Đồ án chi tiết máy _ 1 cấp bánh răng côn.

SVTH: NGUYỄN NGỌC HÙNG
GVHD: PGS.TS PHẠM HỒNG PHÚC
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
1
Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
I.1. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
I.1.1. Các thông số thiết kế.
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI:
Các số liệu cho trước:
1. Lực kéo băng tải: 2F=5050 (N)
2. Vận tốc băng tải: v = 0,68 (m/s)
3. Đường kính tang D = 215 (mm)
4. Thời gian phục vụ: lh = 17000 (giờ)
5. Số ca làm việc: Soca= 3 (ca)
6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: @ = 135 (độ)
7. Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ
I.1.2. Chọn động cơ điện.
I.1.2.1. Xác định công suất cần thiết của động cơ.
t
ct
P
P

 (2.8 [1-19])
 ctP : là công suất cần thiết của động cơ.
 tP : là công suất tính toán.
+ với tải trọng ra hai phía trục không đổi ra hai phía công suất tính toán có
thể xác định như sau:
2. .
( )
1000
t
F v
P kW
F: lực kéo băng tải, F=2525(N).
v: vận tốc băng tải, v=0,68 (m/s)

2.2525.0,68
3,43( )
1000
tP kW 
  : Hiệu suất hệ dẫn động.
+ r x
r
mk mb m mol
K b x ol    
Với: K , rb , x , ol lần lượt là hiệu suất một khớp nối, một cặp bánh răng
côn, một bộ truyền xích, một cặp ổ lăn.

2
+ r
0.99
0,96
0,9
0,99
K
b
x
ol








+ mk = 1, số khớp nối đàn hồi.
+ mbr=1, số cặp bánh răng côn.
+mx=1, số bộ truyền xích.
+mol=3, số cặp ổ lăn.
Thay số thu được: r x 1 3
r 0,99 .0,96.0,9.0,99 0,83mk mb m mol
K b x ol      

3,43
4,13( )
0,83
t
ct
P
P kW

  
I.1.2.2. Xác định số vòng quay đồng bộ dbn
.sb lv tn n u
Với
 dbn : Số vòng quay đồng bộ.
 lvn : số vòng quay làm việc, với băng tải hoặc tang quấn cáp có thể xác
định như sau:
60000.
.
lv
v
n
D
 với:
+ v = 0,68 (m/s): vận tốc quay của tang.
+ D = 215 (mm): đường kính của tang.
60000. 60000.0,68
60,44
. .215
lv
v
n
D 
   (vòng/phút)
 tu : là tỷ số truyền.
.t h nu u u
Với:
+ hu = 4 tỷ số truyền của hộp giảm tốc. (chọn sơ bộ theo bảng 2.4 [1-24])
+ nu = 3 tỷ số bộ truyền ngoài.( chọn sơ bộ theo bảng 2.4 [1-24] )
. 4.3 12t h nu u u  
Khi đó : . 60,44.12 725,28sb lv tn n u  
60 /dbn f p [2.1,1-16]
với :

3
 p số đôi cực p=1,2,3,4…
 f tần số dòng điện xoay chiều, ở Việt Nam có f=50Hz.
Với p=1, 2, 3, 4…. Thay số lần lượt ta có dãy sau: 3000, 1500, 1000, 750….
Chọn dbn gần với sbn =750.
I.1.2.3. Chọn động cơ.
Tiêu chí chọn động cơ:
dc ctP P , db sbn n [2.19,1-22]
Tra phụ lục P1.3 [1-236] và dựa vào các thông số tính toán ta chọn độngcơ không
đồng bộ ba pha kiểu lõi cuốn 4A132M8Y3 do Liên Xô cũ chế tạo có thông số kỹ
thuật như sau:
Ký hiệu Công
suất
(kW)
Vận tốc
quay
(vg/ph)
cos /k dnT T max / dnT T Hiệu
suất
động cơ
(%)
Trục
động cơ
DK52-
6
5,5 716 0,74 1,8 2,2 83
I.1.2 Phân phối tỷ số truyền.
I.1.2.1. Tính tỷ số truyền của cả hệ.
Tỷ số truyền của cả hệ có thể được xác định như sau: /t dc lvu n n [3.23,1-48]
/ 716 / 60,44 11,85t dc lvu n n  
I.1.2.2. Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền.
.t n hu u u [3.24,1-48]
nu : là tỷ số truyền của bộ truyền ngoài, là tỷ số bộ truyền xích.
Tra bảng 2.4 [1-23] ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc: 4.hu 
/ 11,85 / 4 2,96x t hu u u   : tỷ số truyền của bộ truyền xích.
I.1.2.3. Xác định công xuất P, mômen xoắn T, và vòng quay n trên các trục.

4
1
1 ( 1)
6
.
/
9,55.10 . /
i i k
k
i i i i
i i i
P P
n n u
T P n

 
 







[1-49]
Triển khai tính tha thu được:
1 . . 4,13.0,99.0,99 4,06dc k olP P     (kW)
1
2 r
4,06
. . .0,96.0,99 1,93
2 2
b ol
P
P     (kW)
3 2
1,93
. . .0,9.0,99 1,72
2
x olP P     (kW)
1 1/ 716 /1 716dc dcn n u    (vg/ph)
2 1 1 2/ 716 / 2,96 241,74n n u    (vg/ph)
3 2 2 3/ 241,7 / 4 60,44n n u    (vg/ph)
6 6
9,55.10 . / 9,55.10 .4,13/ 716 55187dc dc dcT P n   (N.mm)
6 6
1 1 19,55.10 . / 9,55.10 .4,06 / 716 54089T P n   (N.mm)
6 6
2 2 29,55.10 . / 9,55.10 .1,93/ 241,7 102876T P n   (N.mm)
6 6
3 3 39,55.10 . / 9,55.10 .1,89 / 60,44 271320T P n   (N.mm)
Điền các số liệu vào bảng sau:
trục Động cơ I II Công tác
Thông số
P(kW) 4,13 4,06 1,93 1,72
n(v/Ph) 716 716 178,89 60,44
T(N.mm) 55187 54089 102876 271320
u 1,00 4,0 2,96

5
Phần II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
II.1. Tính toán thiết kế bộ truyền xích.
II.1.1 Chọn xích.
Có ba loại xích: xíchống, xích conlăn và xíchbánh răng. Để đảm bảo về chỉ tiêu
kinh tế và kỹ thuật trong hệ dẫn động băng tải, chọn loại xích con lăn.
Các ưu điểm của xích con lăn như sau:
Xích ống – con lăn gọi tắt là xích con lăn, về kết cấu giống như xích ống, chỉ
khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ có thể thay thế ma sát trượt giữa ống
và răng đĩa(ở xíchống) bằng ma sátlăn giữa conlăn và răng đĩa( ở xíchconlăn).
Kết quả là độ bền mỏi của xích conlăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức
tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi.
 Xích con lăn có các thông số kỹ thuật chính như sau:
 Với:
+ p: bước xích (mm).
+ B: độ rộng trong của con lăn (mm).
+ dl: đường kính con lăn (mm).
+ d0: đường kính trục trong con lăn (mm).
+ b: chiều dài trục trong con lăn (mm).
+ h: đường kính mặt xích.
II.1.2. Chọn số răng đĩa xích.
Số răng đĩa răng nhỏ xác định như sau: 1 29 2. xz u  [1-80]

6
Với:
 xu là tỷ số truyền của bộ truyền xích xu =2,96;
3 2,96 0,04
.100 1,33% 4%
3
   

 
x
x
u
u
Thỏa mãn.
 Khi đó 1 29 2. 23,08xz u   .
Tra bảng 5.4 [1-80] chọn xích 1 25z 
Số răng đĩa lớn có thế được xác định như sau: 2 1xz u z =2,96.25=74 (răng).
Thoả mãn 2 1 max 120xz u z z   [5.1,1-80]
II.1.3. Xác định bước răng p.
Xác định công suất tính toán của bộ truyền: [P]t z nP Pkk k  kW [5.3,1-81]
Với:
 P =1,93 công suất cần truyền.
 [P] công suất cho phép.
 01 1 1/ 25 / 25 / 25 1zk z z z    là hệ số răng.
 01 1/ 200 /178,89 1,12nk n n   hệ số vòng quay.
 0. .a dc c btk k k k k k với các hệ số thành phần được tra ở bảng 5.6 [1-82]:
+ 0 1k .
+ 1ak  .
+ 1dck  điều khiển bằng một trong các đĩa xích.
+ 1btk  .
+ 1,2dk  va đập nhẹ.
+ 1,45ck  làm việc 3 ca.
 k=1.1.1.1.1,2.1,45=1,74
 1.1,18.1,74.1,93 4,0 . tP kW
Chọn bước xích trong dãy là 19,05 mm. [7.5,3-134]
Kiểm tra lại trong bảng 5.6 [1-83] thỏa mãn điều kiện maxP P .
II.1.4. Tính khoảng cách trục và số mắt xích.
Tính sơ bộ khoảng các trục 40 19,05.40 762a p   (mm) [5.11,1-84]

7
Số mắt xích:
2
1 2 1 2
2
2
2
2 ( )
2 4
2.762 25 74 (25 74) .19,05
19,05 2 4.3,14 .762
131,0
a
2
z z z z p
x
p a
 
  
 
  

Lấy 132x  tính lại a=786 (mm). Để xích không căng giảm a đi một lượng là:
0,003. 0,0035.786 2,75 3a a     (mm)
 a = 786-3=783 mm.
lấy a = 783 (mm).
Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong một giây.
1 1.
[i]
15.
z n
i
x
 
Với [i] là số lần va đập cho phép. Tra trong bảng 5.9 [1-85].
1 1. 25.178,89
2,26
15. 15.132
z n
i
x
   <30
II.1.5. Kiểm nghiệm về độ bền mỏi.
0/ ( . ) [s]d t vs Q k F F F    [5.15,1-83]
Với:
 Q = 56,7 kN tra bảng 5.2 [1-78].
 q1=2,6 kg tra bảng 5.2 [1-78].
 1,7dk  hệ số tải trọng nặng.
 1000t
P
F
v
 lực vòng. Với 1 1. . 25.25,4.178,89
1,89
60000 60000
z p n
v    (m/s)

2,56
1000 1000 1354,5
1,89
t
P
F
v
   (N).

2 2
1. 2,6.1,89 9,29vF q v   (N) là lực căng do lực ly tâm sinh ra.
 0 9,81. fF k qa lực căng do lực trọng lượng của nhánh xíchbị động sinh ra.
Với fk là hệ số phụ thuộc độ võng xích f của xích và ví trí bộ truyền.
Theo [1-85] chọn 2fk  .

8
 0 19,81. 9,81.2.2,6.1,026 52,33fF k q a   (N)
Các công thức tính các lực 0, ,t vF F F tham khảo tại [1-85].
Từ đó :
0/ ( . )
56700 / (1,7.1354,5 9,29 52,33) 23,98 [s]=8,2
d t vs Q k F F F  
    
Thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
II.1.6. Tính toán các thông số của đĩa xích.
Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức sau:
1 1
2 2
/ sin( / )
/ sin( / )
d p z
d p z


 

 
[5.17,1-85]
Thay số lần lượt thu được: 1
2
202,7
598,4
d
d
 

 
(mm).
Sử dụng các công thức bảng 14.4b [2-20] ta có:
Công thức tính Đĩa xích 1 Đĩa xích 2
Đường kính vòng đỉnh răng:
[0,5+cotg( / )]ad p z
213,8(mm) 610,6(mm)
Đường kính con lăn: d=15,88 (5.2 [1-78]),
bán kính đáy r: 0,5025d 0,05r  
8,03(mm) 8,03(mm)
Đường kính vòng đáy răng: 2rfd d  186,64(mm) 581,98(mm)
Vật liệu làm đĩa xích:
Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn
bề mặt
Ứng suất tiếp xúc
cho phép (MPa)
Điều kiện làm việc
Thép 45 Tôi cải
thiện
HB170 500...600 2 30, 5z v  (m/s)
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc của mặt răng đĩa xích theo công thức:
d0,47 ( ) / ( ) [ ]H r t d v d Hk Fk F E Ak   

9
Trong đó:
 [ ]H là ứng suất tiếp xúc cho phép.
 dvF : Lực va đập trêm m dãy xích.
7 3
d 13.10 . .vF n p m
 [5.19,1-87]
Với: n =179,89 vận tốc bánh dẫn (v/ph)
p=19,05 bước xích,mm.
7 3 7 3
d 13.10 . . 13.10 .179,89.19,05 .1 1.617vF n p m 
   (N).
 1dk  hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.
 1,2dK  hệ số tải trọng động. [5.6, 1-82]
 0,42rk  hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích. [1-87]

5
1 2 1 22E / ( ) 2,1.10E E E E   (MPa) Mô đun đàn hồi, với E1, E2 lần lượt
là mô đun đàn hồi của con lăn, và răng đĩa xích. [1-87]
 106A diện tích hình chiếu bản lề, tương ứng với p=19,05 [1-87]
Thay số vào ta tính được:
d
5
0,47 ( ) / ( )
0,47 0,42(1354,5.1 1,617).2,1.10 / (106.1) 499,26 [ ]
H r t d v d
H
k Fk F E Ak

 
   
II.1.7. Xác định lực tác dụng lên trục.
Ở bộ truyền xích không có lực căng ban đầu nên lực tác dụng lên trục được xác
định bằng công thức sau:
1 tF F F  ; 2 0 vF F F  [1-87]
Với các thông số đã được tính ở II.1.5 tính được:
1 2
2 0
1354,5 6,62 1415,82
52,33 9,29 61,62
t
v
F F F
F F F
    

    
(N).
II.2. Tính toán bộ truyền bánh răng côn.
II.2.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép của vật liệu làm bánh
răng.

10
Chọn vật liệu làm bánh răng có các thông số kỹ thuật sau đây:
Mác
thép
C, %. Cr,
%
Cơ tính khi thường hóa Độ cứng
sau tôi cải
thiện, HB.0
limH HS 0
limF % FS
40X 0,36-0,44 0,8-1 2HB+70 1,1 1,8HB 1,75 180-350
Số liệu được tra tại [5.8, 3-77].
 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]H và ứng suất uốn [ ]F được xác
định theo công thức sau:
0
lim
[ ]= . . .H
H R v xH HL
H
Z Z K K
S

 [2.1,4-28]
0
lim
[ ]= . . . .F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S

 [2.2,4-28]
Trong đó:
+ RZ hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng khi làm việc.
+ vZ : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ xHK : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
+ HLK : Hệ số tuổi thọ.
+ RY : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
+ sY : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
+ FCK : Hệ số ảnh hưởng xét đến đặt tải.
Đến đây ta chọn sơ bộ các hệ số như sau: . . 1R v xHZ Z K  và . . 1R s xFY Y K  khi đó
có thể tính các ứng suất bằng các công thức sau đây:
0
lim
[ ]= .H
H HL
H
K
S

 và
0
lim
[ ]= . .F
F FC FL
F
K K
S

 với ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
cho phép với chu kỳ cơ sở lấy ở bảng trên.
Và chọn độ rắn bảnh răng nhỏ là 260 và bánh răng lớn là 250 thay số vào thu
được:

11
0
lim1 12 70 2.260 70 590H HB      MPa
0
lim1 11,8 1,8.260 468F HB    MPa
0
lim2 22 70 2.250 70 570H HB      MPa
0
lim2 21,8 1,8.250 450F HB    MPa
Hệ số FCK =1.
Hệ số FLK , HLK Hệ số xét đến chế độ tải trọng, và hệ số tuổi thọ, số xét đến ảnh
hưởng của thời gian phục vụ của bộ truyền được tính bằng công thức sau:
1/
0 E( / ) Fm
FL F FK N N [5.25, 3-80]
1/
0 HE( / ) Hm
HL HK N N [5.17, 3-78]
Với:
+ Fm =6 bậc của đường con mỏi uốn, khi 350HB 
+ 0FN : Số chu kỳ cơ sở,
6
0 4.10FN  .
+
2,4
0 30.HN HB [5.18, 3-79]
+ FEN = HEN = N: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. [2.6, 4-30]
Với HE FE 60. . .N N N C nt  

C - số lần ăn khớp trong một vòng, C=1;
n - Số vòng quay bánh răng trong một phút;
t

- tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét, 17000t 

h;
Thay các số liệu ở trên vào ta thu được bảng sau đây:
Bánh răng n (v/ph) 0HN FEN = HEN = N 0FN
1 716,00 18752418,6 730320000 4000000
2 178,89 17067789,4 182467800 4000000
Từ số liệu ở bảng trên ta thấy:

12
1 1
2 2
1 1
2 2
HE HO
HE HO
FE FO
FE FO
N N
N N
N N
N N

 


 
tính trực tiếp các hệ số thu được kết quả như sau:
1 1FLK .
2 1FLK .
1 1HLK .
2 1HLK .
Thay số tính ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép cho kết quả như sau:
0
lim1
1 1
590
[ ]= . 536,36.1
1,1
 H
H HL
H
K
S

 MPa.
0
lim2
2 2
570
[ ]= . .1 518,2
1,1
 H
H HL
H
K
S

 MPa.
0
lim1
1 1
468
[ ]= . . .1.1 267,4
1,75
 F
F FC FL
F
K K
S

 MPa.
0
lim2
2 2
450
[ ]= . . .1.1 257,1
1,75
 F
F FC FL
F
K K
S


Với bộ truyền răng côn răng thẳng thì ứng suất tiếp xúc cho phép phải nhỏ hơn
518,2 MPa.
II.2.2 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất cho phép khi quá tải.
Tra bảng [6.1,1-92] thu được: 550Ch  MPa.
Với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện ( 350HB  ).
max
max
[ ] 2,8
[ ] 0,8
H ch
F ch
 
 
 

 
Thay số vào thu được các số liệu sau đây:
1 max 2 max
1 max 2 max
[ ] =[ ] 2,8 2,8.550 1540
[ ] =[ ] 0,8 0,8.550 440
H H ch
F F ch
  
  
  

  
MPa.

13
II.2.3. Xác định chiều dài côn ngoài.
Chiều dài côn ngoài của bánh răng chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc
công thức thiết kế như sau:
12
3
2
.
. 1.
(1 ). . .[ ]
H
e R
be be H
T K
R K u
K K u


 

[5.58, 3-96]
Trong đó:
+ 0,5R dK K - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Ở đây vật
liệu là thép, răng côn thẳng nên ta có:
dK =100 MPa1/3 => 0,5 0,5.100 50R dK K   MPa1/3.
+ HK  - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
bánh răng công.
+ beK - Hệ số chiều rộng bánh răng. Vì u=4 nên ta chọn beK = 0,3.
Tính :
.
2
be
be
K u
K
= 0,71 để xác định HK  =1,15 do bánh răng côn lắp trên ổ đũa.
[5.11,3-97]
+ T – Mômen xoắn trên bánh chủ động, T=54089 Nmm.
+ [ ]H ứng suất tiếp xúc cho phép, [ ]H = 518,2 MPa.
Thay số thu được:
12
3
2
2
3
2
.
. 1.
(1 ). . .[ ]
54089.1,15
50. 4 1. 132,6( )
(1 0,3).0,3.4.518,2
 

  

H
e R
be be H
T K
R K u
K K u
mm


II.2.4. Xác định thông số ăn khớp.
a. Xác định số răng.
 Đường kính vòng chia ngoài:
1 2 2
2Re 2.132,6
64,32
1 1 4
  
 
ed
u
(mm). [3-93]

14
 Đường kính vòng chia trung bình:
(1 0,5. ) (1 0,5.0,3).64,32 54,67    m be ed K d [3-93]
 Số răng đĩa nhỏ:
Tra bảng [6.22, 1-114] xác định được: zlp=16.
Khi 350HB  có 1 1,6. 1,6.16 26  lpz z , chọn 1 26z .
 Mô đun trung bình:
1
54,67
2,1
16
  m
tm
d
m
z
(mm).
 Xác định Mô đun:
2,1
2,47
1 0,5 1 0,5.0,3
  
 
tm
te
be
m
m
K
(mm) [5.50,3-93]
Tra bảng [6.8, 1-97] lấy 2,5tem tính lại các giá trị:
+ (1 0,5. ). (1 0,5.0,3).2,5 2,13    tm be tem K m (mm).
+ 1. 2,13.26 55,4  m tmd m z (mm).
 Số răng bánh lớn:
 2 1. 4.26 104  z u z (răng).
Chọn 2 104z . Tính lại tỷ số truyền: 2
1
104
4
26
  m
z
u
z
.
Sai lệch tỷ số truyền bằng 0%.
b. Tính góc côn chia:
1
1
2
26
14,04
104
   oz
arctg arctg
z
 [5.50, 3-93]
2 90 14,04 75,96  o o o
 .
Tính lại chiều dài côn ngoài thực:
2 2 2 2
1 20,5. . 0,5.2,5. 26 104 134,0    e teR m z z (mm). [5.50, 3-93]

15
II.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bề tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:
2
1
2 . . 1
. . [ ]
0,85. . .
H
H M H H
m
T K u
Z Z Z
b d u
 

  [5.56,3-96]
Trong đó:
+ MZ - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng [6.5,1-
96] thu được
1/3
274MZ MPa .
+ HZ - Hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc. Tra bảng [6.12, 106] với dịch chỉnh trong
hệ bánh răng cônlà dịch chỉnhđều, góc nghiêng bằng 0 khi đó thu được HZ =1,76.
+ Z - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh côn thẳng.
(4 )
3
Z 


 ở đây  1 21,88 3,2(1/ 1/ ) .cos mz z    chọn 25o
m  . Khi
đó
   1 21,88 3,2(1/ 1/ ) .cos 1,88 3,2(1/ 26 1/104) cos25 1,56      mz z 

(4 ) (4 1,56)
0,9
3 3
 
  Z 


.
+ T – Mô men xoắn của trục chủ động, T=54089 Nmm.
+ HK - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
. .
. .
1
2. . .
H H H Hv
H m
Hv
H H
K K K K
v b d
K
T K K
 
 

 
 HK  =1,15 đã xác định ở trên.
 HK  - 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 HK  =1.
 HvK - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo
công thức sau:
. .
1
2. . .
H m
Hv
H H
v b d
K
T K K 
  [5.7, 3-
73]

16
Cường độ tải trọng động . . . ( 1) /H H o mv g v d u u  [3-96]
 Với md - Đường kính trung bình bánh côn nhỏ, md = 55,4(mm).
 v (m.s) – Vận tốc vòng tính theo công thức:
3 3
. . 3,14.55,4.716
2,07
60.10 60.10
  md n
v

(m/s). Tra bảng [6.13,1-106] với cấp chínhxác
8, tra bảng [6.15, 1-107] thu được 0,006H  , tra bảng [6.16,1-107] với mô đun
là 2,5 cấp chính xác theo mức làm việc êm 8 thì 0 56g  . Khi đó:
 . . . ( 1) / 0,006.56.2,07. 55,4.(4 1) / 4 5,8    H H o mv g v d u u (m/s)
 b – Chiều rộng vành răng: .be eb K R =0,3.134=40 (mm) [3-96]
Thay số tính
. . 5,8.40.55,4
1 1 1,1
2. . . 2.54089.1,15.1
    H m
Hv
H H
v b d
K
T K K 
 1,15.1.1,1 1,27 HK .
Thay các giá trị tính được vào công thức tính ứng suất tiếp xúc:
2
2
2
2
2 . . 1
. .
0,85. . .
2.54089.1,27. 4 1
274.1,76.0,9
0,85.40.55,4 .4




H
H M H
m
T K u
Z Z Z
b d u

=505,6 MPa [ ]H .
Kết luận: Thỏa mãn điều kiện bền do ứng suất tiếp xúc.
II.2.6. Tính toán độ bền uốn của răng.
Ứng suất uốn sinh ra phải thỏa mãn công thức sau đây:
1
1 1
2. . . . .
[ ]
0,85. . .
F F
F F
m
T K Y Y Y
mb d
 
   [6.65,1-116]
1 2
2 2
1
.
[ ]F F
F F
F
Y
Y

   [6.66,1-116]
Với :

17
+ T - Mômen xoắn trên bánh răng chủ động, T=54089 Nmm.
+ m – Mô đun pháp trung bình, với răng thẳng thì , m=mte=2,5 mm.
+ b – Chiều rộng bánh răng, 40 mm.
+ md - Đường kính trung bình của bánh chủ động, md = 55,4 mm.
+ Y - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với bánh răng thẳng Y =1.
+ 1 2,F FY Y - Hệ số dạng răng.
 Với hệ số dịch chỉnh được tính theo công thức: [6.51,1-112]
2 1 0,03 0,08.( 2,5) 0,03 0,008.(4 2,5) 0,042 0,1         x x u mm
 Số răng tương đương được xác định theo công thức:
1 1 1/ cos 26/ cos14,04 26,8  o
vnz z  [6.53a,1-114]
2 2 2/ cos 104/ cos75,96 429  o
vnz z 
Tra bảng [6.118,1-109] thu được: 1 3,68FY  và 2 3,58FY  .
+ Y - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với  =1,56.
1/ 1/1,56 0,64  Y  [4-35]
+ FK - hệ số tải trọng khi tính về uốn.
 . .F F F FvK K K K  [6.67,1-117]
 FK  - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,
tra bảng 6.21 với
.
2
be
be
K u
K
= 0,71 thì FK  =1,3.
 FK  - 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 FK  =1, có thể tra
bảng [6.14,1-107].
 FvK - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong cùng ăn khớp tính
theo công thức sau đây:
1 . . / (2. . . )Fv F m F FK v bd T K K   [6.68,1-117]

18
Trong đó . . . ( 1) /F F o mv g v d u u 
Tra bảng [6.13,1-106] với cấp chính xác 8, tra bảng [6.15, 1-107] thu được
0,016F  , tra bảng [6.16,1-107] với mô đun là 2,5 cấp chính xác theo mức làm
việc êm 8 thì 0 56g  . Khi đó:
. . . ( 1) / 0,016.56.2,07. 55,4.(4 1) / 4 15,43    F F o mv g v d u u (m/s).
1 . . / (2. . . ) 1 15,43.40.55,4 / (2.54089.1,3.1) 1,24    Fv F m F FK v b d T K K 
Và . . 1,3.1.1,24 1,6  F F F FvK K K K  .
Thay số tính kết quả:
1
1 1
2. . . . . 2.54089.1,6.3,68.1.0,64
85,2 [ ]
0,85. . . 0,85.2,5.40.55,4
   F F
F F
m
T K Y Y Y
mb d
 
 
1 2
2 2
1
. 85,2.3,58
82,9 [ ]
3,68
   F F
F F
F
Y
Y

 
Kết luận: Đảm bảo điều kiện bền uốn.
II.2.7. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (ví dụ như lúc mở máy, hãm máy…) với
hệ số quátải max /qtK T T , trong đó T là momen xoắn danh nghĩa, Tmax là momen
xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng xuất tiếp xúc
cực đại và ứng suất uốn cực đại.
Ta có: max / 2,2qtK T T 
Theo [6.48,1-110] để tránh biến dạng dư hoặc gẫy đòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp
xúc cực đại maxH không được vượt quá một giá trị cho phép:
max max. 505,6. 2,2 750 [ ]=1450   H H qt HK   MPa.
Đồng thời theo [6.48,1-110] để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng ứng suất uốn cực đại maxF tại mặt lượn chân ăng không vượt quá một
giá trị cho phép:
max max. 82,9.2,2 182,4 [ ]=440   F F qt FK   MPa.
Các ứng suất cực đại cho phép đã được tính tại mục II.2.2.

19
II.2.8. Tổng hợp các thông số bộ truyền bánh răng côn.
Kết hợp thông số tính toán ở trên và công thức bảng [6.19,1-111] thu được bảng
dưới đây:
STT Thông số Công thức tính Kết quả Đơn vị
1 Chiều dài côn
ngoài
2 2
1 20,5. .e teR m z z  134 mm
2 Chiều rộng vành
răng
.be eb K R 40 mm
3 Tỷ số truyền 2 1/u z z 4
4 Góc nghiêng răng Bộ truyền răng thẳng 0 Độ
5 Số răng của bánh 1 1,6. lpz z 26 Răng
2 1.z u z 104 răng
6 Hệ số dịch chỉnh 2 1 0,03 0,08.( 2,5)x x u     0.1
7 Đường kính chia
ngoài
1 1.e ted m z 65 mm
2 2.e ted m z 260 mm
8 Đường kính trung
bình
1 1(1 0.5 / )m e ed b R d  55,4 mm
2 2(1 0.5 / )m e ed b R d  221,2 mm
9 Chiều cao đầurăng
ngoài
e1 1
2 3
1 1
( cos )
2(1 1/ ) cos /
cos
a te n te
n
te
h h x m
x u z
h



 
 

3,3 mm
e2 12a te te aeh h m h  1,55 mm
10 Chiều cao chân
răng ngoài
1 1
2 . 0,2
fe e ae
e te te te
h h h
h h m m
 
 
2,05 mm
2 2fe e aeh h h  3,8 mm

20
11 Đường kính đỉnh
răng ngoài
1 1 1 12 .cosae e aed d h   ; góc
côn chia 1 18,61o
 
71,4 mm
2 2 2 22 .cosae e aed d h   ; góc
côn chia 2 71,39o
  .
260,5 mm
12 Mô đun vòng
ngoài 1 0,5
tm
te
be
m
m
K


và lấy tiêu
chuẩn.
2,5 mm
II.3. CHỌN KHỚP NỐI.
Chọnkhớp nốiđàn hồicó các ưu điểm: giảm va đập và chấnđộng, đềphòng
cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù lại độ lệch trục (làm việc như nối trục
bù), Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu phi kim rẻ và đơn giản dùng làm
vật để truyền mômen xoắn nhỏ và trung bình (đến 10000N.m). Còn để truyền
momen xoắn lớn hơn người ta dùng nối trục có bộ phận đàn hồi làm bằng kim
loại.
Trong bài này chọn nối trục vòng đàn hồi, như hình vẽ:
Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, dựa vào momen xoắn tính toán:
. [T]tT k T  [16.1,2-58]

21
k =1,2 – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào máy công tác [16.1,2-58]
với mômen xoắn T=54089 (Nmm)=54,089(Nm)
. 1,2.54,089 64,9 [T]tT k T   
Chọn kích thước khớp nối trong bảng [16.10a,2-68]
T
Nm
d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2
125 25 125 50 145 60 45 90 4 4600 5 42 30 28 32
Các kích thước ở bản của vòng đàn hồi [16.10b,2-69]
T, Nm d0 d1 D2 l l1 l2 l3 h
125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5
Kiệm nghiệm điều kiện bền dập của vòng đàn hồi theo công thức: [3.1,4-56]
0 0 3
2. .
[ ]
.
d d
k T
Z D d l
   với [ ]d là ứng suất dập cho phép của vòng cao su:
[ ]d =(2..4) MPa.
Thay số:
2.1,2.54089
0,9 [ ]
4.90.14.28
d d    thỏa mãn điều kiện bền do ứng suất dập.
Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt:
3
0 0
. .
[ ]
0,1. . .
o
u u
k T l
d D Z
   với [ ]u ứng suất uốn cho phép [ ]u =(60..80)MPa.
Với 3
0 1
28
34 48
2 2
l
l l    
3 3
0 0
. . 1,2.54089.48
31,54 [ ]
0,1. . . 0,1.14 .90.4
o
u u
k T l
d D Z
    
Kết luận: Các thông số của khớp nối như trên được chấp nhận.

22
II.4. TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC.
Trục để đỡ các chi tiết quay bao gồm trục tâm và trục truyền. Trục tâm có
thể quay cùng với các chia tiết lắp trên nó hoặc không quay chỉ chịu được lực
ngang và momen uốn.
Trục truyền luôn quay có thể tiếp nhận đồngthời cả mômen uốn và mômen
xoắn. Các trục trong hộp giảm tốc là những trục truyền.
Chỉ tiêu quan trong nhất phần lớn với các trục là độ bền, ngoài ra còn có độ
cứng và đối với trục quanh nhanh là độ ổn định dao động. [1-182]
Tính toán trục bao gồm các bước sau đây:
 Chọn vật liệu;
 Tính thiết kế trục về độ bền;
 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi;
 Trường hợp cần thiết thì kiểm nghiệm trục về độ cứng, trục quay nhanh
kiểm nghiệm về độ ổn định dao động.
II.4.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu có các thông số kỹ thuật như sau để chế tạo trục.
Số liệu được tra tại [5.8, 3-77].
Mác
thép
C, %. Cr,
%
Cơ tính khi thường hóa Độ cứng
sau tôi cải
thiện, HB.0
limH HS 0
limF % FS
40X 0,36-0,44 0,8-1 2HB+70 1,1 1,8HB 1,75 180-350
Tra bảng [6.1,1-92] thu được: 550Ch  MPa.
II.4.2. Tính thiêt kế trục.
II.4.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục.
Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là momen xoắn và các lực tác dụng khi
ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng
trục khi lắp hai nửa của khớp nối. Bỏ qua trọng lượng trục, các chi tiết trên trục
và lực ma sát sinh ra ở ổ lăn.
a. Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn.
Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chia làm 3 loại như sau:

23
+ Ft - Lực vòng.
+ Fr - Lực hướng tâm.
+ Fa – Lực dọc trục.
Trị số của các lực được xác định theo công thức sau:
1 1 1 2
1 1 1 2
1 1 1 2
2 /
.cos
sin
t m t
r t a
a t r
F T d F
F F tg F
F F tg F
 
 
 

 
  
[10.3,1-184]
Thay số:
1 1 1 2 1 2
1 1 1 2 1 2
1 1 1 2 1 2
2 / 2.54089 / 95,2 1136,32
.cos 1136,32. 25.cos18,61 502,17
sin 1136,32. 25.sin18,61 169.1
t m t t t
r t a r a
a t r a r
F T d F F F
F F tg F F F tg
F F tg F F F tg
 
 
     
 
      
      
(N)
b. Lực tác dụng từ bộ truyền xích và khớp nối.
Đốivới bộ truyền đai lực tác dụng lên trục Fr có thể được xác định bằng côngthức
sau:
.r x tF k F [5.20,1-88]
tF - Lực vòng trên đĩa xích.

24
Trong trường hợp góc đường nối tâm giữa bánh răng với trục y là một góc khác
không thì phân phân thành phần lực này thành hai phần vuông góc với nhau:
Với kx =1,05.
.cos 1,05.1354,5cos45 1005,7
.sin 1,05.1354,5.sin45 1005,7
y r y
x r x
F F F
F F F


   
 
   
(N).
Đối với khớp nối lực sinh ra có thể tính theo công thức: (0,2..0,3)r tF F
Với tF là lực vòng trên khớp nối có thể tính như sau: 2 /t tF T D
0 90tD D  . => 2 / 2.55187 / 90 1226,4t tF T D  
Thay số thu được :
(0,2) 0,2.1226,4 245,28r tF F   (N).
II.4.2.2. Tính sơ bộ trục.
Đường kính trục được xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức:
3 / 0,2[ ]d T  [10.9,1-188]
Trong đó:
+ [ ] - ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép 40X thì [ ] =15..30
MPa.
+ T – Mômen xoắn, T=54089 Nmm;
Lấy [ ] =15MPa.
Thay số:
Trục 1 lấy Lấy [ ] =20MPa.
 33
1 1 / 0,2[ ] 54089 / 0,2.20 24  sb
d T  mm.
 33
2 2 / 0,2[ ] 102876 / 0,2.20 30  sb
d T  mm.
 33
3 3 / 0,2[ ] 271320 / 0,2.20 41  sb
d T  mm.
 Chọn: 1
sb
d =25mm; 2
sb
d = 30mm; 3
sb
d =45mm.

25
Từ đường kính sơ bộ vừa tính được tra bảng [10.2,1-189] thu được sơ bộ kích
thước ổ lăn như sau:
 1
sb
d =25mm; thì chiều rộng ổ lăn 1ob =17 mm.
 2
sb
d = 30mm; thì chiều rộng ổ lăn 2ob =19 mm.
 3
sb
d =45mm; thì chiều rộng ở lăn 3ob =25 mm.
Xác định chiều dài mayơ đĩa xích bằng công thức sau:
2(1,2..1,5) sb
mxl d [10.10,1-189]
 Với đĩarăng nhỏ x 2(1,2..1,5) (1,2...1,5).30 (36...45)  sb
m nl d lấy 22 42ml
mm.
 Với đĩa răng lớn x 3(1,2..1,5) (1,2...1,5).45 (54...67,5)sb
m ll d   lấy
54mxll  mm.
Xác định chiều dài mayơ bánh răng côn bằng công thức:
r (1,2...1,4)mb cl d [10.12,1-189]
 Với bánh răng côn nhỏ:
13 1(1,2...1,4) (1,2...1,4)25 (30...35)  ml d chọn 13 35ml mm
 Với bánh răng côn lớn:
23 2(1,2...1,4) (1,2...1,4)30 (36...42)  ml d chọn 22 42ml  mm.
 Xác đinh chiều dài mayơ nửa khớp nối bằng công thức sau:
12 1(1,4...2,5)ml d với khớp nối loại vòng đàn hồi. [10.13,1-189]
thay số thu được:
12 1(1,4...2,5) (1,4...2,5)25 (35...62,5)  ml d mm. lấy 12 60ml mm.
Các khoảng cách khác được chọn trong bảng [10.3,1-189]
Tên gọi Kí hiệu và giá trị
Khoảng các từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng các giữa các chi tiết quay.
1 15k 

26
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
(lấy giá trị nhỏ khi bôitrơn ổ bằng dầu trong hộp giảm
tốc.)
2 15k 
Khoảng cách từ mặt mút của chi tết quay đến nắp ổ 3 15k 
Chiều cao nắp ổ và dầu bulông. 20nh 
Xác định chiều dài các đoạn trục:
Hình vẽ mô tả sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn một
cấp, hình 10.10 [1-193]
Trong đó:
k: số thứ tự trục trong hộp giảm tốc, k=1..2 (hộp giảm tốc cấp 1).
i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng.
i=0 và 1 các tiết diện trục lắp ổ;
i=2…s, với s là số chi tiết quay.

27
1kl - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k;
kil - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k;
mkil -Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k, đã
được tính sơ bộ ở trên.
ckil -Khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài
hộp giảm tốc đến gối đỡ:
3(0,5 )cki mki o nl l b k h   
kib - Chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k.
Trong sơ đồ trên chi tiết 2 trên trục số 2 là chi tiết quay không được xét đến theo
yêu cầu của đề bài. Hộp giảm tốc cấp 1 bánh răng côn thẳng.
Theo bảng [10.4,1-191] xét với hộ giảm tốc bánh răng côn – trụ nhưng bỏ qua
phần tính khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện của bánh răng trụ.
 Đối với trục 1.
+ 12 12 12 01 30,5( ) 0,5(60 17) 15 20 73,5          c m nl l l b k h mm.
+ 11 1(2,5...3) (2,5...3)25 (62,5...75)  l d lấy l11=80mm.
+ 13 11 1 2 13 01 13 10,5( .cos )ml l k k l b b      
80 15 15 36 0,5(17 52,62.cos18,61)     
130 mm
 Đối với trục 2:
+ 22 22 02 1 20,5( ) 0,5(42 19) 15 15 60,5        ml l b k k mm
+ 23 22 22 13 1 1( .sin )   ml l l b k
59,5 (37,59 sin18,61 42).0,5 15 86,5      mm
+ 21 22 12  ml l d
60,5.2 55,4 176,4   mm.
Khoảng chìa lắp đĩa răng xích nhỏ:
+ 22 21 x 02 30,5( )c m n nl l l b k h    

28
0,5(42 19) 15 20 64,5     mm.
II.4.2.3. Tính trục 1.
a. Xác định kếtcấu cho trục I
 Từ sơ đồ bố trí trục I và đường kính sơ bộ tính toán: dsbI = 25 mm
 Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ trục có kết cấu như sau:
- Vị trí số 4 lắp khớp nối ⇒ ta chọn d4 = 25 mm
- Vị trí số 2 và số 3 lắp ổ đũa côn ⇒ ta chọn d2 = d3 = 30mm
- Vị trí số 1 lắp bánh răng côn ⇒ ta chọn d1 = 25 mm
- Vị trí vai trục giữa 2 và 3 ⇒ ta chọn dv = 35 mm
II.4.2.3. Tính chi tiết cho trục thứ 2.
Sơ đồ tính toán trục II như hình vẽ sau:
l13l12
l11
25
30
35
30
25
Fk
Fr1
Fa1
Ft1
Rx3 Rx2
Ry3 Ry2

29
a. Xác định các lực tác dụng lên trục.
Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục II 102876IIT  Nmm;
Lực vòng: 2 1136,32tF  N.
Lực hướng trục: 2 502,17aF  N.
Lực vòng từ bộ truyền xích: x 1418,2rF  N.
Lực hướng kính: 2 169,1rF  N.
Dời các lực về tâm trục ta được các mô men uốn: 2aM và 2tM
2
2 2
228,63
. 502,17. 57405,6
2 2
m
a a
d
M F   Nmm.
2
2 2
228,63
. 1136,32. 129898,4
2 2
m
t t
d
M F   Nmm.
a. Xác định các phản lực tại các gối đỡ.
 Xác định phản lực theo phương y.
x 21 22 21 2 22 22 x 2
x 2
.( ) . . 0
2 0
       

     


y y y
B r c Dy r c r a
y y
r By Dy r
M F l l R l F l l F M
F F R R F
1005,7.(178 64,5) 169,1.59,5 1005,7.64,5 57405,6
1266,87
176,4
( 2.1005,7 1266,87 169,1) 575,43
   
 

      
Dy
By
R N
R N

30
 Xác định phản lực theo phương x.
x 21 22 21 2 22 22 x
x 2
.( ) . . 0
2 0
       

    


x x x
B r c Dx t c r
y y
r By Dy r
M F l l R l F l l F
F F R R F
1005,7.(178 64,5) 1136,32.59,5 1005,7.64,5
1393,9
176,4
(2.1005,7 1393,9 1136,32) 1753,82
   
  

      
Dx
Bx
R N
R N
Vẽ biểu đồ momen.
Fa2
Ft2 Fr2
F 𝑟𝑥 F 𝑟𝑥Frx(y) Frx(y)
Frx(x) Frx(x)
x
y
z
RBx
RBy RDx
RDy
lc22
l22
l21
Mx
My
Mz
35935,1
66879,05 93340,7
66879,05
66879,05 66879,05
20866,6
102876
BA
B
DC E

31
b. Xác định đường kính các đoạn trục.
Tại mặt cắt A, B, C, D, E:
Với đường kính 35sb
IId  , tra bảng [10.5,1-194] thu được kết quả ứng suất cho
phép là 63 MPa.
Đường kính các mặt cắt được tính theo công thức:
d
3
0,1.[ ]
t i
i
M
d

 [10.17,1-194]
Trong đó với: 2 2 2
d 0,75.t i x y zM M M M  
 Với mặt cắt phía bên phải điểm A:
66879,05 x yM M . Thay vào công thức thu được:
2
2.66879,05 94581,26 TBM Nmm.
Thay vào công thức tính đường kính thu được:
2 2
d1 2.66879,05 0,75.102876 129935,4  tM Nmm.
3
129935,4
27,4
0,1.63
 Ad mm.
 Với mặt cắt tại điểm C có:
93340,7 xM Nmm.

32
20866,6yM Nmm.
102876zM Nmm.
2 2 2
( 93340,7) 20866,6 0,75.102876 130711,5    TBM Nmm.
Thay số vào công thức tính đường kính thu được:
3
130711,5
27,4
0,1.63
 Cd mm.
Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%.
4
27,4 (27,4. ) 28,5
100
  Cd mm.
 Xét mặt cắt ở hai đầu trục:
0xM Nmm.
0yM Nmm.
102876zM Nmm.
2 2 2
0 0 0,75.102876 89093,23   TBM Nmm.
3
89093,23
24,2
0,1.63
  A Ed d
Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4%.
4
24,2 (24,2. ) 25,2
100
  Cd mm.
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép dễ dàng và cố định các chi tiết trên trục,
khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục dựa theo tiêu chuẩn như
sau:
30A Ed d  mm.
40Cd  mm.
Tại hai vị trí lắp ổ lăn:
35B Dd d  mm.

33
c. Kết cấu trục.
Dựa vào các kíchthước mặt cắt trục vừa chọnở trên ta xác định được kết cấu trục
như hình vẽ:
II.4.2.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
2 2
.
j j
j j
j
S S
S
S S 
 


[10.11,3-183]
Trong đó:
jS , jS - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn và hệ số an toàn chỉ xét riêng
ứng suất xoắn, được tính theo công thức sau:
1
d
j
j aj mj
S
K

 

 


 
[10.12,3-183]
1
d
j
j aj mj
S
K

 

 


 
[10.14,3-183]
1 1,   - giới hạn mỏi uống và mỏi xoắn với chu kỳ đối xứng, với thép 40X có
850b  MPa.
 1 0,35 70 0,35.850 70 367,5b       MPa.
 1 10,58 367,5.0,58 213,15     MPa.
,   - Hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.
Tra bảng [10.7,1-197] thu được:
0,1
0,05


 
 
Đới với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:
max
0mj
j
aj
j
M
W

 



 

[4-79]
, ,a a m   - Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt ta
đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổitheo chu kỳ mạch động,
do vậy:

34
max
2 2
j j
mj aj
aj
T
W

    [4.7,4-79]
Với ,j ajW W - Mômen cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét, nhìn vào
biểu đồ momen, thấy tại điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho
mặt cắt tại C.
Từ công thức: u
aj
M
W
 
Với:
2 2 2 2
( 93340,7) 20866,6 95644,7     u x yM M M Nmm.
3 2
1 1. . ( )
W=
32 2
d bt d t
d
 
 tra bảng [9.1,1-173] có:
b=12mm, 1 5t  mm, ứng với d=40mm. Với b, 1t lần lượt là bề rộng rãnh then và
chiều sâu rãnh then trên trục. Thay số thu được:
3 2
1 1. . ( )
W=
32 2
d bt d t
d
 

3 2
3,14.40 12.5.(40 5)
5361,5
32 2.40

  

1
95644,7 17,84
5361,25
 aj
Mômen trên trục 2 T=102876Nmm.
3 2
1 1. . ( )
W = 11641,25
16 2
aj
d bt d t
d
 
 
Thay vào công thức tính
max
2 2
j j
aj
aj
T
W

  
102876
4,42
2.11641,25
 
Tính các hệ số d d,j jK K  bằng các công thức sau:

35
d
1x
j
y
K
K
K
K




 

d
1x
j
y
K
K
K
K




 

Trong đó:
xK - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp
gia công và độ nhẵn bề mặt.
Tra bảng [10.2,3-184] 1,10xK  ứng với phương pháp tiện và độ nhẵn bề mẵn từ
2,5-0,63 và 800b  MPa.
yK - Hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng [10.3,3-184] với phương pháp tôi bằng
dòng điện có tần số cam giới hạn bền 800 1000b   thì 1,6yK  .
,   - Hệ số kể đến ảnh hưởng kíchthước mặt cắttrục, đốivới trục có d=40mm,
tra bảng [10.4,3-185] thu được
0,73
0,78






.
,K K  - Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục đối với trục
có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Tra bảng [10.5,3-185] thu được
2,01
1,88
K
K




Thay vào công thức trên giá trị các hệ số thu được:
d
1,88
1 1,10 1
0,78
1,57
1,6
x
j
y
K
K
K
K




   
  
d
2,01
1 1,10 1
0,73
1,78
1,6
x
j
y
K
K
K
K




   
  
Thay các trị số đã tính thu được:

36
1
d
367,5
11,5
1,78.17,84 0,1.0

  
  
j
j aj mj
S
K

 

 
1
d
213,15
29,78
1,57.4,42 0,05.4,42
j
j aj mj
S
K

 

 

  
  
=>
2 2 2 2
. 11,5.29,78
10,7 [s] 2
11,5 29,78
    
 j j
j j
j
S S
S
S S 
 
Kết luận: Thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
II.2.4.5. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục.
Mặt cắt tại C là mặt cắt nguy hiểm, kiểm nghiệm độ bền của trục tại điểm C.
2 2
d 3 [ ]  t    [10.16,3-187]
max
3
0,1.
u
M
d
  , max
3
0,1.
x
T
d
  [10.17,3-187]
max max,M T - Lần lượt là mômen uốn và mô men xoắn quá tải tại mặt cắt nguy
hiểm.
2 2 2 2
( 93340,7) 20866,6 95644,7     u x yM M M Nmm.
max . 95644,7.2,2 210418,34  u qtM M K Nmm.
D=40mm.
. 102876.2,2 226327,2Max qtT T K   Nmm.
Thay số vào các công thức trên thu được:
max
3 3
210418,34
33
0,1. 0,1.40
  u
M
d

max
3 3
226327,2
35,4
0,1. 0,1.40
x
T
d
   
 2 2 2 2
d 3 33 3.35,4 70 [ ]=0,8.550=440     t    MPa.
Kết luận: Thỏa mãn điều kiện bền tĩnh.

37
II.5 CHỌN THEN.
II.5.1 Chọn then cho trục 1.
Đường kính tại điểm lắp bánh răng côn nhỏ d=25mm, theo bảng [9.1,1-173] có
kích thước của then như sau:
b=8 h=7 1t =4 2t =2,8
Bán kính góc lượng của rãnh:
+ Nhỏ nhất 0,16.
+ Lớn nhất 0,25.
Từ phần trục có kết quả chiều dài của mayơ bánh răng côn nhỏ:
13 36ml mm .
Với 1 13(0,8...0,9). (0,8...0,9).36 (28,8...32,4)tl l  
Tra bảng [9.1,1-173] chọn chiều dài then bằng 1 30tl  .
a. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.
1
1
2.
[ ]
. ( )
d d
t
T
d l h t
  

[9.1,1-173]
Với:
1T - Mô men xoắn trên trục, 1 54089T  Nmm.
tl - Chiều dài then làm việc, 1t tl l b  ;
1
1 1
2. 2.54089
65,56 [ ]=150
. ( ) 25.(30 8).(7 4)
d d
T
d l h t
    
  
Mpa.
Kết luận: Đảm bảo điều kiện bền dập cho then.
b. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.
12.
[ ]
.
c c
t
T
d l b
   [9.2,1-173]
Thay số vào thu được kết quả như sau:

38
12. 1
2.54089 24,6 [ ] [60...90] MPa
. 25.22.8
c c
t
T
d l b
     
Kết luận: Then đảm bảo điều kiện bền cắt.
II.5.2. Chọn then cho trục 2.
Tại mặt cắt lắp bánh răng trụ d=40 mm theo bảng [9.1,1-173] có kích thước của
then như sau:
b=12 h=8 1t =5 2t =3,3
Bán kính góc lượn nhỏ nhất: 0,25; bán kính góc lượn lớn nhất :0,4.
Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng:
22 42ml  .
22(0,8...0,9)t ml l (0,8…0,9)42=(33,6…37,8) Chọn 35tl  mm.
a. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.
2
1
2.
[ ]
. ( )
d d
t
T
d l h t
  

[9.1,1-173]
Với:
2T - Mô men xoắn trên trục, 2 102876T  Nmm.
tl - Chiều dài then làm việc, 1t tl l b  ;
2
1 1
2. 2.102876
74,54 [ ]=150
. ( ) 40.(35 12).(8 5)
d d
T
d l h t
    
  
Mpa.
Kết luận: Đảm bảo điều kiện bền dập cho then.
b. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.
22.
[ ]
.
c c
t
T
d l b
   [9.2,1-173]
Thay số vào thu được kết quả như sau:

39
22. 1
2.102876 12,25 [ ] [60...90] MPa
. 40.35.12
c c
t
T
d l b
     
Kết luận: Then đảm bảo điều kiện bền cắt.
II.6. TÍNH CHỌN Ổ TRỤC.
II.6.1. Tính chọn ổ lăn cho trục I.
Với d = 25 mm ⇒ chọn ổ đỡ lăn có:
{
Kí hiệu: 7206
C = 29,60 KN
C0 = 20,9KN
α = 13,50°
d = 30 mm
D = 62 mm
B = 17 mm
II.6.2. Tính chọn ổ lăn cho trục II.
Vì lực của khớp nối vòng đàn hồi tương đốinhỏ so với các lực vòng và lực hướng
trục nên trong phạm vi gần đúng có thể tạm bỏ qua.
Các lực tác dụng lên ổ:
 Phản lực tác dụng lên ổ:
Tại gối đỡ B:
575,43ByR N.
1753,87 BxR N.
 Tổng phản lực tác dụng lên ổ B:
2 2 2 2
( 1753,87) (575,43) 1845,9     rB Bx ByF R R N.
Tại gối đỡ D:
1266,87DyR N.
1393,9 DxR N.
 Tổng phản lực tác dụng lên ổ D:
2 2 2 2
( 1393,9) (1266,87) 1883,6     rD Dx DyF R R N.

40
 Tổng lực dọc trục:
2 502,17aF  N.
 Xác định tỷ số:
2 502,17
0,27
1845,9
 a
B
F
R
Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ nhẹ đường kính ngõng trục d=35mm, có các thông số
kỹ thuật như sau:
Ký hiệu d(mm) C(kN) 0C (kN)  độ.
7207 35 35,20 26,30 13,83
a. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.
1,5 1,5. 13,83 0,383e tg tg  
Theo công thứ tính:
D D0,83. . 0,83.0,383.1883,6 598,8  S RF e F [4-98]
0,83. . 0,83.0,383.1845,9 586,8  SB RBF e F
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:
2 598,8 502,17 96,63     aB SD aF F F N
2 586,8 502,17 1088,97     aD SB aF F F N
Ta thấy :
 aD SDF F lấy D 1088,97aF N.
aB SBF F lấy 586,8aBF N.
 Xác định các hệ số X, Y:
Tại ổ B:
586,8
0,319 0,383
. 1.1845,9
   aB
RB
F
e
v F
Tra bảng [11.4,1-215] thu được XB=0,4 và 0BY

41
Tại ổ D:
233,48
0,1 0,383
. 1.2314,18
aD
RD
F
e
v F
   
Tra bảng [11.4,1-215] thu được XD=1 và 0DY 
 Tải trọng quy ước trên ổ B và D là:
( . . . ) 1.1.1845,9 0.1088,97 1845,9    B B RB B aBQ X V F Y F N.
( . . . )D D RD D aDQ X V F Y F  (1.1.1883,6 0. ) 1883,6  aDF N.
Dễ dàng nhận thấy: D BQ Q .
10/3
.d DC Q L [12.12,3-219]
Với : 2
6 6
60 . 60.178,89.17000
182,5
10 10
hn L
L    thay vào công thức tính trên:
10/3 10/3
. 1883,6. 182,5 8981,9 35,2    d DC Q L C kN
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.
b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay làm việnc n<1
vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư với
điều kiện:
0tQ C [11.18,1-221]
0C - Khả năng tải tĩnh cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại và
cỡ ổ.
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:
0 0. .t r aQ X F Y F  [11.19,1-221]
Kết hợp với bảng [11.6,1-221] ta có:
0 0. .t r aQ X F Y F  N.
00,5.1883,6 0,22.cot13,83.1088,97 1915 26,3    C kN
Kết luận: Đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh.

42
Các thông số của ổ như sau:
Kiểu ổ d
mm
D
mm
1D
mm
1d
mm
B
mm
1C
mm
T
mm
r
mm
1r
mm

độ
C
kN
0C
kN
7207 35 72 59 52,7 17 15 18,25 2 0,8 13,83 35,2 26,3
Phần 3: THIẾT KẾ KẾT CẤU
III.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ 1 SỐ CHI TIẾT
III.1.1. Vỏ hộp giảm tốc
 Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đốigiữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp
nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo
vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.
 Thành phần bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…
 Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ.
 Vật liệu làm vỏ: gang xám GX15-32
 Phương pháp gia công: đúc
a. Chọn bề mặt lắp ghép và thân
- Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân)
thường đi qua đường tâm các trục
- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế
b. Xác định các kíchthước cơ bản của vỏ hộp
 Dựa vào bảng [18.1,2-85] ta có bảng các kích thước cơ bản của vỏ hộp:
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Chiều
dày
Thân hộp: δ δ = 0,03.a + 3 > 6
a=134 mm.
δ = 8mm
Nắp hộp: δ1 δ1 = 0,9.δ δ1 = 7 mm

43
Gân tang
cứng
Chiều dày gân: e e = (0,8 ÷ 1).δ e = 7 mm
Chiều cao gân: h h < 58 𝑚𝑚 h = 32 mm
Độ dốc Khoảng 2° 2°
Đường
kính
Bu lông nền: d1 d1 > 0,04𝑎 + 10 > 12 𝑚𝑚 d1 = 16 mm
Bu lông cạnh ổ: d2 d2 = (0,7÷ 0,8).d1 d2 = 12 mm
Bu lông ghép mặt
bíchthân và nắp:
d3
d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 d3 = 10 mm
Vít ghép nắp ổ: d4 d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 d4 = 8 mm
Vít ghép nắp của
thăm
d5 = (0,5÷ 0,6)d2 d5 = 6 mm
Mặt bích
ghép nắp
và thân
Chiều dày mặt bích
thân: S3
S3 = (1,4÷ 1,8).d3 S3 = 16 mm
Chiều dày mặt bích
nắp: S4
S4 = (0,9 ÷ 1).S3 S4 = 15 mm
Bề rộng mặt bích:
K3
K3 ≈ K2 − (3 ÷ 5) mm K3 = 38 mm
Kích
thước
gối trục
Đường kình ngoài
và tâm lỗ vít D2,D3
Trục I: D = 62 mm
D2 = D + 2.δ
+ (1,6÷ 2).d4
D3 = D + 2.δ + 4,4.d4
D2 = 92 mm
D3 = 113 mm
Tra bảng 18.2[2]
Trục II: D = 72 mm
D2 = 100 mm
D3 = 123 mm
Bề rộng mặt ghép
bu lông cạnh ổ: K2
K2 = E2 + R2
+ (3 ÷ 5)mm
K2 = 40 mm
Tâm bu lông cạnh
ổ: E2;C
E2 = 1,6.d2 E2 = 19 mm
R2 = 1,3.d2 R2 = 16 mm

44
C =
D3
2
Trục I C = 56,5 mm
Trục II C = 61,5mm
Khoảng cách từ
tâm bu lông đến
mép lỗ: k
k > 1,2.d2 k = 16 mm
Mặt đế
hộp
Chiều dày khi
không có phản hồi:
S1
S1 = (1,3÷ 1,5).d1 S1 = 22 mm
Chiều dày khi có
phần lồi: Dd;S1;S2
S1 = (1,4÷ 1,7).d1 S1 = 25 mm
S2 = (1 ÷ 1,1).d1 S2 = 16 mm
Dd xác định theo đường
kính dao khoét
Bề rộng mặt đế
hộp: K1;q
K1 = 3.d1 K1 = 48 mm
q ≥ K1 + 2. δ q = 68 mm
Khe hở
giữa các
chi tiết
Giữa bánh răng và
thành hộp
∆ ≥ (1 ÷ 1,2).δ ∆ = 10 mm
Giữa bánh răng và
đáy hộp
∆1 ≥ (3 ÷ 5).δ (phụ thuộc
loại hộp giảm tốc)
∆1= 36 mm
Giữa mặt bên các
bánh răng với nhau
∆ ≥ δ ∆ = 10 mm
Số lượng
bu lông
nền Z
Z = (L + B) (200⁄ ÷ 300)
L, B – Chiều dài và chiều
rộng của hộp
Z = 4
Chiều
cao mức
dầu bôi
trơn
Từ đáy hộp đến vị
trí mức dầu cao
nhất
hmax = 1 6.da1⁄ + Δ1 hmax
= 56,12 mm
Từ đáy hộp đến vị
trí mức dầu thấp
nhất
hmin = Δ1 + 1 6.b⁄ hmin
= 44,77 mm
Với a là khoảng cách tâm:

45
a =
√de1
2
+ de2
2
2
=
√652 + 2602
2
= 134 (mm)
III.1.2.Mộtsố chi tiết khác:
a. Bu lông vòng:
Tên chi tiết: Bu lông vòng
 Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp
ghép…) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng
 Vật liệu: thép 20
 Số lượng: 2 chiếc
Tra bảng [18.3b,2-89] với Re = 125,3 mm ta được trọng lượng hộp Q =
60 Kg
 Thông số bu lông vòng tra bảng [18.3a,2-89] ta được:
Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l
≥
f b c x r r1 r2
M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 2 4 4
b. Chốt định vị
Tên chi tiết: Chốt định vị
 Chức năng: nhờ có chốtđịnh vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng
ngoài của ổ (do sailệch vị trí tương đốicủa nắp và thân) do đó loại trừ được
các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
 Chọn loại chốt định vị là chốt trụ.
 Thông số kích thước: [18.4b,2-91] ta được:
d = 5 mm, c = 0,8 mm, L = 16÷ 90mm

46
Chọn L = 38 mm
c. Cửa thăm
Tên chi tiết: cửa thăm
 Chức năng: để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đồ
dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp,
trên nắp có nút thông hơi.
 Thông số kích thước: tra bảng [18.5,2-92] ta được:
A B A1 B1 C C1 K R Vít Số
lượ
ng
100 150 75 100 125 - 87 12 M8
× 22
4
d. Nút thông hơi
Tên chi tiết: nút thông hơi
 Chức năng: khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều
hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dung nút thông hơi.
 Thông số kích thước: tra bảng [18.6,2-93] ta được:
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27
× 2
15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
e. Nút tháo dầu
Tên chi tiết: nút tháo dầu

47
 Chức năng: sau 1 thời gian làm việc dầu bôitrơn có chứa trong hộp bị bẩn (do
bụi bẩn hoặc hại mài…) hoặc dầu bị biến chất. Do đó cần phải thay dầu mới,
để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ này bị bít kín bằng
nút tháo dầu.
 Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng [18.7,2-93] ta được
d b m f L c q D S D0
M20
× 2
15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,5
f. Kiểm tra mức dầu
Tên chi tiết: que thăm dầu.
 Que thăm dầu:
Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi
trơn trong hộp giảm tốc. Đểtránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra,
đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài.
Số lượng 1 chiếc
g. Lót ổ lăn
Ổ lăn làm việc trung bình và bôi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp
bằng vòng phớt.
Chi tiết vòng phớt:
 Chức năng: bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất
xâm nhập vào ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ.
 Thông số kích thước: tra bảng [15.17,2-50] ta được
6
30
3
5
18
6912
12

48
d d1 d2 D a B S0
Trục I
(mm)
25 26 24 38 6 4,3 9
Trục II
(mm)
35 36 34 48 9 6,5 12
Chi tiết vòng chắn dầu
 Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với
dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.
 Thông số kích thước vòng chắn dầu
a = 6 ÷ 9 (mm),t = 2 ÷ 3 (mm),b = 2 ÷ 5 (mm)(lấy bằng gờ trục)
h. Ổ lăn
 Chi tiết: ổ đũa côn.
 Chức năng: đỡ trục và các chi tiết trên trục và chịu lực dọc trục làm
cho trục quay ổn định và cứng vững.
 Vật liệu: thép ổ lăn.
 Thông số kích thước:

49
Kí
hiệu
d D D1 d1 B C1 T r r1 α C C0 Số
lượng
mm ° (KN)
Trục
I
25 62 50,5 43,5 17 15 18,25 2,0 0,8 13,50 29,6 20,9 2
Trục
II
35 72 59 52,7 17 15 18,25 2,0 0,8 13,83 35,20 26,3 2
h. Cốc lót.
 Tên chi tiết: cốc lót
 Chức năng: dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điểu chỉnh
bộ phận ổ cũng như điều chỉnh ăn khớp của bánh răng côn.
 Vật liệu: gang xám GX15÷32
 Thông số chi tiết:
Chọn chiều dày cốc lót: δ = 8 mm
Chiều dày vai và bíchcốc lót: δ1 = δ2 = δ = 8 (mm)
i. Kết cấubánh răng.
 Vật liệu làm bánh răng: thép 40X
 Bánh răng 1 có dae1 = 120,7 mm sử dụng phương pháp rèn hoạc dập
 Bánh răng 2 có dae2 = 334,03 mm sử dụng rèn tự do
 Vành răng: δ = (2,5 ÷ 3).mte = 8,75 ÷ 10,5 chọn δ = 9 mm
 May ơ: l = (0,8÷ 1,8).d => {
l1 = 20 ÷ 45
l2 = 32 ÷ 72
chọn {
l1 = 35 mm
l2 = 55 mm
 Đường kính ngoài may ơ: D = (1,5÷ 1,8).d => {
D1 = 37,5÷ 45
D2 = 60÷ 72
=> {
D1 = 40 mm
D2 = 60 mm
 Đĩa hoặc nan hoa: C ≈ (0,3 ÷ 0,35).b = 15,9÷ 18,4 chọn C = 18 mm
 Đường kính lỗ: d0 = (12 ÷ 25) chọn d0 = 20 mm(chọn 4 lỗ)

50
Phần 4: LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI
IV.1. Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn
 Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài
vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản.
 Để các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta chọn kiểu
lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôivới các vòng quay.
 Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:
Tra bảng [20.12- 20.13,2-133] ta được:
+ Lắp ổ lên trục là: k6
+ Lắp ổ lên vỏ là: H7

51
IV.2. Lắp bánh răng lên trục:
 Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng
then bằng. Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh
then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác. Để khắc phục cần
cạo then theo rãnh then để lắp.
 Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp chặt:
∅
H7
k6
IV.3. Dung sai mối ghép then
 Tra bảng [20.6,2-125] với tiết diện then trên các trục ta được
Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:
{
Trục I: b × h = 8 × 7 chọn:Js9(±0,018)
Trục II:b × h = 12 × 8 chọn: Js9(±0,021)
Sai lệch chiều sâu rãnh then:
{
Trục I:t = 4 mm ⇒ Nmax = +0,2 mm
Trục II:t = 5,0 mm ⇒ Nmax = +0,2 mm
IV.4. Bôi trơn hộp giảm tốc
 Bôi trơn trong hộp
Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn
ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận
tốc v = 3,6(m s⁄ ) < 12(m s⁄ ) nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương
pháp ngâm dầu.
Với vận tốc vòng của bánh răng cônv = 3,6 (m s⁄ ) tra bảng [18.11,2-100],
ta được độ nhớt để bôi trơn là:
80
11
Centistoc ứng với nhiệt độ 50℃
Theo bảng [18.13,2-101] ta chọnđược loại dầu AK-20
 Bôi trơn ngoài hộp
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do
đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ.
 Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài
mòn, ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp
xúc trực tiếp với nhau, điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và tránh được tiếng
ồn.

52
Thông thường các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng trong thực
tế thì người ta thường bôi mỡ vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ
dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm.
Ngoài ra mỡ được dùnglâu dàiítchịu ảnh hưởng củanhiệt độ theo bảng [15.15,2-
44] ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm 1 2⁄ khoảng trống trong ổ.
IV.5. Lắp ghép giữa nắp với ổ và bạc với trục
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Trục I Trục và vòng
trong ổ
ϕ30k6 ϕ25+0,002
+0,015
Cốc lót và
vành ngoài ổ
ϕ62H7 ϕ620
+0,030
Vỏ và cốc lót
ϕ78
H7
h6
ϕ780
+0,030
ϕ78−0,019
0
Trục và vòng
chắn dầu
ϕ25
H7
k6
ϕ250
+0,021
ϕ25+0,002
+0,015
Đoạn trục lắp
khớp nối
ϕ25k6 ϕ25+0,002
+0,015
Nắp ổ và cốc
lót ϕ62
H7
d11
ϕ620
+0,030
ϕ62−0,290
−0,100
Trục và bánh
răng
ϕ25
H7
k6
ϕ250
+0,021
ϕ25+0,002
+0,015
Trục và bạc
ϕ25
D8
k6
ϕ25+0,065
+0,098
ϕ25+0,002
+0,015
Trục II Trục và vòng
chắn dầu ϕ35
H7
k6
ϕ350
+0,021
ϕ35+0,002
+0,015
Vỏ và nắp ổ
trục 2
ϕ72
H7
d11
ϕ720
+0,030
ϕ72−0,290
−0,100
Đoạn trục lắp
đĩaxích
∅30k6 ϕ30+0,002
+0,015
Trục và vòng
trong ổ
ϕ35k6 ϕ35+0,002
+0,015

53
Vỏ và vòng
ngoài ổ
ϕ72H7 ϕ720
+0,030
Trục và bánh
răng ϕ40
H7
k6
ϕ400
+0,025
ϕ40+0,002
+0,018
Trục và bạc
ϕ30
D8
k6
ϕ30+0,065
+0,098
ϕ30+0,002
+0,015
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1. Nhà
xuất bản giáo dục, 2005.
[2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2. Nhà
xuất bản giáo dục, 2005.
[3] Trịnh Chất. Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy. Nhà xuất bản khoa học và kỹ
thuật, 2005.
[4] PGS.TS Ngô Văn Quyết. Đồ án chi tiết máy. Nhà xuất bản Hải Phòng, 2005.

54
[5]T.S Vũ Lê Huy. Bài giảng môn học Đồ án chi tiết máy. Website:
Thietkemay.edu.vn, 2017.
[6] Lê Quang Minh, Nguyễn Văn Vượng. Sức bền vật liệu tập 1. Nhà xuất bản
giáo dục 2008.

Đồ án chi tiết máy _ 1 cấp bánh răng côn.

Recomendados

Recomendados

Más contenido relacionado

La actualidad más candente

La actualidad más candente (20)

Similar a Đồ án chi tiết máy _ 1 cấp bánh răng côn.

Similar a Đồ án chi tiết máy _ 1 cấp bánh răng côn. (20)

Đồ án chi tiết máy _ 1 cấp bánh răng côn.