phương y :
∑ M(A) = 0  -R Dy .191 + Fr3 .125,5 - Fr2 .79,5 + Ma2 + Ma3 = 0
Fr3 .125,5 − Fr2 .79,5+ Ma2 + Ma3
 R Dy =
191
1668.125,5 – 231,7 .79,5+59720,7+35837
 R Dy = = 1499,9 (N)
191
∑F = 0  R Ay + R Dy + Fr2 - Fr3 = 0
 R Ay = - R Dy - Fr2 + Fr3
= - 1499,9 – 231,7 + 1668 = - 43,6 (N)
* Phản lực theo phương x :
∑ M(A) = 0  -𝑅𝐷𝑥 .191 - 𝐹𝑡3 .125,5 + 𝐹𝑡2 .79,5 = 0
−𝐹𝑡3 .125,5+ 𝐹𝑡2 .79,5
 R Dx =
191
− 4419 .125,5+ 1843,5 .79,5
 R Dx = = - 2136,3 (N)
191
∑F = 0  R Ax + R Dx + Ft2 - Ft3 = 0
 R Ax = - R Dx - Ft2 - Ft3
= 2021,9 – 2073,9 – 4392,9 = - 4444,9 (N)
Theo 𝑀𝑥 : MA = 0 ; MB = 3466,2 (Nmm) ; MB = - 56254,4 (Nmm)
MC = - 64907,1 (Nmm) ; MC = - 98213,5 (Nmm) ; MD = 0 (Nmm)
Theo My : MA =MD = 0 ; MB = 328032,9 (Nmm) ; MC = 433037 (Nmm)

RAy Fa2 RDy

Fr2
B C
Ft2

A Fr3 D z
x
x

Fa3
RD
RA

x y
Ft3

RAy Fr2 Fr3 RDy

Ma2 Ma3
Ft3
Ft2

x
RAx

FD
2. Tính đường kính trục.
Với dII
sb = 35 (mm), vật liệu là thép C45 , có σ ≥ 600 MPa .Theo bảng 10.5 trang
195 – {1} : [σ] = 63 MPa .
Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức 10.17 trang 194 – {1}
3 M
d = √0,1 .tđ[σ]
Trong đó : Mtđ – mômen tương đương trên các mặt cắt. Được tính theo công thức
10.16 trang 194 – {1} ta có :
Mtđ = √Mx2 + My2 + 0,75 . Mz2
* Xét mặt cắt tại điểm B (điểm lắp bánh răng côn lớn 𝑧2 ) ,
Từ biểu đồ mômen ta thấy :
- Với mặt cắt bên trái điểm B có:
𝑀𝑥 = 3466,2(Nmm) ; My = 328032,9(Nmm) ; Mz = 0 (Nmm)
B
Mtđ = √3466,22 + 328032,92 + 0,75 . 02 = 328051,2 (Nmm)
3 328051,2
dB = √ 0,1 . 63
= 37,34 (mm)

Với mặt cắt bên phải điểm B có:

 Mx = 56254,5 (Nmm) ; My = 328032,9 ; Mz = 165058,7 (Nmm)
B
Mtđ = √56254,52 + 328032,92 + 0,75 . 165058,72 = 362220,14 (Nmm)
3 362220,14
dB = √ 0,1 . 63
= 40,14 (mm)

Do tại vị trí B có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%
4
dB = 40,14 + 40,14 . = 41,76 (mm)
100
* Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp bánh răng trụ nhỏ 𝑧3 )
Từ biểu đồ mômen ta thấy :
- Với mặt cắt bên trái điểm C có:
Mx = 64907,1 (Nmm) ; My = 433037 (Nmm) ; Mz = 165058,7 (Nmm)
C
Mtđ = √64907,12 + 4330372 + 0,75 . 165058,72 = 460646,17 (Nmm)
3 460646,7
𝑑𝐶 = √ 0,1 . 63
= 41,8 (mm)

Với mặt cắt bên phải điểm C có:

Mx = 98213,5 (Nmm) ; My = 433037 ; Mz = 0 (Nmm)
C
Mtđ = √98213,52 + 4330372 + 0,75 . 02 = 444034,8 (Nmm)
3 444034,8
𝑑𝐶 = √ 0,1 . 63
= 41,3 (mm)

Do tại vị trí C có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%
4
dC = 41,3 + 41,3 . = 42,98 (mm)
100
Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) ,
khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
dA = dD = 35 (mm) ; dB = dC = 45(mm)
3.3.3. Tính cho trục III.
1. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Sơ đồ tính trục được chỉ ra như hình vẽ :
F t4

Fa4

Fr4 B C D
A z
Ft

x
y
Các lực tác dụng lên trục III gồm có :
-Mômen xoắn từ trục II truyền cho trục III , TIII = 499599,2 (Nmm)
- Lực vòng Ft4 = Ft3 = 4419 (N)
Lực vòng trên khớp nối :
2 . TII 2 . 499599,2
Ft = = = 5877,6 (N)
D 170
D = 170 – đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối
- Lực dọc trục Fa4 = Fa3 = 959,5 (N)
- Lực hướng kính Fr4 = Fr3 = 1668 (N)
- Khi rời các lực về tâm trục ta được các mômen uốn Ma4 :
dw4 243,25
Ma4 = Fa4 = 959,5. = 116699,2 (Nmm)
2 2
* Phản lực theo phương y :
∑ M(A) = 0  - R Cy .191 - Fr4 .125,5 + Ma4 = 0
− Fr4 .125,5+ Ma4 – 1688 .125,5+116699,2
 R Cy = = = - 484,9 (N)
191 191
∑F = 0  R Ay + R Cy + Fr4 = 0
 R Ay = - R Cy - Fr4 = 484,9 – 1668 = - 1183,1 (N)
* Phản lực theo phương x :
∑ M(A) = 0  -R Cx .191 - Ft .273,5 + Ft4 .125,5 = 0
−Ft . 273,5+ Ft4 .125,5 −5877,6 .273,5+ 4419 .125,5
 R Cx = =
191 191
= - 5512,8 (N)
∑F = 0  𝑅𝐴𝑥 + R Cx + Ft - Ft4 = 0
 R Ay = - R Cy - Ft + Ft4
= 5512,8 – 5877,6 + 4419 = 4054,2 (N)
Theo Mx : MA = 0 ; MB = 148479 (Nmm) ; MB = 31779,8 (Nmm)
MC = MD = 0 (Nmm)
Theo 𝑀𝑦 : MA =MD = 0 ; MB = - 508802,1 (Nmm) ; MC = 484907,7 (Nmm)
Ft 4

RAy
Fa4 Rcy

Fr4 B C D
A z
x

Ft
RA

RC

x
y
2. Tính đường kính trục.
Với dIII
sb = 45 (mm), vật liệu là thép C45 , có σ ≥ 600 MPa .Theo bảng 10.5
trang 195 – {1} : [σ] = 50 MPa .
Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức 10.17 trang 194 – {1}
3 M
d = √0,1 .tđ[σ]
Trong đó : Mtđ – mômen tương đương trên các mặt cắt. Được tính theo công thức
10.16 trang 194 – {1} ta có :
Mtđ = √Mx2 + My2 + 0,75 . Mz2
* Xét mặt cắt tại điểm B (điểm lắp bánh trụ lớn 𝑧4 ) ,
Từ biểu đồ mômen ta thấy :
- Với mặt cắt bên trái điểm B có:
Mx = 148479 (Nmm) ; My = 508802,1 (Nmm) ; 𝑀𝑧 = 0 (Nmm)
B
Mtđ = √1484792 + 508802,12 + 0,75 . 02 = 530024,14 (Nmm)
 3 530024,14
dB = √ 0,1 . 50
= 47,33 (mm)

- Với mặt cắt bên phải điểm B có:

Mx = 31779,8 (Nmm) ; My = 508802,1 (Nmm) ; Mz = 499599,2 (Nmm)
B
Mtđ = √31779,82 + 508802,12 + 0,75 . 499599,22 = 668647,18 (Nmm)
3 668647,18
dB = √ 0,1 . 50
= 51,23 (mm)

Do tại vị trí B có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%
4
dB = 51,23 + 51,23 . = 53,2 (mm)
100
* Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp ô lăn) :
Mx = 0 ; My = 484907,8 (Nmm) ; Mz = 499599,2 (Nmm)
C
Mtđ = √02 + 484907,82 + 0,75 . 499599,22 = 649873 (Nmm)
3 649873
dC = √0,1 . 50
= 50,65 (mm)

* Xét mặt cắt tại điểm D (điểm lắp khớp nối) :

Mx = 0; My = 0 ; Mz = 499599,2 (Nmm)
D
Mtđ = √02 + 02 + 0,75 . 499599,22 = 432665,6 (Nmm)
3 432665,6
dD = √ 0,1 . 50
= 44,23 (mm)

Do tại vị trí D có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4%
4
dD = 44,23 + 44,23 . = 46,2 (mm)
100
Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) ,
khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
dA = dC = 50 (mm) ; dB = 55 (mm) ; dD = 48(mm)
3.3.4. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
KÕt cÊu trôc thiÕt kÕ ®-îc ph¶i tho¶ m·n ®iÒu kiÖn:
sσ . sτ
s = ≥ [s] công thức 10.19 trang 195 – {1}
√s2σ . s2τ
Trong đó : [s] – Hệ số an toàn cho phép , [s] = 2,5... 3.
sσ , sτ - hÖ sè an toµn chØ xÐt riªng cho tr-êng hîp øng suÊt ph¸p hoÆc øng
suÊt
tiÕp t¹i tiÕt diÖn, ®-îc tÝnh theo c«ng thøc 10.11 và 10.12 trang 195 – {1} :
 σ−1 τ−1
sσ = ; sτ =
Kσ . σa + σ . σm Kτ . τa + τ . τm
Trong đó :
-1, -1: giíi h¹n mái uèn vµ xo¾n øng víi chu k× ®èi xøng. Do chän vËt liÖu
lµ
thÐp C45 nªn: -1 = 0,436. b = 0,436. 750 =327 (MPa)
-1 = 0,58. -1 = 0,58. 327 =189,7 (Mpa)

σa , σm ,τa ,τm - lµ biªn ®é vµ trÞ sè trung b×nh cña øng suÊt ph¸p vµ øng suÊt
tiÕp
t¹i tiÕt diÖn ®ang xÐt. HÖ sè ¶nh h-ëng cña øng suÊt trung b×nh,tra b¶ng 10.7
trang 197-{1} :  = 0,1 ;  = 0,05
W: m« men c¶n uèn, gi¸ trÞ tÝnh theo c«ng thøc trong b¶ng 10.6 trang 196 – {1},
víi trôc cã mét r·nh then:
π . d3 b.t1. (d− t1 )
W=
32
- 2d
øng suÊt xo¾n ®-îc coi nh- thay ®æi theo chu kú m¹ch ®éng khi trôc quay 1
chiÒu:
τmax TII
τa = τm = =
2 2Wọ
W0 : m«men c¶n xo¾n , gi¸ trÞ tÝnh theo c«ng thøc trong b¶ng 10.6
π . d3 b.t1. (d− t1 ) π . 453 14. 5,5 . (45− 5,5)
W0 =
16
- 2d
=
16
- 2.45
= 17849,5
Tại hai mặt cắt lắp bánh răng trên trục II , nhìn trên biểu đồ mômen ta thấy MIIC bên
phải là mặt cắt nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại C
Mu
+, øng suÊt uèn : 𝜎ạ =
𝑊
Với Mtđ = √Mx2 + My2 = √98213,52 + 4330372 = 444034,8 (Nmm)
π . d3 b.t1. (d− t1 )
W=
32
- 2d
(bảng 10.6 trang 196 – {1} )
Tra b¶ng 9.1a trang 173 – {1}, kÝch th-íc then : b = 14 mm, h = 9 mm, t1 = 5,5
mm
π . 453 14. 5,5 . (45− 5,5)
 W= - =8907,9
32 2.45
444034,8
σạ = = 49,85
8907,9
TII 165058,7
+,øng suÊt tiÕp : 𝜏𝑎 = 𝜏𝑚 = = = 4,62 (N/mm2)
2.W0 2. 17849,5
Theo công thức 10.25 và 10.26 trang 197 - {1}, ta có:
Kσ Kτ
εσ
+ Kx − 1 ετ
+ Kx − 1
K σdj = ; K τdj =
Ky Ky
- Víi: kx lµ hÖ sè tËp trung øng suÊt do tr¹ng th¸i bÒ mÆt, tra b¶ng10.8 trang 197 –
 {1}, (víi ®é nh½n bÒ mÆt tiÕp xóc Ra=2,5 . . 0,63 m), ta ®-îc kx=1,1
- C¸c æ l¨n l¾p trªn trôc theo k6, kÕt hîp then kh«ng t¨ng bÒn bÒ mÆt, tra
b¶ng10.9
trang 197 – {1} ta cã: ky=1,6
- Khi gia c«ng trôc cã b =750 MPa, r·nh then ®-îc c¾t b»ng dao phay ngãn ,tra
b¶ng10.12 trang 199 – {1} ta ®-îc: k = 1,88, k = 2,01 .
HÖ sè kÝch th-íc víi d = 48 mm , vËt liÖu trôc lµ thÐp cacbon, l¾p cã ®é d«i,
tra
b¶ng 10.10 :  = 0,81 ,  = 0,76
2,01
+ 1,1 − 1
0,81
 K σdj = = 1,613
1,6

1,88
+ 1,1 − 1
0,76
K τdj = = 1,609
1,6
327
 sσ = = 4,067
1,163 . 49,85 + 0,1 . 0
189,7
sτ = = 24,75
1,609 . 4,62 + 0,05 . 4,62

4,067 . 24,75
s = = 4,013 ≥ [s] = (2,5...3)
√4,0672 + 24,752
Vậy trục II đảm bảo điều kiện mỏi.V× hÖ sè an toµn [s]= 2,5 . . 3 ;do ®ã : s >
[s],
®¶m b¶o ®é bÒn mái vµ kh«ng cÇn kiÓm tra ®é cøng cña trôc.

3.3.5. Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh.

Theo công thức 10.27 trang 200 – {1} điều kiÖn trôc tho¶ m·n vÒ ®é bÒn tÜnh :
σtđ = √σ2 + 3. τ2 ≤ [σ]
Mmax Tmax
Trong ®ã : σ= ;  =
0,1 . d3 0,2 . d3
Tmax ,Mmax - Mômen xoắn lớn nhất và mômen uốn lớn nhất tại mặt cắt nguy
hiểm lúc quá tải
Tmax = T. K qt ; Mmax = Mu . K qt
[] = 0,8.ch = 0,8.450 = 360 MPa
1. Kiểm nghiệm cho trục I.
Từ biểu đồ mômen ta thấy nặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có:
Mx =31546,4 (Nmm) ; My = 116140,5 (Nmm)
 Mmax = K qt . MuC = 1.√31546,42 + 116140,52 = 120348,6 (Nmm)
Với dC = 30(mm) ,thay vào ta được :
Mmax 120348,6
σ= = = 44,57 (N/mm2)
0,1 . d3 0,1 . 303
 64637,9
 = = 11,97 (N/mm2)
0,2 . 303
 σtđ = √44,572 + 3 .11,972 = 49,16 (MPa) < [] = 360 (MPa)
Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
2. Kiểm nghiệm cho trục II.
Từ biểu đồ mômen ta thấy nặt cắt nguy hiểm của trục II là vị trí C bên trái có:
Mx = 98213,5 (Nmm) ; My = 433037 (Nmm)
 Mmax = K qt . MuC = 1.√98213,52 + 4330372 = 444034,8 (Nmm)
Với dC = 48 (mm) ,thay vào ta được :
Mmax 444034,8
σ= = = 48,73 (N/mm2)
d3
0,1 . 0,1 . 453
165058,7
 = = 9,06 (N/mm2)
0,2 . 453
 σtđ = √48,732 + 3 .9,062 = 51,19 (MPa) < [] = 360 (MPa)
Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
3. Kiểm nghiệm cho trục III.
Từ biểu đồ mômen ta thấy nặt cắt nguy hiểm của trục III là vị trí bên trái B có:
Mx =148479 (Nmm) ; My = 508802,1 (Nmm)
 Mmax = K qt . MuC = 1.√1484792 + 508802,12 = 530024 (Nmm)
Với dB = 52 (mm) ,thay vào ta được :
530024
σ= = 31,86 (N/mm2)
0,1 .553
499599,2
 = = 15,01 (N/mm2)
0,2 . 553
 σtđ = √31,862 + 3 .15,012 = 41,12 (MPa) < [] = 360 (MPa)
Vậy trục III đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Phần 4 : Tính toán chọn then

Mèi ghÐp then vµ then hoa ®-îc dïng ®Ó truyÒn m«men xo¾n tõ trôc ®Õn c¸c chi
tiÕt
l¾p trªn trôc hoÆc ng-îc l¹i .Mèi ghÐp then ®¬n gi¶n vÒ chÕ t¹o vµ l¾p ghÐp nªn
®-îc
dïng réng r·i, vµ then ®-îc dïng nhiÒu nhÊt lµ then b»ng. So víi mèi ghÐp then,mèi
ghÐp then hoa ®¶m b¶o cho c¸c chi tiÕt l¾p trªn trôc cã ®é ®ång t©m tèt h¬n, kh¶
n¨ng t¶i
vµ ®é tin cËy lµm viÖc cao h¬n, nhÊt lµ khi mèi ghÐp chÞu t¶i träng thay ®æi vµ t¶i
träng
va ®Ëp .Trong qu¸ tr×nh lµm viÖc, mèi ghÐp then vµ then hoa cã thÓ bÞ háng do dËp
bÒ
 mÆt lµm viÖc, ngoµi ra then cã thÓ bÞ háng do bÞ c¾t , mèi ghÐp then hoa cã thÓ
háng do bÞ
mßn bÒ mÆt lµm viÖc .Ta chñ yÕu chän then b»ng ®Ó l¾p ghÐp v× then b»ng ®·
®-îc tiªu
chuÈn ho¸, ta chØ việc chän then theo ®­êng kÝnh trôc. Sau ®ã kiÓm tra ®iÒu kiÖn
bÒn dËp
vµ ®iÒu kiÖn bÒn c¾t cña then.
4.1. Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục I.
Víi ®-êng kÝnh trôc l¾p then d = 24 (mm), ta chän then b»ng vµ tra b¶ng 9.1a
trang 173 - {1} ta cã c¸c kÝch th-íc nh- sau: b = 8 mm, h = 7 mm, t1 =4 mm.
t2 =2,8 mm ; bán kính góc lượn : nhỏ nhất : 0,16 và lớn nhất : 0,25
ChiÒu dµi then t¹i tiÕt diÖn (chøa b¸nh r¨ng c«n nhávà bánh đai) :
lt1 =(0,8 . . 0,9).lm12 =(0,8 . . 0,9). 40 = (32 . . 36) mm, chän lt1=32 mm.
KiÓm nghiÖm ®é bÒn dËp vµ ®é bÒn c¾t cña then :
Theo công thức 9.1trang 173 – {1} ta có :
2 . TI 2 . 64637,9
σd = = = 56,11 (MPa)
[ d .lt .( h− t1 )] [ 24 .32 .( 7− 4)]
Theo công thức 9.2 trang 173 – {1} ta có :
2 . TI 2 . 64637,9
τc = = = 21,04 (MPa)
[ d .lt .b] [ 24 .32 .8]
Víi: t¶i träng va ®Ëp nhÑ, d¹ng l¾p cè ®Þnh, tra b¶ng 9.5 trang 178 - {1} ta cã
øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t cho phÐp cña then : [σd ] = 100 MPa
[τc ] = 40 . . 60 MPa . Nh- vËy :  <[σd ]vµ  < [𝜏𝑐 ]
Kết luận : mèi ghÐp then tho¶ m·n c¶ ®iÒu kiÖn dËp vµ ®iÒu kiÖn c¾t, do ®ã
then lµm viÖc ®ñ bÒn.
4.2. Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II.
Víi ®-êng kÝnh trôc l¾p then d = 45 (mm) ,ta chän then b»ng vµ tra b¶ng 9.1a
trang 173 - {1} ta cã c¸c kÝch th-íc nh- sau : b = 14 mm, h = 9 mm,
t1 =5,5 mm ; t2 =3,8 mm ; bán kính góc lượn : nhỏ nhất : 0,25 và lớn nhất : 0,4
ChiÒu dµi then t¹i tiÕt diÖn (chøa b¸nh r¨ng côn lớn và bánh răng trụ nhỏ) :
lt2 =(0,8 . . 0,9).lm22 =(0,8 . . 0,9). 50 = (40 . . 45) mm, chän lt2=40 mm.
KiÓm nghiÖm ®é bÒn dËp vµ ®é bÒn c¾t cña then :
Theo công thức 9.1trang 173 – {1} ta có :
2 . TII 2 . 165058,7
σd = = = 52,4 (MPa)
[ d .lt .( h− t1 )] [ 45 .40 .( 9− 5,5)]
Theo công thức 9.2 trang 173 – {1} ta có :
2 . TII 2 . 165058,7
τc = = = 13,1 (MPa)
[ d .lt .b] [ 45 .40 .14]

Víi t¶i träng va ®Ëp nhÑ, d¹ng l¾p cè ®Þnh, tra b¶ng 9.5 trang 178 - {1} ta cã
øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t cho phÐp cña then : [σd ] = 100 (MPa)
[τc ] = 40 . . 60 (MPa ). Nh- vËy :  <[𝜎𝑑 ] vµ  < [𝜏𝑐 ]
 Kết luận : mèi ghÐp then tho¶ m·n c¶ ®iÒu kiÖn dËp vµ ®iÒu kiÖn c¾t, do ®ã
then lµm viÖc ®ñ bÒn.
4.3. Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục III.
- Víi ®-êng kÝnh trôc l¾p then d = 55 (mm), ta chän then b»ng vµ tra b¶ng 9.1a
trang 173 - {1} ta cã c¸c kÝch th-íc nh- sau : b = 16 mm, h = 10 mm,
t1 =6 mm ; t2 =4,3 mm ; bán kính góc lượn: nhỏ nhất :0,25 và lớn nhất : 0,4
ChiÒu dµi then t¹i tiÕt diÖn (chøa b¸nh r¨ng trụ lớn) :
lt3 =(0,8 . . 0,9).lm33 =(0,8 . . 0,9). 60 = (48 . . 54) mm, chän lt3=50 mm.
KiÓm nghiÖm ®é bÒn dËp vµ ®é bÒn c¾t cña then :
Theo công thức 9.1trang 173 – {1} ta có :
2 . TIII 2 . 499599,2
σd = = = 90,84 (MPa)
[ d .lt .( h− t1 )] [ 55 .50 .( 10− 6)]
Theo công thức 9.2 trang 173 – {1} ta có :
2 . TIII 2 . 499599,2
τc = = = 22,71 (MPa)
[ d .lt .b] [ 55 .50 .16]
Víi t¶i träng va ®Ëp nhÑ, d¹ng l¾p cè ®Þnh, tra b¶ng 9.5 trang 178 - {1} ta cã
øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t cho phÐp cña then : [σd ] = 100 (MPa)
[τc ] = 40 . . 60 (MPa ). Nh- vËy :  <[𝜎𝑑 ] vµ  < [τc ]
Kết luận : mèi ghÐp then tho¶ m·n c¶ ®iÒu kiÖn dËp vµ ®iÒu kiÖn c¾t, do ®ã
then
làm việc đủ bền .
- Víi ®-êng kÝnh trôc l¾p then d = 48 (mm) ,ta chän then b»ng vµ tra b¶ng 9.1a
trang 173 – {1} ta cã c¸c kÝch th-íc nh- sau : b = 14 mm, h = 9 mm,
t1 =5,5 mm ; t2 =3,8 mm ; bán kính góc lượn : nhỏ nhất :0,25 và lớn nhất : 0,4
ChiÒu dµi then t¹i tiÕt diÖn d3(chøa b¸nh r¨ng trụ lớn) :
lt4 =(0,8 . . 0,9).lm32 =(0,8 . . 0,9). 70 = (56 . . 63) mm, chän lt4=63 mm.
KiÓm nghiÖm ®é bÒn dËp vµ ®é bÒn c¾t cña then :
Theo công thức 9.1trang 173 – {1} ta có :
2 . TIII 2 . 499599,2
σd = = = 94,41(MPa)
[ d .lt .( h− t1 )] [ 48 .63 .( 9− 5,5)]
Theo công thức 9.2 trang 173 – {1} ta có :
2 . TIII 2 . 499599,2
τc = = = 23,6 (MPa)
[ d .lt .b] [ 48 .63 .14]
Víi t¶i träng va ®Ëp nhÑ, d¹ng l¾p cè ®Þnh, tra b¶ng 9.5 trang 178 - {1} ta cã:
øng suÊt dËp vµ øng suÊt c¾t cho phÐp cña then : [σd ] = 100 (MPa)
[τc ] = 40 . . 60 (MPa ). Nh- vËy :  <[𝜎𝑑 ] vµ  < [τc ]
Kết luận : mèi ghÐp then tho¶ m·n c¶ ®iÒu kiÖn dËp vµ ®iÒu kiÖn c¾t, do ®ã
then lµm
viÖc ®ñ bÒn.

Phần 5 : Tính toán chọn ổ trục

5.1. Chỉ dẫn chung về tính chọn ổ lăn.

 Có kết quả cấu tạo là bộ truyền bánh răng côn trụ hai cấp . Do có yêu cầu cao về
độ cứng vững của ổ nên ta dùng ổ đũa côn cho cả 3 trục, vì giá thành ổ đắt hơn không
nhiều so với ô bi đỡ và có độ cứng vững cao, đảm bảo được độ chính xác vị trí tương
đối giữa các trục lên chi tiết quay trên trục .
Chọn cấp chính xác ổ lăn : 0
Ổ lăn được chọn theo hai chỉ tiêu :
- Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc .
- Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư .
Do ổ làm việc có số vòng quay khá lớn nên ta chọn ổ theo cả hai khả năng tải
động và tải tĩnh .
* Khả năng tải động Cđ được tính theo công thức 11.1 trang 213 – {1} :
𝑚
𝐶đ = Q . √𝐿
Trong đó :
Q – tải trọng động quy ước ,kN
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay .
m – bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, đối với ổ đũa m = 10/3 .
Lh – tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, đối với hộp giảm tốc Lh =(10…20).103 giờ
Xác định tải trọng động quy ước theo công thức 11.3 trang 214 – {1} :
Q = (X.V.Fr + Y. Fa ). k t . k đ
Fa , Fr – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục .
V – hệ số kể đến vòng quay ,V = 1
k t - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k t = 1 khi nhiệt độ 𝜃 = 1000 C
k đ – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, bảng 11.3 trang 215 – {1} , với tải
trọng va đập nhẹ k đ = (1…1,2) vì hộp giảm tốc công suất nhỏ nên chọn k đ = 1
X,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
* Khả năng tải tĩnh được tính theo công thức 11.19 trang 221 – {1} :
𝑄𝑡 = X 0 . Fr + Y0 . Fa
Trong đó :
X 0 ,Y0 – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trong dọc trục, theo
bảng 11.6 trang 221 – {1} với X 0 = 0,5 ; Y0 = 0,22cotg𝛼
5.2. Chọn ổ lăn cho tổng trục.
5.2.1.Tính chọn ổ cho trục I.
Các lực tác dụng lên ổ :
- Tại gối B : R Bx = 1451,8 (N) ; R By = 1394,4 (N)
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
FrB = √R2Bx + R2By = √1451,82 + 1394,42 = 2012,9 (N)
- Tại gối C : R Cx = 3295,3 (N) ; R Cy = 225,6 (N)
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
 FrC = √R2Cx + R2Cy = √3295,32 + 225,62 = 3303 (N)
Tải trọng dọc trục : Fa1 = 231,7 (N)
Do yªu cÇu ®é cøng cao, ®¶m b¶o ®é chÝnh x¸c gi÷a vÞ trÝ trôc vµ b¸nh r¨ng
c«n
chän æ ®òa c«n 1 d·y .Tra tra b¶ng P.2.11 trang 261 –{1}, dùa vµo ®-êng kÝnh
ngâng trôc d = 30 mm, ta chä : s¬ bé æ ®òa c«n cì nhẹ có kí hiệu và thông số sau.
Ký hiÖu 7206 cã : C = 29,8 kN, C0= 22,3 kN,  = 13,670 .
1. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
- Tính lực dọc trục theo công thức 11.7 trang 217 – {1} ta có :
FS = 0,83.e. Fr
Với e = 1,5 tg𝛼 = 1,5 . tg13,670 = 0,364
 FSB = 0,83 .0,364 . FrB = 0,83 .0,364 .2012,9 = 608,1 (N)
FSC = 0,83 .0,364 . FrC = 0,83 .0,364 . 3303 = 997,9 (N)
Lực dọc tác dụng lên ổ :
∑ FaB = FSC + Fa1 = 997,9 + 231,7 = 1229,6 (N)
∑ FaC = FSB - Fa1 = 608,1 - 231,7 = 376,4 (N)
Ta thấy :
∑ FaB = 1229,6 (N) > FSB = 608,1 (N) ; Lấy FaB = 1229,6 (N)
∑ FaC = 376,4 (N) < FSC = 997,9 (N) ; Lấy FSC = 997,9 (N)
Xác định hệ số X , Y có kết quả :
FaB 1229,6
= = 0,61 > e = 0,364
V . FrB 1 . 2012,9
X B = 0,4 ; YB =0,4 .cotg𝛼 = 0,4 .cotg13,670 = 1,64
FaC 376,4
= = 0,114 < e = 0,364
V . FrC 1 . 3303
X C = 1 ; YC = 0
Theo công thức 11.3 trang 214 – {1} kết quả tải trọng quy ước tại ổ B và C :
Q B = ( X B .V.FrB + YB . FaB ). k t . k đ
= (0,4 .1 .2012,9 + 1,64 .1229,6) . 1.1 = 2821,7 (N)
Q C = ( X C .V.FrC + YC . FaC ). k t . k đ
= (1 .1 .3303 + 0 .376,4) .1 .1 = 3303 (N)
Ta thấy : Q C > Q B nên chọn Q C để tính cho ổ C .
m Q01 m Lh1 Q02 m Lh2 Q03 m Lh3
Q = Q C . √( ) . + ( ) . + ( ) .
Q01 Lh Q01 Lh Q01 Lh
10
3 10 10 10
T 3 0,6T 3 0,4T 3
= 3303. √( ) .0,2 + ( ) .0,4 + ( ) . 0,4 = 2279,1 (N)
T T T
m
C đ = Q . √L
60 . nI . Lhi 60 . 1035,7 . 12000
Với L = = = 745,7
106 106
10

 Cđ = 2279,1 . √745,7 =16610,98 (N) = 16,6(kN) < C = 29,8 (kN)

3
 Vậy kiểu ổ 7206 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động .
2. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 (vg/p), tiến hành
chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư , theo công thức 11.18
trang 221 – {1} ta có : Q t ≤ C0
Với C0 – khả năng tải tĩnh, cho tương ứng các bảng tiêu chuẩn ổ lăn , phụ thuộc
vào loại ổ và cỡ ổ .
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định theo công thức 11.19 trang 221 – {1} :
Q t = X 0 . Fr + Y0 . Fa
 Q t = 0,5 .3303 + 0,22 . cotg13,670 .231,7 = 1861,1 (N)
Q t = 1,8 (kN) < C0 = 27,5 (kN)
Vậy kiểu ổ 7206 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh .
- Kích thước ổ :

d D D1 d1 B C1
Kiểu ổ mm mm mm mm mm mm

7206 30 62 50,6 45,6 16 14

T r r1 α C Co
Kiểu ổ mm mm mm độ kN kN

7206 17,25 1,5 0,5 13,67 29,80 22,30

5.2.2.Tính chọn ổ cho trục II.

Các lực tác dụng lên ổ :
- Tại gối A : R Ax = 4126,2 (N) ; R Ay = 43,6 (N)
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
FrA = √R2Ax + R2Ay = √4126,22 + 43,62 = 4126,4 (N)
- Tại gối C : R Dx = 2136,3 (N) ; R Dy = 1499,9 (N)
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
FrD = √R2Dx + R2Dy = √2136,32 + 1499,92 = 2610,3 (N)
Tổng tải trọng dọc trục : Fat = Fa3 - Fa2 = 959,5 – 629,7 = 329,8 (N)
Tra tra b¶ng P.2.11 trang 261 –{1} ,dùa vµo ®-êng kÝnh ngâng trôc d = 35 mm,
ta chän s¬ bé æ ®òa c«n cì nhẹ có kí hiệu và thông số sau. Ký hiÖu 7207 cã :
C = 35,2 kN, C0= 26,3 kN,  = 13,830 .
1. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
- Tính lực dọc trục theo công thức 11.7 trang 217 – {1} ta có :
FS = 0,83.e. Fr
Với e = 1,5 tg𝛼 = 1,5 . tg13,830 = 0,369
  FSA = 0,83 .0,369 . FrA = 0,83 .0,369 .4126,4 = 1263,8 (N)
FSD = 0,83 .0,369 . FrD = 0,83 .0,369 .2610,3 = 799,5 (N)
Lực dọc tác dụng lên ổ :
∑ FaA = FSA - Fat = 1263,8 – 329,8 = 934 (N)
∑ FaD = FSA + Fat = 799,2 + 329,8 = 1129 (N)
Ta thấy :
∑ FaA = 934 (N) < FSA = 1263,8 (N) ; Lấy FSA =1263,8 (N)
∑ FaD = 1129 (N) > FSC = 799,5 (N) ; Lấy FaD = 1129 (N)
Xác định hệ số X , Y có kết quả :
FSA 1263,8
= = 0,306 < e = 0,369
V . FrA 1 . 4164,4
X A = 1 ; YA = 0
FaD 1129
= = 0,433 > e = 0,369
V . FrD 1 . 2610,3
X D = 0,4 ; YD =0,4 .cotg𝛼 = 0,4 .cotg13,830 = 1,62
Theo công thức 11.3 trang 214 – {1} kết quả tải trọng quy ước tại ổ A và D :
Q A = ( X A .V.FrA + YA . FaA ). k t . k đ
= (1 .1 .4126,4 + 0 .934) . 1.1 = 4126,4 (N)
Q D = ( X D .V.FrD + YD . FaD ). k t . k đ
= (0,4 .1 .2610,3 + 1,62 .1129) .1 .1 = 2873,1 (N)
Ta thấy : Q A > Q D nên chọn Q A để tính cho ổ A .
m Q01 m Lh1 Q02 m Lh2 Q03 m Lh3
Q = Q A . √( ) . + ( ) . + ( ) .
Q01 Lh Q01 Lh Q01 Lh
10
3 10 10 10
T 3 0,6T 3 0,4T 3
= 4126,4 . √( ) .0,2 + ( ) .0,4 + ( ) . 0,4 = 2847,2 (N)
T T T
m
C đ = Q . √L
60 . nII . Lhi 60 . 383,6 . 12000
Với L = = = 276,2
106 106
10
 Cđ = 2847,2 . 3√276,2 =15399,9 (N) = 15,39 (kN) < C = 42,4 (kN)
Vậy kiểu ổ 7208 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động .
2. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 (vg/p) ,
tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư , theo công
thức 11.18 trang 221 – {1} ta có :
Q t ≤ C0
Với C0 – khả năng tải tĩnh , cho tương ứng các bảng tiêu chuẩn ổ lăn , phụ
thuộc vào loại ổ và cỡ ổ .
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định theo công thức 11.19 trang 221 – {1} :
Q t = X 0 . Fr + Y0 . Fa
 Q t = 0,5 .4126,4 + 0,22 . cotg13,830 .329,8 = 2357,9 (N)
 Q t = 2,35 (kN) < C0 = 32,7 (kN)
Vậy kiểu ổ 7207 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh .
- Kích thước ổ :

d D D1 d1 B C1
Kiểu ổ mm mm mm mm mm mm

7207 35 72 59 52,7 17 15

T r r1 α C Co
Kiểu ổ mm mm mm độ kN kN

7207 18,25 2 0,8 13,83 35,20 26,30

5.2.3.Tính chọn ổ cho trục III.

Các lực tác dụng lên ổ :
- Tại gối A : R Ax = 4054,2 (N) ; R Ay = 1183,1 (N)
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
FrA = √R2Ax + R2Ay = √4054,22 + 1183,12 = 4223,3 (N)
- Tại gối C : 𝑅𝐶𝑥 = 5512,8 (N) ; 𝑅𝐶𝑦 = 484,9 (N)
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
FrC = √R2Cx + R2Cy = √5512,82 + 484,92 = 5534 (N)
Tổng tải trọng dọc trục : Fa4 = 959,5 (N)
Tra tra b¶ng P.2.11 trang 261 –{1} ,dùa vµo ®-êng kÝnh ngâng trôc d = 50 mm,
ta chän s¬ bé æ ®òa c«n cì nhẹ có kí hiệu và thông số sau. Ký hiÖu 7210 cã :
C = 52,9 kN, C0= 40,6 kN,  = 140 .
1. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
- Tính lực dọc trục theo công thức 11.7 trang 217 – {1} ta có :
FS = 0,83.e. Fr

Với e = 1,5 tg𝛼 = 1,5 . tg140 = 0,374

 FSA = 0,83 .0,374 . FrA = 0,83 .0,374 .4223,3 = 1310,9 (N)
FSC = 0,83 .0,374 . FrC = 0,83 .0,374 .5534 = 1717,9 (N)
Lực dọc tác dụng lên ổ :
∑ FaA = FSA + Fa4 = 1310,9 + 959,5 = 2270,4 (N)
∑ FaC = FSC - Fa4 = 1717,9 – 959,5 = 758,4 (N)
Ta thấy :
∑ FaA = 2270,4 (N) > FSA = 1310,9 (N) ; Lấy FaA =2270,4 (N)
∑ FaC = 758,4 (N) < FSC = 1717,9 (N) ; Lấy FSC =1717,9 (N)
Xác định hệ số X , Y có kết quả :
 FaA 2270,4
= = 0,538 > e = 0,374
V . FrA 1 . 4223,3
X A = 0,4 ; YA =0,4 .cotg𝛼 = 0,4 .cotg140 = 1,6
FSC 1717,9
= = 0,31 < e = 0,374
V . FrC 1 .5534
X C = 1 ; YC = 0
Theo công thức 11.3 trang 214 – {1} kết quả tải trọng quy ước tại ổ A và C :
Q A = ( X A .V.FrA + YA . FaA ). k t . k đ
= (0,4 .1 .4223,3 + 1,6 .2270,4) . 1.1 = 5321,9 (N)
Q C = ( X C .V.FrC + YC . FSC ). k t . k đ
= (1 .1 .5334 + 0 .1717,9) .1 .1 = 5534 (N)
Ta thấy : Q C > Q A nên chọn Q C để tính cho ổ C .
m Q01 m Lh1 Q02 m Lh2 Q03 m Lh3
Q = Q C . √( ) . + ( ) . + ( ) .
Q01 Lh Q01 Lh Q01 Lh
10
3 10 10 10
T 3 0,6T 3 0,4T 3
= 5534. √( ) .0,2 + ( ) .0,4 + ( ) . 0,4 = 3818,5 (N)
T T T
m
C đ = Q . √L
60 . nIII . Lhi 60 . 121 . 12000
Với L = = = 87,12
106 106
10
 Cđ = 3818,5 . √87,12 = 14605,3 (N) = 14,6 (kN) < C = 52,9 (kN)
3

Vậy kiểu ổ 7210 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động .
2. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 (vg/p) ,
tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo công
thức 11.18 trang 221 – {1} ta có :
Q t ≤ C0
Với C0 – khả năng tải tĩnh , cho tương ứng các bảng tiêu chuẩn ổ lăn , phụ
thuộc vào loại ổ và cỡ ổ .
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định theo công thức 11.19 trang 221 – {1} :
Q t = X 0 . Fr + Y0 . Fa
 Q t = 0,5 .5534 + 0,22 . cotg140 .959,5 = 3613,6 (N)
Q t = 3,61 (kN) < C0 = 40,6 (kN)
Vậy kiểu ổ 7210 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh .
- Kích thước ổ :

d D D1 d1 B C1
Kiểu ổ mm mm mm mm mm mm

7210 50 90 77 68,4 20 17
 T r r1 α C Co
Kiểu ổ mm mm mm độ kN kN

7210 21,75 2 0,8 14,00 52,90 40,60

Phần 6 : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

6.1. Tính kết cấu của vỏ hộp.

Vá hép cña hép gi¶m tèc cã nhiÖm vô ®¶m b¶o vÞ trÝ t-¬ng ®èi gi÷a c¸c chi tiÕt
vµ bé
phËn m¸y, tiÕp nhËn t¶i träng do c¸c chi tiÕt l¾p trªn vá truyÒn tíi , ®ùng dÇu b«i
tr¬n,
b¶o vÖ c¸c chi tiÕt máy tr¸nh bôi bÆm. ChØ tiªu c¬ b¶n cña hép gi¶m tèc lµ ®é cøng
cao
vµ khèi l-îng nhá, v× vËy vËt liÖu nªn dïng cña hép gi¶m tèc lµ GX15-32.
6.2. Thiết kế vỏ hộp: Theo bảng 18.1 trang 85 – {1} ta có :
6.2.1.Chiều dày thân hộp.
 = 0,03.a + 3 = 0,03.160 + 3 = 7,8 (mm) . Lấy  = 9 (mm)

6.2.2.Chiều dày nắp bích (nắp hộp) .

1 = 0,9.  = 0,9. 9 = 8,1 (mm) . Lấy 1 = 8 (mm)
6.2.3.Gân tang cứng.
- Chiều dày : e =(0,8  1)9 = 7,2  9, chän e = 8 (mm)
- Chiều cao : h < 5. = 45 (mm) < 58 (mm)
- Độ dốc : 20
6.2.4. Đường kính bulông.
- Bulông nền: d1 = 0,04.a +10 = 0,04. 160 + 10 =16,4 (mm) > 12 (mm)
Chọn d1= M16
- Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7  0,8).d1 = (0,7  0,8).16,4 = (11,5  13,1)
Chän d2 = M12
- Bulông lắp ghép bích và thân:
d3 = (0,8  0,9).d2 = (0,8  0,9).12 = (9,6  10,8) . Chän d3 =M10
- Bulông lắp ổ:
d4 = (0,6  0,7) d2 = (0,6  0,7).12 = (7,2  8,4) . Chän d4 = M8
- Bulông ghép lắp cửa thăm:
d5 = (0,5  0,6).d2 = (0,5  0,6).12 = (6 7,2) . Chän d5 = M6

6.2.5.Mặt bích ghép nắp và thân.

- Chiều dày bích thân hộp:
S3 = (1,4  1,8).d3 = (1,4  1,8).10 = (14  18) . Chän S3 = 18 (mm)
- ChiÒu dµy bÝch n¾p hép:
S4 = ( 0,9  1) S3 = ( 0,9  1).18 = ( 16,2  18) . Chọn S4 = 18 (mm)
 - BÒ réng bÝch n¾p hép và thân:
k3 = k2 - ( 35 ) mm = 40 - ( 35 ) = (37  35) . Lấy k3 = 37 (mm)
6.2.6.Kích thước gối trục.
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:
k2=E2+ R2 + (35) =20 +15 + (35) = (38  40) . Lấy k2=40 (mm)
Với : E2 = 1,6.d2 = 1,6 . 12 = 19,2 (mm) .Lấy E2 = 20 (mm)
R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 12 = 15,6 (mm) .Lấy R2 = 15 (mm)
- Khoảng cánh từ tâm bulông đến mét lỗ : k ≥ 1,2 . d2= 1,2.12 =14,4 (mm) .
Lấy k= 15(mm)
6.2.7. Mặt đế hộp.
- Chiều dày khi không có phần lồi:
S1 = (1,3  1,5) .d1 = (1,3  1,5).16,4 = (21,3  24,6) , Chọn S1 = 24(mm)
- Chiều dày khi có phần lồi:
S1 = (1,4  1,7) .d1 = (1,4  1,7).16,4 = (22,96  27,9) . Chọn S1 = 26 (mm)
S2 = (1 1,1). d1 S1 = (16,4  18,04) . Chọn S2 = 18 (mm)
- Bề rộng mặt đế: k1 = 3 .d1 = 49,2 (mm)
q ≥ k1 + 2. = 49,2 + 2.8 = 65,2 (mm)
6.2.8. Khe hở giữa các chi tiết.
- Giữa bánh răng với thành hộp:
  (1  1,2) . = (1  1,2). 9 = (9  10,8) . Lấy  = 9 (mm)
- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:
1  (3  5). =(3  5).9 = (27  45) . Lấy 1 = 27(mm)
- Giữa hai bánh răng với nhau: 2   = 9 (mm)
6.2.9. Sè l-îng bul«ng nÒn Z.
𝐿+𝐵
Z=
(200÷300)
Trong đó : Tính sơ bộ ta được:
dae2 da4
L = (lm13 + lm12).0,5 + l13+l12+ + aw + + 2. + k3
2 2
222,5 243,25
= (40 + 40).0,5 + 143 + 64,5 + + 160 + + 2.10 + 37
2 2
= 697,38 (mm)
B = (lm32 + T).0,5 + l33 = (70 + 21,75). 0,5 + 273,5 = 319,38 (mm)
697,38 + 319,38
 Z= =(5,08 ÷ 3,39) . Lấy Z = 6
(200÷300)
6.2.10. Bulông vòng .
Bulông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp
ghép. Theo bảng 18.3b trang 89 – {2} có kết quả khối lượng gần đúng của hộp
giảm tốc .Với : 𝑅𝑒 = 118,65 (mm) , a = 160 (mm)  Q = 180 (kG)
Theo bảng 18.3a trang 89 – {2} :

Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1
M10 45 25 10 25 15 22 8

h2 l  18 f b c x r r1 r2
 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4

6.2.11. Chốt định vị .

Để đảm bảo vị trí nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp
ghép ta dùng 2 chốt định vị. Để dễ dàng tháo và lắp ghép ta dùng 2 chốt hình
côn.Theo bảng 18.4a trang 90-{2}, kích thước của chốt được chọn như sau:
d = 8 (mm) ; c = 1,2 (mm) ; l = 40 (mm)
6.2.12.Cửa thăm.
Để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp.
Do đó phải làm cửa thăm dầu trên đỉnh hộp đậy bằng nắp, trên nắp có nút
thông
hơi, chọn theo bảng 18.5 trang 92-{2} :

A B A1 B1 C C1 K R VÝt Sè l-îng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4

6.2.13. Nút thông hơi.

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên làm tăng áp suất và để tránh gây
tổn công suất, nút thông hơi được lắp trên nắp thăm, theo bảng 18.6 trang 93-
{2} ta có :

A B C D E G H I
M27x2 15 30 15 45 36 32 6

K L M N O P Q R S
4 10 8 22 6 32 18 36 32

6.2.14. Nút tháo dầu.

Theo bảng 18.7 trang 93-{2}, chọn nút tháo dầu hình trụ :

d b m f L c q D S Do
M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6

6.2.15. Vßng phít.

Trªn trôc vµo vµ trôc ra ph¶i dïng vßng phít ®Ó cïng víi n¾p æ che kÝn æ l¨n.
C¸c
kÝch th-íc tra theo b¶ng 15-17 trang50 – {2} nh- sau :

VÞ trÝ d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm)

Trôc I 25 26 24 38 6 4,3 9
Trôc III 50 51,5 49 69 9 6,5 12

6.2.16. Nắp ổ.
 C¨n cø vµo b¶ng18.2 trang 88 – {2} ta cã: B¶ng kÝch thước n¾p æ.

VÞ trÝ D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) Sè l-îng

Trôc I 62 75 90 52 M6 4
Trôc II 72 90 115 65 M8 6
Trôc III 90 110 135 85 M8 6

6.2.17. KÕt cÊu cèc lãt.

Cèc lãt dïng ®Ó ®ì æ l¨n, t¹o thuËn lîi cho viÖc l¾p ghÐp vµ ®iÒu chØnh bé
phËn æ
còng nh- ®iÒu chØnh sù ¨n khíp cña cÆp b¸nh r¨ng c«n, cèc lãt lµm b»ng gang
GX15 – 32.
6.2.18. Que th¨m dÇu.
H×nh d¸ng vµ kÝch th-íc nh- h×nh vÏ:
3

12

18
5
6

12 9 6
30
6.3. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
6.3.1. B«i tr¬n b¸nh r¨ng trong hép gi¶m tèc:
Trong phÇn thiÕt kÕ b¸nh r¨ng, ®iÒu kiÖn b«i tr¬n d22/d21 = 1,1 . . 1,3 ®· ®-îc
tho¶
m·n v× vËy ta chän ph-¬ng ph¸p b«i tr¬n b»ng dÇu. LÊy møc cao nhÊt trong hép
gi¶m tèc ngËp hÕt chiÒu réng b¸nh r¨ng c«n lín, møc thÊp nhÊt ngËp ®Ønh r¨ng
b¸nh
r¨ng c«n lín .Để kiểm tra mức dầu trong hộ, đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ
truyền của hộp giảm tốc với vận tốc 2,5…5(m/s) . Theo bảng 18.11 trang 100 – {2}
dùng dầu nhớt ở t o = 500 C có độ nhớt là 186 . Theo bảng 18.13 trang 101 – {2}: với
dầu AK15 . Độ nhớt ≥ 135. Khối lượng riêng ở 200 C là 0,886…0,926 (g/cm3 ) .
6.3.2. B«i tr¬n æ l¨n.
Tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng mỡ.
6.3.3. L¾p b¸nh r¨ng lªn trôc vµ ®iÒu chØnh sù ¨n khíp.
§Ó l¾p b¸nh r¨ng lªn trôc ta dïng mèi ghÐp then vµ chän kiÓu l¾p lµ H7/k6
v× nã chÞu t¶i võa vµ va ®Ëp nhÑ.
6.3.4. Điều chỉnh sự ăn khớp.
§Ó ®iÒu chØnh sù ¨n khíp cña hép gi¶m tèc b¸nh r¨ng trô nµy ta chän chiÒu
réng b¸nh r¨ng nhá t¨ng lªn 10 % so víi chiÒu réng b¸nh r¨ng lín.
6.4. Bảng thông kê các kiểu lắp và dung sai và các đặc tính kỹ thuật
của hộp giảm tốc.
6.4.1. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai.

Sai lệch giới hạn, 𝜇m

STT Mối ghép giữa Trục KTDN Kiểu lắp Lỗ Trục
các chi tiết ES EI es ei
1 ∅30 ∅30k6 - - +18 +2
1 Vòng trong ổ 2 ∅35 ∅35k6 - - +18 +2
trục với trục 3 ∅50 ∅50k6 - - +18 +2
1 ∅62 ∅62H7 +30 0 - -
2 Vòng ngoài ổ 2 ∅72 ∅72H7 +30 0 - -
với vỏ hộp 3 ∅90 ∅90H7 +30 0 - -

1 ∅24 ∅24H7/k6 +21 0 +15 +2

Bánh răng với 2 ∅45 ∅45H7/k6 +25 0 +18 +2
3 trục 3 ∅45 ∅45H7/k6 +25 0 +18 +2
4 ∅55 ∅55H7/k6 +30 0 +21 +2

6.4.2. Các đặc tính kỹ thuật của hộp giảm tốc .

1, Mô men xoắn trục vào : 24434,83 (Nmm) ; 24,434 (Nm)
2, Mô men xoắn trục ra : 499599,2 (Nmm) ; 499,599 (Nm)
3, Tốc độ trục vào :2900 (v/p)
4, Tỉ số truyền : 23,97
5, Trọng lượng :180 (kG)
6, Kích thước LxWxH : (Đo trực tiếp trên bản vẽ lắp với tỉ lệ 1:1)
 Mục lục

Trang
Lời nói đầu 1
Đề tài môn học 2
Phần 1 . Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền
1.1.Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ và chọn động cơ điện 3
1.2.Phân phối tỉ số truyền 6
1.3.Xác định các thông số động học và lực của các trục 7
Phần 2 . Tính toán thiết kế các bộ truyền
2.1.Thiết kế bộ truyền đai 8
2.2.Thiết kế bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh 14
2.3.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ – răng nghiêng cấp chậm 25
2.4.Chọn khớp nối 35
Phần 3 . Tính toán thiết kế trục
3.1.Chọn vật liệu 36
3.2.Tính toán thiết kế trục 36
3.3.Xác định đường kính và chiều dài các trục 38
Phần 4 . Tính toán chọn then
4.1.Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then trên các trục I 52
4.2.Tính toán và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục II 52
4.3.Tính toán và kiểm nghiệm mối ghép then trên trục III 53
Phần 5 . Tính toán chọn ổ trục
5.1.Chỉ dẫn chung về tính toán chọn ổ lăn 54
5.2.Chọn ổ lăn cho các trục 55
Phần 6 . Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
6.1.Tính kết cấu của vỏ hộp 60
6.2.Thiết kế vỏ hộp 60
6.3.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 64
6.4.Bảng thống kê các kiểu lắp dung sai và đặc tính kỹ thuật của hộp giảm tốc 64
Mục lục 66
Tài liệu tham khảo 67

Tài liệu tham khảo

1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển,Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí – Tập 1 –
Nhà xuất bản giáo dục.
2. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - Tập 2 –
Nhà xuất bản giáo dục.
3. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy – Nhà xuất bản giáo
dục.
4. Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy – Nhà xuất bản Đại Học Quốc Gia TP Hồ
Chí Minh.