đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

MỤC LỤC
BẢN THUYẾT MINH GỒM NHỮNG PHẦN CHÍNH SAU
PHẦN 1: Tính chọn động cơ và phân phối tỉ số
truyền……...………………..
1. Chọn động cơ.……………………………………………………..
2. Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục..………....….
3. Tính các thông số trên các trục…………………………….....…....
PHẦN 2: Tính toán bộ truyền ngoài……..……………………………….…...
1. Chọn loại xích………………………………………………………
2. Tính các thông số của bộ truyền xích…………………………
3. Kiểm nghiệm xích về độ bền……………………….………………
4. Kích thước đĩa xích……………..………….………………………
5. Bảng các thông số của bộ truyền xích…………………………….
PHẦN 3: Tính bộ truyền bánh răng………...…………………………..……
1.Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng…….…..
2. Chọn vật liệu……………………………………………..…
3. Xác định ứng suất cho phép……………………………….……..
6. Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng……….
7. Kiểm nghiệm răng……………………………….……………….
8. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.……..
9.Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng….…..
10. Chọn vật liệu……………………………………………..………
11. Xác định ứng suất cho phép……………………………….……..
12. Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…...
13. Kiểm nghiệm răng……………………………….……………….
14. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.…..
PHẦN 4: Tính toán thiết kế trục……………………………………………..
1.
.......
..
1……………………………………………………………
2……………………………………………………………
c 3…………………………………...……………………….
..
.
PHẦN 5: Tính chọn ổ đỡ…………………………………………………….
1.
1……………………………………………..
2.
2……………………………………………..

SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện

Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5
1

3.
3……………………………………………..
PHẦN 6: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ,bôi trơn và ăn khớp……………………
1. Thiết kế vỏ hộp………………………………………………
2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc……………………………………..
3. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp……………….
4. Thiết kế các kết cấu khác………………………………………..
5. Bảng thông kê các kiểu lắp và dung sai…………………………


2

PHẦN I
TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MEN
XOẮNTRÊN CÁC TRỤC.

1

3

2

4
F

1.1.Chọn động cơ.
Công suất cần thiết:
- Công suất làm việc trên trục máy công tác:
Plv = F.V/1000
Với F:Là lực kéo băng tải.
V:Là vận tốc băng tải.
Thay số ta có: =>Plv= 13000.0,32/1000 = 4,16 ( KW)
Do tải trọng thay đổi nhiều mức nên ta chọn động cơ theo công suất
tương đương.
Ptd = Plv.β (β>1)
Với β =
Thay số ta có:

= 0,816

β=


3

Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là:

Pt = Ptd = Plv.β

thay số ta có: Ptd = 4,16.0,816 = 3,4 (KW)

-Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động là:
Ta gọi ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống và được xác đị nh theo
công thức:
ht =

k. ot.

3.
ol .

2
x. brt

Tra bảng 2.3 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:
+

k là

hiệu suất của khớp nối với: k = 0,99.

+ ot là hiệu suất của 1 cặp ổ trượt: ot = 0,96.
+ ol là hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ol = 0,99.
+ xlà hiệu suất của bộ truyền xích: x = 0,98.
+ brtlà hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt= 0,97.
Thay số vào ta có: ht = 0,99.0,96.0,993.0,98.0,972 = 0,886
-Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct= Pt/

ht

thay số ta có: Pct = 3,4/0,886 = 3,84 (kW).

-Số vòng quay đồng bộ của động cơ:
+ Số vòng quay trên trục máy công tác: nlv= 60000.V/(Z.t)
Với V: là vận tốc của băng tải (m/s)
Z: Số răng đĩa xích tải
t: Bước xích của xích tải (mm)

4

Thay số vào ta có:nlv=

= 24,4 (v/p)

-Ta đi chọn sơ bộ tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:
Ut= Ux.Ubrt
Ta chọn sơ bộ các tỉ số truyền như sau.
+Tỉ số truyền của bộ truyền xích:Ux= 3
+Tỉ số truyền của hộp với hộp giảm tốc bánh răng:Ubrt = 20
Vậy tỉ số truyền của toàn hệ dẫn động là: Ut = 3.20 = 60
- Số vòng quay trên trục của động cơ: nsb = nlv.Ut
Thay số vào ta có: nsb = 60.24,4 = 1464 (v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb = 1500 ( v/p)
Để chọn động cơ ta dựa vào bảng P1.3 phụ lục SGKTTTKHDĐCKtập1
Ta sử dụng loại động cơ 4A112M4Y3 có các thông số kĩ thuật như sau:

Bảng thông số kĩ thuật của động cơ

Kiểu động
cơ

Công
suất
(kw)

Vận tốc
quay(v/p)

4A112M4Y3

5,5

1425

cos

0,85

%

85,5

2,2

2,0

Để đảm bảo cho động cơ làm việc được ổn định ta cần đi kiểm nghiệm
lại các điều kiện của động cơ khi làm việc
+ndc= 1425(v/p) nsb= 1464(v/p)

5

+Pdc Pct = 3,84KW
đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:
Tmm/T ≤ TK/Tdn
Như vậy động cơ đã chọn phù hợp với yêu cầu đặt ra.
1.2:Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục
- Ta đi tính lại tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:
Với: Ut = ndc/nlvthay số ta có: Ut = 1425/24,4 = 58,4
Ta đi phân phối lại tỉ số truyền như sau: chọn Ubrt= 20
Trong đó: +Tỉ số truyền cấp nhanh là: Ucn = 5,69
+Tỉ số truyền cấp chậm là: Ucc = 3,51
Ta có Ux= Ut/Ubrt = 58,4/20 = 2,92
1.3:Tính các thông số trên các trục:
-Tính toán toán tốc độ quay trên các trục :
+Trục động cơ : ndc = 1425(v/p)
+Trục số 1: = ndc/Uk thay số ta có: = 1425/1 = 1425(v/p)
+Trục số 2: = nІ/Ucnthay số vào ta có: = 1425/5,69= 250(v/p)
+Trục số 3:
= /Ucc thay số vào ta có:
= 250/3,51= 71(v/p)
+Trục số 4:
=
/Ux thay số vào ta có:
= 71/2,92= 24,3(v/p)
- Tính công suất trên các trục:
=4,16 kw
=

= 4,2 kw

= 4,4 kw

=

= 4,6 kw

= 4,65 kw
- Tính mômen xoắn trên các trục:
+Tdc = 9,55.106.Pct/ndc= 9,55.106.4,65/1425= 31163(N.mm)
+ = 9,55.106. / = 9,55.106.4,6/1425= 308288(N.mm)
+
= 9,55.106. / = 9,55.106.4,4/250= 168080(N.mm)
+ = 9,55.106.PІІІ/nІІІ = 9,55.106.4,2/71= 564930(N.mm)


6

+

= 9,55.106.PIV/nІV= 9,55.106.4,16/24,3=1634897(N.mm)

Thông số
Trục
Trục động cơ
Trục số 1
Trục số 2
Trục số 3
Trục số 4

1,945

Mômen xoắn
(N.mm)

4,65

31163

1425

4,6

30828

250

20

Công
suất(kw)

1425

Tỉ số truyền

Tốc độ
quay(v/p)

4,4

168080

71

4,2

564930

24,3

4,16

1634897

PHẦN : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1: Các số liệu ban đầu
+ Công suất: PІІI = 4,2kw
+ Số vòng quay của trục dẫn: nІІI= 71 v/p
+Tỉ số truyền: Ux= 2,92
+ Góc nghiêng nối tâm bộ truyền ngoài: 90o
2.2:Thiết kế bộ truyền xích
2.2.1:Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống con lăn.
2.2.2: Xác định các thông số của xích và bộ truyền
- Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức:
z1 = 29 – 2 u = 29 – 2 2,92 = 23,16 răng
Chọn z1 = 23 răng
-Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức:
z2 = u z1 = 2,92 23=67,16răng
Lấy z2 =67 răng
Ta có tỉ số truyền thực tế là Ux =


=

= 2,91

7

-Xác đị nh các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức :
K = Kd Ka Ko Kdc Kb Klv = 1 1 1,25 1 1,3 1,45 = 2,36
Trong đó:
Kd = 1 (bộ truyền làm việc êm)
Ka = 1 (a = (30 50)p)
Ko = 1,25 (đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một
góc lớn hơn 60o)
Kdc = 1 (trục điều chỉ nh được)
Kb =1,3 (bôi trơn đạt yêu cầu trong môi trường có bụi)
Klv = 1,45 (làm việc 3 ca)
Hệ số Kn = n01 / nIII = 200 /71 = 2,8
Hệ số Kz = z01 / z1 = 25 / 25 = 1
Chọn xích một dãy, Kx = 1.
Công suất tính toán :
Pt =

=

= 27,75 kw

Theo bảng 5.5SGKTTTKHDĐCK tập 1 theo cột n01 = 200 (vg/ph) ta chọn
bước xích
p = 38,1mm.
Theo bảng 5.8SGKTTTKHDĐCK tập 1 số vòng quay tới hạn tương ứng
bước xích 38,1mm là nth = 500 vg/ph, nên điều kiện n < nth được thỏa
mãn.
-Vận tốc trung bình của xích:
V=

=

=

= 1,13 m/s


8

-Lực vòng có ích:
Ft =

=

= 3717 N

-Kiểm nghiệm bước xích p
Theo bảng 5.8 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có p < pmax

- Chọn khoảng cách trục sơ bộ
a = (30 50) p = 40 38,1= 1524 mm.
- Số mắt xích X
X=

=

= 126

Chọn X = 126mắt xích.
-Chiều dài xích L = p

X = 126.38,1= 4801mm.

- Tính chính xác khoảng cách trục
a = 0,25.p.

= 0,25.38,1.

= 1521,7 mm
Ta chọn a = 1517mm (giảm khoảng cách trục (0,002 0,004).a)
-Số lần va đập xích trong 1 giây:


9

=

i=

= 0,86 ≤ *i+ = 20

Theo bảng 5.9SGKTTTKHDĐCK tập 1 với bước xích p = 38,1 mm,
ta chọn [i] = 20.
2.2.3: Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.
- Kiểm tra xích theo hệ số an toàn
Q

s
F1

Fv

Fo

+ Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.2SGKTTTKHDĐCK tập 1 với
bước xích p = 38,1 mm thì Q = 127kN
khối lượng một mét xích q = 5,5 kg/m
+ Lực trên nhánh căng

F1 Ft = 3717N

+ Lực căng do lực ly tâm gây nên
Fv = q v2 = 5,5.1,132 = 7 N
+ Lực căng ban đầu của xích Fo
Fo = Kf a q g = 4 1,522 5,5 9,81 = 328,5N
s = 31,34> [s] = (7,3 7,6)
Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:
σH = 0,47.

= 0,47.


10

= 458 Mpa

Trong đó:
+*σh] là ứng suất tiếp xúc cho phép
+ kr = 0,48 là hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích
+ Kd = 1 là hệ số tải trọng động
+ kd = 1 là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
+ Fvd là lực va đập trên m dãy xích
Fvd = 13.10-7n1.p3.m
=13.10-7.71.38,13.1 = 5,1 N
+ E = 2,1.105 là môđun đàn hồi
+Ft = 3717 N
+ A: là diện tích chiếu của bản lề
tra theo bảng 5.12SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta cóA = 395 mm2
Vậy dùng thép 45 tôi độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho
phép
*σH+ = 600Mpa, đảm bảo được độ bền cho răng đĩa 1.
Tương tự với răng đĩa 2 cũng tương tự: σH2 ≤ *σH] (với cùng vật liệu và
nhiệt luyện)
2.2.4: Bán kính đáy

với

tra theo bảng 5.2SGKTTTKHDĐCK tập 1ta được:

=>


11

2.2.5: Kích thước đĩa xích
d1 =

=

= 279 mm

d2 =

=

= 813 mm

-Đường kính đỉ nh răng:
da1 = d1 + 0,7.p = 305,67 mm
da2 = d2 + 0,7.p = 839,67 mm
-Đường kính chân răng:

2.2.6: Lực tác dụng lên trục
Fr = Kx Ft = 1,05 3717= 3903N
Trong đó Kx = 1,05 do bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o

2.2.7:Các thông số của bộ truyền xích
Thông số
Loại xích
Bước xích
Số mắt xích
Chiều dài xích
Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích nhỏ
Số răng đĩa xích lớn
Vật liệu đĩa xích
Đường kính vòng chia đĩa xích
nhỏ
10.Đường kính vòng chia đĩa xích
lớn
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.


Kí hiệu
------p
x
L
a

----

Giá trị
Xích ống con lăn
38,1(mm)
126
4801 (mm)
1517 (mm)
23
67
Thép 45(Tôi,ram)
279(mm)
813(mm)

12

11.Đường kính vòng đỉnh đĩa xích
nhỏ
12.Đường kính vòng đỉnh đĩa xích
lớn
13.Bán kính đáy
14.Đường kính chân răng đĩa xích
nhỏ
15.Đường kính chân răng đĩa xích
lớn
16.Lực tác dụng lên trục
17.Xích một dãy

PHẦN

305,67(mm)
839,67(mm)
r

11,22(mm)
256,65(mm)
790,56(mm)
3903(N)

Kx

1,05

. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1: Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng

3.1.1: Các số liệu ban đầu
= 4,6(kw)
-

= 5,69

-

ng n1 = 1425(vg/ph)

-

c lh = 160

)

Tmm = 1,4T1
T2 = 0,68T1
t1 = 3,2

)


13

t2 = 4,6
tck

)
)

3.1.2:Thiết kế bộ truyề
3.1.2.1: Chọn vật liệu chế tạo.
Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ2 cấp chịu công suất không lớn lắm
(Pđm = 7,5kw) ta nên sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ
rắn
HB 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn
thấp
Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ
truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của
răng,
Ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10
– 15 đơn vị tức H1 H2 + (10….15)HB.
Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn
-Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là:
+Thép C45 tôi cải thiện;
+Độ rắn:HB = (241….285);
+Giới hạn bền:
= 850MPa;
+Giới hạn chảy:
= 580MPa;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250.
-Vật liệu ch tạo bánh răng lớn là:
+Độ rắn HB = (192….240);
+Giới hạn bền
= 750MPa;

+Giới hạn chảy

= 450MPa;

Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240.
3.1.2.2: Xác định ứng suất cho phép
- ng suất tiếp xúc cho phép [
vàứng suất uốn cho phép
xác định theo công thức sau:

+[

]=

.ZR.ZV.KXH.KHL

+[

]=

đựoc

.YR.YS.KXF.KFC.KFL


14

Trong đó:
ZR: hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc;
ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng;
YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
KXF: hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn ;
Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1
Do đó các công thức trên lần lượt trở thành:
]=

=

KHL(1-a)
KFL.KF

(2-a)

Trong đó :
;
. lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng
suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở,tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1
với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)
Ta có: ζoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1;
ζoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75;
với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn;
Thay các kết qua trên vào công thức ta có:
ζoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa;
ζoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550MPa;
ζoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450Mpa;
ζoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432Mpa;
+KFC:là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ
truyền quay một chiều);
+KHL,KFL: là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức:
KHL =

(1-1)


15

KFL =

(1-2)

Trong đó:mH,mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ
bền uốn;
mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350;
NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc
Với: NHO = 30
(1-3)
Do đó:
+NHO1 = 30.2502,4 = 17067789
+NHO2 = 30.2402,4 = 15474913
+NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn:NFO =
4.106 đối với tất cả các loại thép.
+NHE,NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc.
Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a)
+NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax

.ni.ti (1-2a)

Trong đó: C : là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni:là số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I;
Mmax: mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
ti:là tổng số giờ làm việc của bánh răng;
Ta có: Với bánh răng nhỏ(bánh răng số 1);
C = 1 ; nI = 1425(v/p);
Với bánh răng lớn(bánh răng số 2);
C = 1 ; nII= 250(v/p);
Thay số vào ta có:
= 794,5.106

+NHE1 = 60.1.1425.16000.
+NHE2 = 60.1.250.16000.

= 139,4.106

+NFE1 = 60.1.1425.16000.

= 625.106


16

= 109,6.106

+NFE2 = 60.1.250.16000.

Xét do NHE1> NHO1, NHE2> NHO2=> KHL1 = 1 ;KHL2 = 1
Tương tự ta có:NFE1> NFO , NFE2> NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;
Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)
Ta có: [ζH]1 =

= 518Mpa;

[ζH]2 =

= 500 Mpa;

[ζF]1 =

= 257,14 Mpa;

[ζF]2 =

= 246,86 Mpa;

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng,thì ứng suất tiếp xúc cho phép là giá
trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán [ζH]1 và [ζH]2.
Vậy ta chọn [ζH] = 500 MPa.
+ ng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo
công thức các công thức sau:
[ζH]max = 2,8ζch
[ζF]max = 0,8ζch
Vậy => [ζH1]max = 2,8.580 = 1624MPa;
[ζH2]max = 2,8.450 = 1260MPa;
[ζF1]max = 0,8.580 = 464MPa;
[ζF2]max = 0,8.450 = 360MPa;
3.1.2.3:Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng
răng thẳng.
a
c:

dw1 =77.
Trong

3

T1.KHβ.KHv.(u+1)
ψd.[σH]2.u

:


17

+ T1

1:T1 = 30828 N.mm

+ KHα
n KHα = 1
+ ψd = bw
dw1

n theo ψa = bw = 0,3
aw

Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(5,69+1) = 1,06
Ψd

ng 6.7SGKTTTKHĐCK tập 1

KHβ = 1,15

c

3)

ng suất tiếp xúc cho phép[ζH] = 500 MPa.
+ KHv
ng
Hv

y dw1 = 77. 3
w1

30828 . 1,15 . 1 . 1, 2 ( 5 , 69

= 1,2
1)

2

1, 06 .( 500 ) . 5 , 69

= 44,17

= 44 mm

b

c aw
aw =
w

dw1.(u+1)
=
2

44 .( 5 , 69
2

1)

= 147

= 147 mm
: m = (0,01÷0,02).aw = 1,2÷2,4 mm
ng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập 1

n m = 2 mm

c
Z1 = dw1 =
m
1

44
2

= 22

= 22 răng


18

Z2 = u.Z1 = 5,69.22 = 125,18 răng
Lấy Z2 = 125 răng
d
-

nh)
d1 = m.Z1 = 2.22 = 44 mm
d2 = m.Z2 = 2.125 = 250 mm

-

:

bw = ψd.dw1 = 1,06.44 = 46,7 mm
w

= 47mm
c aw = 147 mm

3.1.2.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

ζH = ZM.ZH.Zε.
Trong đó:
+ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng
ăn khớp.
Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:ZM = 274MPa1/3
+ZH- hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc
2
ZH =
sin(2αw)
: tanαw = tanα
α = 20°
=>αw = 20°
y ZH = 1,76
+Zε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với bánh răng
răng thẳng
:


19

Zε =
Trong đó:+ εα là hệ số trùng khớp ngang
Ta có thể tính εα theo bảng 6.11SGKTTTKHDĐCK tập 1 với công thức

εα = [Z1tgαa1 Z2tgαa2 (Z2 Z1)tgαtw/(2

[

]

Hoặc theo công thức: εα = 1,88 – 3,2

[

]

Thay số vào ta có:εα = 1,88 – 3,2
=>εα = 1,7
Thay số vào công thức Zε =

(với β = 0);

= 0,87

+KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc;
KH = KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
+KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,15 như đã
chọn
+KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng
răng thẳng KHα = 1.
+KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn
khớp, tính theo công thức sau:
KHv = 1 +

-Với VH = δH.go.V.

(1-1)

(1-2)

Trong đó:

của bánh răng
V=

thay số vào ta có: V =


nhỏ và được tính theo CT:
= 3,3(m/s)

20

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác
bằng 8;
+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền
bánh răng
răng thẳng nên ta chọn δH = 0,006;
+go – hệ
bước răng
Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 56;
+dw1 – đường kính
nhỏ dw1 = 44(mm)
Thay số vào công thức (1-2) ta có:
VH = 0,006.56.3,3.

= 5,6(m/s)

+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với
T1 = 30828(N.mm)
+bw là chiều rộng vành răng
bw = 47 mm
Vậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có:
KHv = 1 +

= 1,16

Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv
=>KH = 1,15.1.1,16 = 1,334
Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho
phép
[ζH] = 500 MPa;
Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức:
+ζH=ZM.ZH.Zε.

= 274.1,76.0,87.

= 432,5MPa;

Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công
thức:
[ζH] = [ζH].ZV.ZR.KXH ta chọn [ζH] = [ζH1] = 500 MPa;


21

+ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 3,3(m/s) < 5
nên
=>ZV = 1
+ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với
Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1;
+KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh
răng
da< 700(mm) ta có KXH = 1.
Vậy =>ζH = 500.1.1.1 = 500MPa mà ζH =432,5Mpa < [ζH] = 500MPa
Vậy bộ truyền thoả mãn yêu cầu về độ bền mỏi khi tiếp xúc
3.1.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Hai điều kiện đưa ra với bộ t
+ζF1=

[ζF1] (1)

+ζF2=

[ζF2]

(2)

-Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 30828(N.mm)
+m là mô đun
Với m = 2
+bw chiều rộng vành răng, bw = 47(mm)
+dw1 đường kính
của bánh răng chủ động
dw1 = 44(mm)
+Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Với bánh răng
răng thẳng,β = 0,Yβ = 1.
+YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính
theo công thức sau:
-ZVn1 =
-ZVn2 =
Ta thay số vào 2 công thức trên ta có:
ZVn1= 22
ZVn2 = 125
Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh
ta có

22

YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6;
+ Yε =

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số trùng khớp

ngang
Ta có:εα = 1,736
=>Yε=

= 0,58

+KF hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với KF = KFβ.KFα.KFv
Trong đó:
+KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành
răng tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,32.
+KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải
trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp,với bộ truyền bánh
răng
răng thẳng
KFα = 1.
+KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp,tính theo công thức
KFv = 1 +
Với VF = δF.go.V.
Trong đó:
+δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,016.
+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng
Tra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 8
ứng với môđun bánh răng = 2(mm) ta chọn go = 56.
+V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 3,3(m/s)
aw = 147 mm
của bánh răng nhỏ.
dw1 = 44(mm)
+U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng ,U= 5,69.
+bwlà chiều rộng vành răng, bw = 47(mm)
+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động,T1= 30828(N.mm)
Vậy => VF = 0,016.56.3,3.

= 15

Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suy ra:

23

KFv = 1 +

= 1,38

mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,32.1.1,38 = 1,8
Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có :
ζF1

=

ζF2

=

= 60,7 MPa
=56 MPa

So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:
[ζF1] = 257,43 MPa.
với ζF1 = 60,7 MPa.
[ζF2] = 246,857 MPa.
Ta thấy rằng

Với

ζF2 = 56MPa.

+ζF1 = 60,7 MPa < [ζF1] = 257,43 MPa.

+ζF2 = 56MPa < [ζF2] = 246,857 MPa.
Như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo
3.1.2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải
Lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là
khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất
sinh ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy
răng.
Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :
Kqt =

=

= 1,4.

Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa
+Tmax là mô men quá tải
Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực
đại không được vượt quá một giá trị cho phép

+ ζHmax = ζH.
≤[ζH]max
+ ζFmax = ζF.Kqt [ζF]max
+VớiζHnhư đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và ζHmaxđã được tính ở
phần trên.


24

+Với ζF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và

ζFmax đã được tính ở trên.

Với ζH =427MPa;
+[ζH1]max = 1624 MPa, [ζH2]max = 1260 MPa.
+[ζF1]max = 464 MPa, [ζF2]max = 350 MPa.
+ζF1 = 60,7 MPa, ζF2 = 56 MPa.
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
+ζHmax= 427.
= 505,23 MPa.
+ζF1max = 60,7.1,4 = 85 MPa.
+ζF2max = 56.1,4 = 78,4 MPa.
So sánh giữa các giá trị ta thấy
+ζHmax = 505,23 MPa < [ζH1]max = 1624 MPa.
+ζF1max = 85 MPa < [ζF1max] = 464 MPa.
+ζF2max = 78,4 MPa < [ζF2max] = 360 MPa.
Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
2.1.2.7

:
-

: dw1 = d1 = 44 mm
dw2 = d2 = 250 mm

-

c: aw = 147 mm
: bw = 47 mm
: + Z1 = 22 răng
+ Z2 = 125 răng

-

p: αw = 20°


25

-

-

: u = 5,69

nh: x1 = 0
x2 = 0

-

nh

: da1 = d1 + 2.m = 44 + 4 = 48 mm
n: da2 = d2 + 2.m = 250 + 4 = 254 mm

-

: df1 = d1 - 2,5.m = 44–5 = 39 mm
n: df2 = d1 - 2,5.m = 250–5 = 245 mm

Bảng thông số của bộ truyền bánh răng
THÔNG SỐ

TRỊ SỐ

Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Tỉ số truyền
Đường kính
lăn của bánh răng

Z1 = 22
Z2 = 125
Ubrt = 5,69
- Chủ động:dw1 = 44(mm)
- Bị dẫn :dw2 = 250(mm)
- da1 = 48(mm)
- da2 = 254(mm)
- df1 = 39(mm)
- df2 = 245(mm)
- bw = 47(mm)
- β = 0o
- X1= X2 = 0(mm)
-αtw = 20o
-aw = 147 mm

Đường kính chân răng
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng răng
Hệ số dịch chỉnh

3.2: Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng

3.2.1: Các số liệu ban đầu
= 4,4(kw)


26

-

= 3,51

-

ng n1 = 250 (vg/ph)

-

c lh = 160

)

Tmm = 1,4T1
T2 = 0,68T1
t1 = 3,2

)

t2 = 4,6

)

tck

)

với mômen xoắn T =
3.2.2:Thiết kế bộ truyề

= 84040 N.mm
nghhiêng

3.2.2.1: Chọn vật liệu chế tạo.
Ta sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB≤350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp
Nên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thời bộ
truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của
răng, ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ
từ 10 – 15 đơn vị tức H1 ≥ H2 + (10….15)HB.
Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn
-Vật liêụ chế tạo bánh răng nhỏ là:
+Độ rắn:HB = (241….285);
+Giới hạn bền:
= 850MPa;
+Giới hạn chảy:
= 580MPa;
Chọn độ rắn của bánh nhỏ là: HB1 = 250.
-Vật liệu ch tạo bánh răng lớn là:
+Độ rắn HB = (192….240);
+Giới hạn bền
= 750MPa;

+Giới hạn chảy

= 450MPa;


27

Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240.

3.2.2.2: Xác định ứng suất cho phép
- ng suất tiếp xúc cho phép [
vàứng suất uốn cho phép
xác định theo công thức sau:

+[

]=

.ZR.ZV.KXH.KHL

+[

]=

đựoc

.YR.YS.KXF.KFC.KFL

Trong đó:
ZR: hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc;
ZV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;
KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng;
YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;
YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;
KXF: hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn ;
Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1
Do đó các công thức trên lần lượt trở thành:
]=

=

KHL(1-a)
KFL.KF

(2-a)

Trong đó :
;
. lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng
suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở,tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1
với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)
Ta có: ζoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1;
ζoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75;
với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn;
Thay các kết qua trên vào công thức ta có:
ζoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570MPa;
ζoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550MPa;

28

ζoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450Mpa;
ζoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432Mpa;
+KFC:là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ
truyền quay một chiều);
+KHL,KFL: là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức:
KHL =

KFL =

(1-1)

(1-2)

Trong đó:mH,mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ
bền uốn;
mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350;
NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc
Với: NHO = 30
(1-3)
Do đó:
+NHO1 = 30.2502,4 = 17,068.106
+NHO2 = 30.2402,4 = 15,47.106
+NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn:NFO =
4.106 đối với tất cả các loại thép.
+NHE,NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải
trọng thay đổi nhiều bậc.
Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a)
+NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax
.ni.ti (1-2a)
Trong đó: C : là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;
ni:là số vòng quay của bánh răng trong một phút;
Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I;
Mmax: mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;
ti:là tổng số giờ làm việc của bánh răng;
Ta có: Với bánh răng nhỏ(bánh răng số 1);
C = 1 ; nI = 250(v/p);
Với bánh răng lớn(bánh răng số 2);
C = 1 ; nII= 71(v/p);


29

Thay số vào ta có:
= 139,4.106

+NHE1 = 60.1.250.16000.

+NHE2 = 60.1.71.16000.

= 39,6.106

+NFE1 = 60.1.250.16000.

= 109,6.106

+NFE2 = 60.1.71.10000.

= 31,1.106

Xét do NHE1> NHO1, NHE2> NHO2=> KHL1 = 1 ;KHL2 = 1
Tương tự ta có:NFE1> NFO , NFE2> NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;
Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)
Ta có: [ζH]1 =

= 518Mpa;

[ζH]2 =

= 500 Mpa;

[ζF]1 =
[ζF]2 =
-

= 257,14 Mpa;

= 246,86 Mpa;
*σH
i đây:

c: *σH+ = 0,5.(*σH1+ + *σH2])
[σH] = 1,18.[σH2]
: [σH] = 0,5.( 518 + 500) = 509 Mpa
[σH] = 1,18.500 = 590 Mpa
[σH] = 509 Mpa

30

+ ng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo
công thức các công thức sau:
[ζH]max = 2,8ζch
[ζF]max = 0,8ζch
Vậy => [ζH1]max = 2,8.580 = 1624MPa;
[ζH2]max = 2,8.450 = 1260MPa;
[ζF1]max = 0,8.580 = 464MPa;
[ζF2]max = 0,8.450 = 360MPa;
3.2.2.3:Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng
răng
nghiêng.
a
c:
dw1 = 68.
:
+ T1

1:T1 = 84040 N.mm

+ KHα
Vì tính sơ bộ nên t
+ ψd = bw
dw1

n KHα = 1

n theo ψa = bw = 0,3
aw

Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(3,51+1) = 0,717
Ψd
KHβ

ng 6.7SGKTTTKHĐCK tập 1

c

3)

ng suất tiếp xúc cho phép[ζH] = 509MPa.
+ KHv
i
ng
Hv

y dw1 = 68. 3

84040 . 1,12 . 1 . 1, 2 ( 3 ,51
2

0 , 717 .( 509 ) . 3 ,51

= 1,2
1)

= 62,6 mm


31

w1

= 63 mm

b

c aw
aw =
w

Môđun

dw1.(u+1)
=
2

63 .( 3 ,51
2

1)

= 142

= 142 mm
: m = (0,01÷0,02).aw = 1,42÷2,84 mm
ng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập 1

c:

n m = 2,5 mm

β = 35°
Z1 =
1

dw1.cosβ
=
m

= 20,6

= 21 răng

Z2 = u.Z1 = 21.3,51 = 73,71 răng
Lấy Z2 = 74 răng
β
Cosβ =

m.(Z1+Z2)
=
2.aw

= 0,836=> β =

16'

d
-

nh)
d1 = dw1 =

=

= 63 mm

d2 = dw2 =

=

= 221 mm

-

:

bw = ψd.dw1 = 0,717.63= 45,2 mm
w

= 45 mm


32

c aw = 142 mm
-

c
εβ =

bw.sinβ
=
π.m

=3,1
n εβ ≥ 1,1

3.2.2.4: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

ζH = ZM.ZH.Zε.
Trong đó:
+ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng
ăn khớp.
Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:ZM = 274MPa1/3
+ZH- hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
ZH =
sin(2αtw)
αtw
nh αtw =αt
: tanαt =

tanα
cosβ

α = 20°
tanαt =

= 0,436

αt = 23°33'
y ZH =

=

= 1,5

+ Zε


33

1
εα

Zε =
εα

p ngang

εα = [1,88 - 3,2.(

1 1
+ )+.cosβ
Z1 Z2

= [1,88 - 3,2.(

+

)].0,836

= 1,4
=> Zε =

= 0,84

+KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc;
KH = KHβ.KHα.KHv
Trong đó:
+KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,12 như đã
chọn
+KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.
Với bánh răng
răng nghiêngtra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1
KHα = 1,13.
+KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn
khớp, tính theo công thức sau:
KHv = 1 +

-Với VH = δH.go.V.

(1-1)

(1-2)

Trong đó:
V=

của bánh răng
thay số vào ta có: V =

nhỏ và được tính theo CT:
= 0,82(m/s)

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác
bằng 9;


34

+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền
bánh răng
răng nghiêng nên ta chọn δH = 0,002;
+go – hệ

bước răng
Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 73;
+dw1 – đường kính
nhỏ dw1 = 63(mm)
Thay số vào công thức (1-2) ta có:
VH = 0,002.73.0,82.

= 0,76(m/s)

+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với
T1 = 84040 (N.mm)
+bw là chiều rộng vành răng
bw = 45 mm
Vậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có:
KHv = 1 +

= 1,01

Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv
=>KH = 1,12.1,13.1,01 = 1,3
Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức
+ζH=ZM.ZH.Zε.
= 274.1,51.0,84.

= 284,3MPa;

Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho
phép
[ζH] = 509 MPa;
Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công
thức:
[ζH] = [ζH].ZV.ZR.KXH ta chọn [ζH] = [ζH1] = 509 MPa;
+ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 0,82(m/s) < 5
nên =>ZV = 1
+ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với

35

Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1;
+KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh
răng
da< 700(mm) ta có KXH = 1.
Vậy =>ζH = 509.1.1.1 = 509 MPa mà ζH = 284,3Mpa < [ζH] = 509 MPa
Vậy bộ truyền thoả mãn yêu cầu về độ bền mỏi khi tiếp xúc.
3.2.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Hai điều kiện đưa ra với bộ t
+ζF1=

≤ [ζF1] (1)

+ζF2=

≤ [ζF2]

(2)

-Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 84040(N.mm)
+m là mô đun
Với m = 2,5
+bw chiều rộng vành răng, bw = 45(mm)
của bánh răng chủ động
dw1 = 63(mm)
+Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
β°
Yβ = 1 =1= 0,76
140
+YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính
theo công thức sau:
-ZVn1 =
-ZVn2 =
Ta thay số vào 2 công thức trên ta có:
ZVn1=

= 36

ZVn2 =

= 127


36

Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh
ta có:
YF1 = 3,68 và YF2 = 3,6;
+ Yε =

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số trùng khớp

ngang
Ta có:εα = 1,44
=>Yε=

= 0,69

+KF hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với KF = KFβ.KFα.KFv
Trong đó:
+KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành
răng tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,28.
+KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải
trọngcho các đôi răng đồng thời ăn khớp
Với bánh răng
răng nghiêng
tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1
KFα = 1,37.
+KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp,tính theo công thức
KFv = 1 +

Với VF = δF.go.V.
Trong đó:
+δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,006.
+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng
Tra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng
9 ứng với môđun bánh răng m = 2,5 (mm) ta chọn go = 73.
+V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 0,82(m/s)
aw = 142 mm
của bánh răng nhỏ.
d1 = 63(mm)
+U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng ,U= 3,51.

37

+bwlà chiều rộng vành răng, bw = 45(mm)
+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động,
T1 = 84040(N.mm)
Vậy => VF = 0,006.73.0,82.

= 2,3

Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suy ra:
KFv = 1 +

= 1,02

mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,28.1,37.1,02= 1,8
Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có :

ζF1=

= 108,4 MPa

ζF2=

=106 MPa

So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:
[ζF1] = 257,43 MPa.
với ζF1 = 108,4 MPa.
[ζF2] = 246,857 MPa.
Ta thấy rằng

Với

ζF2 = 106MPa.

+ζF1 = 108,4MPa < [ζF1] = 257,43 MPa.

+ζF2 = 106MPa < [ζF2] = 246,857 MPa.
Như vậy điều kiện mỏi về uốn được đảm bảo.
3.2.2.6: Kiểm nghiệm răng về quá tải
Lý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là
khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất
sinh ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hỏng như gãy
răng.
Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :
Kqt =

=

= 1,4.

Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa
+Tmax là mô men quá tải


38

Để tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực
đại không được vượt quá một giá trị cho phép

+ ζHmax = ζH.
[ζH]max
+ ζFmax = ζF.Kqt [ζF]max
+VớiζHnhư đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và ζHmaxđã được tính ở
phần trên.
+Với ζF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và ζFmax đã
được tính ở trên.
Với ζH = 425,72 MPa;
+[ζH1]max = 1624 MPa, [ζH2]max = 1260 MPa.
+[ζF1]max = 464 MPa, [ζF2]max = 350 MPa.
+ζF1 = 108,4MPa, ζF2 = 106 MPa.
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
+ζHmax= 425,72.
= 503,72 MPa.
+ζF1max = 108,4.1,4 = 184 MPa.
+ζF2max = 106.1,4 = 148 MPa.
So sánh giữa các giá trị ta thấy
+ζHmax = 503,72MPa < [ζH2]max = 1260 MPa.
Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.

2.2.2.7

c :
-

: dw1 = d1 = 63 mm
dw2 = d2 = 221 mm

-

c: aw = 142 mm
: bw = 45 mm


39

-

: β = 33°16'
: + Z1 = 21 răng
+ Z2 = 74 răng

-

p: αtw = 23°31’

-

: u = 3,51

-

nh: x1 = 0
x2 = 0

-

: da1 = d1 + 2.m = 63 + 5 = 68 mm
n: da2 = d2 + 2.m = 221 + 5 = 226mm

-

: df1 = d1 - 2,5.m = 63–6,25 = 56,75mm
+

n: df2 = d1 - 2,5.m = 221–6,25 = 214,75mm

Bảng thông số của bộ truyền bánh răng
THÔNG SỐ
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Tỉ số truyền
Đường kính

TRỊ SỐ
Z1 = 21
Z2 = 74
Ubrt = 3,51
- Chủ động:dw1 = 63(mm)
- Bị dẫn :dw2 = 221(mm)
- da1 = 68(mm)
- da2 = 226(mm)
- df1 = 56,75(mm)
- df2 = 214,75(mm)
- bw =45(mm)
- β = 33o16’
- X1= X2 = 0(mm)
- αtw = 23o31’
-aw= 142 mm

của bánh răng

Đường kính chân răng
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng răng
Hệ số dịch chỉnh


40

PHẦN

: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1: Chọn và tính các thông số ban đầu của trục
Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện
Giới hạn bền: σb = 850 MPa
Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng 10.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1
*σ + = 63 MPa
Ứ suất xoắn cho phép:
ng
*τ + =20 ÷ 25 MPa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc
*τ + =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian
4.1.1.Xác đị nh sơbộ đư ng kính trục theo công thứ
ờ
c:

d

T
3

0, 2.

Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1
Ta có: dđc = 32 mm
- Trục 1:
T1 = 30828N.mm
*τ+ = 20 MPa

d1 ≥

=

=19,75


41

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động
cơ thì đường kính này tối thiểu bằng(0,8…1,2).dđc
d1 ≥ (0,8…1,2).32 = 25,6…38,4
Chọn d1 = 30 mm( bảng 10.2)
-Trục 2:
T2 = 168080N.mm
*τ+ = 20 MPa

d2 ≥

=

=34,77

Chọn d2 = 35 mm(bảng 10.2)
-Trục 3:
T3 = 564930N.mm
*τ+ = 25 MPa

d3 ≥

=

=52,07

Chọn d3 = 55 mm(bảng 10.2)
4.1.2.Xác đị nh khoảng cách giữ các gối đỡvà các điểm đặt lự
a
c:
a. Theo bảng 10.2 trang 189 SGKTTTKHDĐCK tập 1
ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:
+b01 = 19 mm
+b02 = 21 mm


42

+b03 = 29 mm

b. Chiều dài mayer đĩa xích:
lm31 = (1,2 ÷ 1,5 ).d3 = (1,2 ÷ 1,5 ).55 = 66 ÷ 82,5
Chọn lm31 = 75 mm
c. Chiều dài mayer bánh răng:
lm22 = (1,2 ÷ 1,5 ).d2 = (1,2 ÷ 1,5 ).35 = 42 ÷ 52,5
Chọn lm22 = 52 mm
lm24 = lm22 = 52 mm
lm12 = (1,2 ÷ 1,5 ).d1 = (1,2 ÷ 1,5 ).30 = 36 ÷ 45
Chọn lm12 = 45 mm
lm12 = lm23 = 45 mm
lm22 = lm32 = lm34 = 52 mm
d. Chiều dài mayer nửa khớp nối:
lm11 = (1,4 ÷ 2,5 ).d1 = (1,4 ÷ 2,5 ).30 = 42 ÷ 75
Chọn lm11 = 60 mm
e. Chọn các khoảng cách k1, k2, k3, hn như sau:
+k1 = 10
+k2 = 8


43

+k3 = 15
+hn = 18
f. Tính các khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191SGKTTTKHDĐCKtập 1
L13
L11
L12
Lc13

L22
L23
L24
L21

L32
L34
Lc33

L31
L33

- Trục 2:
l22 = 0,5.(lm22 + b02 ) +k1 + k2 = 0,5.(52 + 21) + 10 + 8 = 54,5 mm
l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) +k1 = 54,5 + 0,5.(52 + 45) + 10 = 113 mm
l24 = 2.l23 – l22 = 2.113 – 54,5 = 171,5 mm


44

l21 = 2.l23 = 2.113 = 226 mm
- Trục 1:
l12 = l23 = 113 mm
l11 = l21 = 226 mm
l13 = 2.l12 + lc13 = 2.l12 + 0,5.(lm11 + b01)+ k3 +hn = 2.113+0,5.(60+ 19)+15+18
= 298,5 mm

- Trục 3:
l31 = l21 = l11 = 226 mm
l34 = l24= 171,5 mm
l32 = l22 = 54,5 mm
l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5.(lm31 + b03) + k3 + hn
= 226 + 0,5.(75 + 29) + 15 + 18 = 311 mm
4.2.TÍNH ĐƯ NG KÍNH CÁC ĐOẠ TRỤ
Ờ
N
C:
4.2.1.Trục 1:
- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:
Lực vòng Fx13 tác dụng lên bánh răng theo hướng trục x vì vậy chiều lực từ
khớp nối tác dụng lên trục được chọn ngược chiều với Fx13 để có đựơc ứng
suất lớn nhất tác dụng lên tiết diện trục lắp bánh răng, từ đó mà ta sẽ tìm
đựơc tiết diện trục hợp lí nhất.


45

Độ lớn lực từ khớp nối được xác đị nh:
Fx13 = (0,2÷0,3).
Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi
Từ bảng 16.10 trang 68SGKTTTKHDĐCK tập 2
với d1 = 30 mm ta chọn Dt = 90 (mm)
=> Fx13 = (0,2÷0,3).

= 137 ÷ 205,5

Ta lấy Fx13 = 200(N)
-Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:
Ft1 =

=

Fr1 =

= 1401(N)

=

= 510(N)

Fa1 = Ft1.tanβ = 0 (N)
Ta có:
Fx12 = 1401N
Fy12 = 510N
- Phản lực tại các gối tựa:
Trong mặt phẳng yoz:
Xét phương trình moment tại điểm 0:


46

∑Moy = 113.Fy12 – 226.Fy11 = 0
<=> Fy11 =

.Fy12 = 510/2 = 255 N

Do lực phân bố đối xứng nên:
Fy10 = Fy11 = 255 (N)
Trong mặt phẳng xoz:
Phương trình moment tại 0:

∑Mox = l12.Fx12– l11.Fx11– l13.Fx13 = 0
<=> Fx11 =

–

=
= 436 N

Phương trình cân bằng lựctheo phương x:

∑Mx = Fx10 – Fx12 + Fx11 + Fx13 = 0
=> Fx10 = Fx12 – Fx13 – Fx11
= 1401 – 200 – 436
= 768 N


47

BIỂU ĐỒMÔMEN TRỤ 1
C
Fy12
Fx10

Fy10

Fx12
226

z

0

Fx11 Fy11

113

Fx13

72,5

298,5

Fy12
Fy11

Fy10 28815

y

Mx (N

)

.mm

Fx12
z
Fx10

x

My (N

14500 Fx13

86784

)

.mm

(N.mm)

10

12

11

Ø28

Ø30

30828

Ø30

T

Fx11

Ø34

0

13

-Xác đị nh moment tương đương:


48

Ta có:
Mtdj =
=> Mtd10 = 0 N.mm
Mtd11 =

= 95260 N.mm

Mtd12 =

= 30381 N.mm

Mtd13 =

= 30381 N.mm

Tính đường kính trục:
Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1với đường kính sơ bộ d1 = 30
mm
Ta chọn *σ+ = 67 MPa
Ta có:

dj =
=> d10 = 0 mm

d11 =

= 24,2 mm

d12 =

= 16,6 mm


49

d13 =

= 16 mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:
d10 = d12 = 30 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)
d11 = 34 (đoạn trục lắp bánh răng)
d13 = 28 mm (đoạn trục lắp khớp nối)
4.2.2.Trục 2:
-Bánh răng dẫn (bánh răng 3 ):
Ft2= Ft1= 1401 (N)
Fr2= Fr1= 510(N)
Fa2 = Fa1= 0
=>Fx23 = 1401(N)
=>Fy23 = 510 (N)
- Bánh răng bị dẫn (bánh răng 2; 4 ):
Ft2=

Fr2=

=2668 (N)

=

=

= 1389 (N)

Fa2= Ft1.tanβ = 2668.0,6616 = 1765 (N)
=>Fx22 = Fx24 =2668 (N)


50

=>Fy22 = Fy24 = 1389 (N)
=>Fz22 = Fz24 = 1765 (N)
- Phản lực tại các gối tựa:
Trong mặt phẳng yoz:0
Phương trình moment tại điểm 0:

∑Moy = Fy22.l22 – Fy23.l23 + Fy24.l24 – Fz22.r22 + Fz24.r24 – Fy21.l21 = 0
=> Fy21 =

=
= 1134 N

Phương trình cân bằng lực:

∑Fyo = Fy20 – Fy22 + Fy23 – Fy24 + Fy21 = 0
=>Fy20 = Fy22 – Fy23 + Fy24 – Fy21
= 1389 – 510 + 1389 – 1134
= 1134 N

51

∑Mox = Fx22.l22 + Fx23.l23 + Fx24.l24 – Fx21.l21 = 0
=>Fx21 =

=
= 3375 N
Vì lực theo phương x đối xứng trên trục nên:
Fx20 = Fx21 = 3375 N


52

C


53

Fx23

Fx20

Fy24

Fx22

Fz22

Fy20

Fx21

Fy23

Fx24

Fy22

Fy21

Fz24

54,5
114
171,5
226

Fy22

z

0

Fy20

y

Fy23

61803

Mx

Fy24

55598

Fy21

46886

61803

(N.mm)
Fx20

Fx21

z

0
x

Fx23

Fx22

My (N

.mm

Fx24

)
183938

183938
225297
42020

T

(N.mm)

20

21

23

22


Ø30

Ø36

Ø40

Ø36

Ø30

42020

24

54

Ta có:
Mtdj =
=> Mtd20 = 0 N.mm
Mtd21 =

= 197426 N.mm

Mtd22 =

= 241359 N.mm

Mtd23 = Mtd21 = 197426N.mm
Mtd24 = 0 N.mm
mm
Ta có:
dj =
=> d20 = 0 mm

d21 =

= 31 mm

d22 =

= 33 mm


55

d23 =

= 31 mm

d24 = 0 mm
d20 = d24 = 30 (đoạn trục lắpổ lăn)
d21 = d23 = 36 mm (đoạn trục lắp bánh răng)
d22 = 40 mm (đoạn trục lắp bánh răng)
4.2.3 .Trục 3:
- Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục:
Fr = 3903 N
+Fx33 = Frx = Fr.cos35o = 3903.0,8192 = 3197,3 N
+Fy33 = Fry = Fr.sin35o = 3903.0,5736 = 2238,8 N
-Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:
Ft3= Ft2= 2668 (N)
Fr3= Fr2= 1389 (N)
Fa3 = Fa2= 1765(N)
Ta có:
Fx32 = Fx34 = 2668 N
Fy32 = Fy34 = 1389N


56

Fz32 = Fz34 = 1765N
Phản lực tại các gối tựa:
Trong mặt phẳng yoz:
Xét phương trình moment tại điểm 0:

∑Moy = Fy32.l32 + Fy34.l34 + Fy33.lc33 + Fz32.r32 – Fz34.r34 – Fy31.l31 = 0
=> Fy31 =

=
= 2231 N
Phương trình lực theo phương y:

∑Fyo = Fy33 – Fy30 –Fy32 – Fy34 + Fy31 = 0
=>Fy30 = Fy33 – Fy32 – Fy34 + Fy31
= 2238,8 + 2231 – 1389 – 1389
= 1692 N

∑Mox = Fx33.lc33 – Fx32.l32 – Fx34.l34 + Fx31.l31 = 0
=>Fx31 =
–

=


57

= 1465,5 N

∑Fxo = Fx30 – Fx32 – Fx34 – Fx33 + Fx31 = 0
=>Fx30 = Fx32 + Fx33 + Fx34 – Fx31
= 2668 + 3197,3 + 2668 – 1465,5
= 7068 N


58

C
Fx34

Fx32
Fz32
Fy33

Fz34

Fy32

Fx33

Fy31

Fy34

Fx30 Fy30

Fx31

54,5
171,5
85

0

Fy33

z

Fy31

y

Mx

224

Fy30

Fy32

Fy34

(N.mm)

121590
55598

190298
220099
0

z

275697

Fx33

Fx34

Fx32

x
79870

Fx30

My

(N.mm)

Fx31

60817
271771

T

(N.mm)

282465

30

31

32

33

Ø50

Ø55

Ø55

Ø50

Ø48

564930

34


59

Ta có:
Mtdj =
=> Mtd30 =

= 489244 N.mm

Mtd31 =

= 591128 N.mm

Mtd32 =

= 564860 N.mm

Mtd33 =

= 312433 N.mm

Mtd34 = 0 N.mm
mm
Ta có:

dj =

=> d30 =

d31 =

= 45mm

= 47 mm


60

d32 =

= 46 mm

d33 =

= 38 mm

d34 = 0 mm
d30 = 48 mm (đoạn trục lắp đĩa xích)
d31 = d34 = 50 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)
d32 = d33 = 55 (đoạn trục lắp bánh răng)
4.3: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
4.3.1. Vật liệu trục:
Thép C45 tôi cải thiện với σb = 850 (MPa)
Ta có:
σ-1 = 0,436.σb = 0,436.850 = 370,6 Mpa
τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.370,6 = 215 Mpa
Theo bảng 10.7 SGKTTTKHDĐCK tập1
Ta có

4.3.2. Kiểm nghiệm trục 1:


61

Trục có 3 tiết diện nguy hiểm là 1-1(vị trí lắp bánh răng Z1),1-2(vị trí lắp
ổ lăn) và 1-3(vị trí lắp khớp nối)

* Tại tiết diện 1-1:
Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 34 là:
b = 10mm,

h = 8mm,

t1 = 5mm

Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6
SGKTTTKHDĐCKtập1)
ω=

–

ωo =

=

–

–

=

=

mm

= 7098,94 mm3

–

Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kz đối xứng
Do đó:

m

=0

Theo 10.22SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứ suất uốn:
ng
a

=

max

= M11/

95260

Mpa.

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo
10.23SGKTTTKHDĐCKtập1:
a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

-Xác đị nh hệ số K
K

dJ

= (K /

dJ

o)

= 30828/(2.7098,94) = 2,17Mpa.

và K dJ. Theo 10.25 và 10.26SGKTTTKHDĐCKtập1:

+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
Tra bảng 10.11SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6
ta có:

K/

= 2,54 K /

+Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt


62

+Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục
Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1
ta có: Kx = 1,1
Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục)
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56
Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn:
Theo 10.20 và 10.21SGKTTTKHDĐCKtập1:
s =

=

sτ =

= 4,8

=

= 38,7

Theo 10.19SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 1-1 là:
s=

s .s
s

2

s

2

4 ,8 . 38 , 7

=

4 ,8

2

38 , 7

2

= 4,8≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)

Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1-1.

Đường kính trục 30 là:
ω=
ωo =

=
=

=

mm

= 5301,1 mm3


63

Do đó:

m

=0

ng
a

=

max

= M12/

30381

Mpa.

a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

K

dJ

= (K /

dJ

o)

= 30828/(2.5301,1) = 2,9 Mpa.


+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
ta có:

K/

= 2,54 ; K /

ta có: Kx = 1,1
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56


64

s =

=

sτ =

= 12,2

=

= 29

s .s

s=

s

2

s

2

=

12 , 2 . 29
12 , 2

2

29

2

= 11,2 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)


b = 8mm,

h = 7mm,

t1 = 4mm

ω=

–

ωo =

=

–

=

–

=

mm

= 3981 mm3

–

Do đó:

m

=0

ng
a

=

max

= M12/

Mpa.



65

a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

K

dJ

= (K /

dJ

o)

= 30828/(2.3981) = 3,8 Mpa.


+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
ta có:

K/

= 2,54 ; K /

ta có: Kx = 1,1
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56
s =

=

sτ =

= 9,6

=

= 22

s=

s .s
s

2

s

2

=

9 , 6 . 22
9 ,6

2

22

2

= 8,8 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)


66

Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1 - 3.

Trục 2 có ba mặt cắt nguy hiểm là 2-1, 2-2, 2-3(các vị trí đều lắp bánh
răng). Trong đó tiết diện và chị u tác dụng lực của mặt cắt 2-1 và 2-3 là
như nhau.

* Tại tiết diện 2-1, 2-3:
b = 10mm,

h = 8mm,

t1 = 5mm

ω=

–

ωo =

=

–

=

–

=

mm

= 8494 mm3

–

Do đó:

m

=0

ng
a

=

max

= M22/

Mpa.

a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

o)

= 168080/(2.8494) = 9,9Mpa.


67

K

dJ

= (K /

dJ


+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
ta có:

K/

= 2,54 ; K /

ta có: Kx = 1,1
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56
s =

=

sτ =

= 2,8

=

= 8,5

s=

s .s
s

2

s

2

=

2 ,8 . 8 , 5
2 ,8

2

8 ,5

2

= 2,7 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)



68

b = 12mm,

h = 8mm,

t1 = 5mm

ω=

–

ωo =

=

–

–

=

=

mm

= 11641 mm3

–

Do đó:

m

=0

ng
a

=

max

= M22/

Mpa.

a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

K

dJ

= (K /

dJ

o)

= 168080/(2.11641) = 7,2 Mpa.


+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
ta có:

K/

= 2,54 K /


69

ta có: Kx = 1,1
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56
s =

=

sτ =

= 3,1

=

= 11,7

s=

s .s
s

2

s

2

=

3 ,1 . 11 , 7
3 ,1

2

11 , 7

2

= 3 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)


Trục 3 có ba mặt cắt nguy hiểm là 3-2, 3-3 (vị trí lắp bánh răng) và 3-1
(vị trí lắp ổ lăn).

Đường kính trục là: 50
Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng
10.6SGKTTTKHDĐCKtập1)

70

ω=

=

ωo =

=

mm

= 24531 mm3

=

Do đó:

m

=0

ng
a

=

max

= M31/

591128

Mpa.

a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

K

dJ

= (K /

dJ

o)

= 564930/(2.24531) = 11,5 Mpa.


+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
ta có:

K/

= 2,54 K /

ta có: Kx = 1,1
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

71

s =

=

sτ =

= 2,9

=

= 7,3

s .s

s=

s

2

s

2

=

2 ,9 . 7 ,3
2 ,9

2

7 ,3

= 2,7≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)

2


* Tại tiết diện 3-2; 3-3
b = 16mm,

h = 10mm,

t1 = 6mm

ω=

–

ωo =

=

–

=

–

=

mm

= 30572 mm3

–

Do đó:

m

=0

ng
a

=

max

= M32/

564860

Mpa.


72

a

=

m

=

max/2

= T1/(2.

K

dJ

= (K /

dJ

o)

= 564930/(2.30572) = 9,24 Mpa.


+ Kx -1)/Ky

K dJ = (K / + Kx -1)/Ky
ta có:

K/

= 2,54 K /

ta có: Kx = 1,1
Do đó:

K

dJ

= (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

K dJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56
s =
sτ =

=
=

= 3,5
= 9,1


73

s=

s .s
s

2

s

2

3 , 5 . 9 ,1

=

3,5

2

9 ,1

2

= 3,3 ≥ *s+ = (1,5 ÷ 2,5)


4.4: Tính và kiểm nghiệm then:
a. Tính then cho trục I:

*Vị trí lắp bánh răng Z1: d = 34 với then b = 10, t2 = 3,3. nhưng df1= 39
=> X = df1/2 – d/2 – t2 = 39/2 – 34/2 – 3,3 = 0,7 < 2,5.m = 2,5.2 = 5
=> không đủ bền khi bánh răng phải gia công rãnh then nên ta chọn
phương án bánh răng liền trục.

*Vị trí lắp khớp nối: d = 28 và then: b = 8, h = 7, t1 = 4
Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm11 = (0,8 ÷ 0,9).60 = (48 ÷ 54)
Chọn lt = 50 mm.
- Kiểm nghiệm sức bền dập:
Theo công thức 9.1SGKTTTKHDĐCKtập1:
2 .T1
d

d .l t .( h

[
t1 )

d

]

Tra bảng 9.5SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [ d] = 150 MPa.
Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm.


74

=>

2 . 30828
d

28 . 50 .( 7

= 15 ≤ 150 MPa.

4)

- Kiểm nghiệm sức bền cắt:
2 .T1
c

[

c

d .l t .b

]

Với tải trọng làm việc êm: [ c] = (60 ÷ 90) MPa.
Chọn [ c] = 60 MPa.
Do đó:

2 . 30828
c

28 . 50 . 8

= 5,5 MPa < [ c] = 60 MPa.

Vậy then lắp trên trục I thỏa mãn.

b. Tính then cho trục II:
Vì tại vị trí 2-1 và vị trí 2-3 có đường kính bằng nhau nên tại hai vị trí
này chọn cùng loại then.

*Vị trí 2-1 (lắp bánh răng):
d = 36 và then: b = 10,

h = 8,

t1 = 5

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm22 = (0,8 ÷ 0,9).52 = (41,6 ÷ 46,8)
Chọn lt = 45 mm.


75

2 .T1
d

d .l t .( h

[
t1 )

d

]

=>

2 . 168080
d

36 . 45 .( 8

5)

= 69 ≤ 150 MPa.

2 .T1
c

[

d .l t .b

c

]

Do đó:

2 . 168080
c

36 . 45 . 10

= 22 MPa < [ c] = 60 MPa.

*Vị trí 2-2 (lắp bánh răng):
d = 40 và then: b = 12,

h = 8,

t1 = 5

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm23 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5)
Chọn lt = 40 mm.


76

2 .T1
d

d .l t .( h

[
t1 )

d

]

=>

2 . 168080
d

40 . 40 .( 8

5)

= 70 ≤ 150 MPa.

2 .T1
c

[

d .l t .b

c

]

Do đó:

2 . 168080
c

40 . 40 . 12

= 17,5 MPa < [ c] = 60 MPa.

Vậy then lắp trên trục II thỏa mãn.
b. Tính then cho trục III:
Vì tại vị trí 3-2 và vị trí 3-3 có đường kính bằng nhau nên tại hai vị trí
này chọn cùng loại then.

*Vị trí 3-2, 3-3 (lắp bánh răng):
d = 55 và then: b = 16,

h = 10,

t1 = 6

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm32 = (0,8 ÷ 0,9).52 = (41,6 ÷ 46,8)
Chọn lt = 45 mm.

77

2 .T1
d

d .l t .( h

[
t1 )

d

]

=>

2 . 564930
d

55 . 45 .(10

= 114 ≤ 150 MPa.

6)

2 .T1
c

[

d .l t .b

c

]

2 . 564930

Do đó:

c

55 . 45 . 16

= 28,5 MPa < [ c] = 60 MPa.

*Vị trí 3-0 (lắp đĩa xích):
d = 50 và then: b = 14,

h = 9,

t1 = 5,5

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm31 = (0,8 ÷ 0,9).75 = (60 ÷ 67,5)
Chọn lt = 65 mm.
2 .T1
d

d .l t .( h

[
t1 )

d

]


78

=>

2 . 564930
d

50 . 65 .( 9

5 ,5 )

= 99 ≤ 150 MPa.

2 .T1
c

[

d .l t .b

c

]

Do đó:

2 . 564930
c

50 . 65 . 14

= 25 MPa < [ c] = 60 MPa.

Vậy then lắp trên trục III thỏa mãn.
PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ
5.1: Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc.
a: Chọn loại ổ lăn .
Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:Fa =0.
Ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và1 .Vì ổ có khả năng chị u
lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao, giá thành thấp và cấu tạo đơn
giản
_

b: Chọn sơbộ kích thư c của ổ
ớ
Ta có đường kính trục d= 30 mm (tra bảng P2.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1)
ta chọn loại ổ có số hiệu 306 có các thông số .
+Đường kính trong d = 30 mm,


79

+Đường kính ngoài D= 72mm,
+Chiều rộng của ổ B=19 mm,
+Đường kính bi dB= 12,3mm.
+Khả năng tải động C= 22 (kN),
+Khả năng tải tĩnh C0= 15,1 kN

c: Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.

*Khả năng tải động.
Ta có khả năng tải động
CD=Q.

m

L

Với :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ m=3
-Qlà tải trọng động tương đương (KN)
-L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .
Ta có

Q=

m

m

Q i .L i /

Li

(với i=1,2)

+Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.
Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0)
+ X :hệ số tải trọng hướng tâm.
X = 1 (tra bảng 11.4SGKTTTKHDĐCK tập1)
-

Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (kN)
V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1
Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,1
Kt:hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 105 0 C
Kt=1


80

Ta có Fr10=

=

Fr11=

768

2

255

2

255

2

436

2

=809 (N)

= 505 (N)

Q10= X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.809.1,1.1 = 890 (N) = 0,89 kN
Q11 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.505.1,1.1 = 555,5 (N)
Vì ổ tại vị trí 10 chị u tải lớn hơn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ
chị u tải lớn hơn với Fr = 809 N
Tuổi thọ của ổ lăn :
L=Lh.n1.60.10

6

= 20000.1425.60.10 6 = 1710 (triệu vòng)

Vậy hệ số khả năng tải động:
Cd= 0,89. 3 1710 = 10,6 (kN) < C = 22 (kN)
Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

*Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 (SGKTTTKHDĐCK tập1)
+Ta được hệ số tải trọng hướng tâm X0=0,6
+Hệ số tải trọng dọc trục Y0= 0,5
Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ;
Qt0=X0.Fr= 0,6.809= 485,4N 0,485 kN
Qt1=Fr= 809 N 0,81 kN
Chọn Q =Qt1
Q1= 0,81 kN<C0= 15,1kN

81

Vậy ổ 306 thỏa mãn.

5.2: Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc.
Ta có:

Fa = Fa22+ Fa24=0

Trục II là loại ổ tùy động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương
dọc trục nên ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ.

ớ
Ta có đường kính trục d= 30 mm (tra bảng P2.8SGKTTTKHDĐCK tập 1)
+Đường kính ngoài D= 72 mm,
+Chiều rộng của ổ B=27 mm,
+Đường kính con lăn dB= 10 mm.
+Chiều dài con lăn l = 14 mm
+Khả năng tải động C= 41,6 (kN),
+Khả năng tải tĩnh C0= 31,2 kN

c: Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.

CD=Q.

m

L


82

Với :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ đũa đỡ m= 10/3
-Qlà tải trọng động tương đương (kN)
Ta có

Q=

m

m

Q i .L i /

(với i=1,2)

Li

-

Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)
Kt=1
Ta có Fr20=

=

Fr21=

=

3375
3375

2

2

1134
1134

2

2

= 3560,4 (N)
= 3560,4 (N)

Q20= X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.3560,4.1,1.1 = 3916,4 (N)
Q21 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.3560,4.1,1.1 = 3916,4 (N)
Vì ổ tại hai vị trí chị u tải như nhau nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ
tại một vị trí với Fr = 3560,4 N
L=Lh.n1.60.10

6

= 20000.250.60.10 6 = 300 (triệu vòng)

Cd=3,9. 10 / 3 300 = 21,5 (kN) < C = 41,6 (kN)


83

Qt0=X0.Fr= 0,6.3560,4= 2136 N 2,1 kN
Qt1=Fr= 3560 N 3,6 kN
Chọn Q =Qt1
Q1= 3,6 kN<C0= 31,2kN

5.3: Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc.
Ta có:

Fa = Fa32 + Fa34= 0

Để tránh trục chuyển động theo phương dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ
chặn cho trục III.
ớ
Ta có đường kính trục d= 55 mm (tra bảng P2.12SGKTTTKHDĐCK tập 1)
+Đường kính ngoài D= 110mm,
+Chiều rộng của ổ B= 27 mm,
+Khả năng tải động C= 56,03 (kN),
+Khả năng tải tĩnh C0= 44,8kN


84

c:Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.

CD=Q.

m

L

Với :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ chặn m= 3
-Qlà tải trọng động tương đương (kN)
Ta có

Q=

m

m

Q i .L i /

Li

(với i=1,2)

-

Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)
Kt=1
2
2
7068
1692 = 7268 (N)
Ta có Fr30=
Fr31=

1465 ,5

2


2231

2

= 2669 (N)

85

Q30= X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.7268.1,1.1 = 7995 (N) = 8 kN
Q31 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.2669.1,1.1 = 2936 (N) = 2,9 kN
Vì ổ tại vị trí 30 chị u tải lớn hơn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ
chị u tải lớn hơn với Fr = 7268 N
L=Lh.n1.60.10

6

= 20000.71.60.10 6 = 85 (triệu vòng)

Cd= 7,3. 3

85

= 32 (kN) < C = 56,03 (kN)


Qt0=X0.Fr= 0,6.8982= 5389 N 5,4 kN
Qt1=Fr= 8982 N 9 kN
Chọn Q =Qt1
Q1= 9 kN<C0= 44,8kN
PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĂN
KHỚP
6.1: Thiết kế vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ nên chọn vật liệu để
đúc là gang xám có ký hiệu là GX15 – 32

86

-Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục và song song với mặt đế.
- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít , khi lắp có
một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.


87

Quan hệ kích thư c của các phần tửcấu tạo nên hộp giảm tốc
ớ

Tên gọi

Biểu thức tính toán

Chiều dày thân hộp

= 0,03.a+3

Chọn
= 12

= 0,03.289 + 3 = 11,67
Chiều dày nắp hộp

1

= 0,9.

1

= 11

Gân tăng cứng:
- Chiều dày:
- Chiều cao:
- Độ dốc:

+e = (0,8 ÷ 1). = 9,6÷12

+e = 11

+h < 58

+h = 55
+20

Đường kính:
- Bulông nền, d1

d1>0,04.a +10
= 0,04.289+10= 21,56

- Bulông ghép nắp và thân hộp, d3


=> M8

d2 = (0,7÷0,8).d1

- Bulông cạnh ổ. d2

d1 = 22

d2 = 17

= 15,4÷ 17,6

=> M8

88

d3 = (0,8÷0,9).d2
= 13,6÷ 15,3

d3 = 15
=> M16

- Vít ghép nắp ổ, d4
d4 = (0,6÷0,7).d2
- Vít ghép nắp cửa thăm đầu, d5

= 10,2÷11,9

d4 = 11
=> M8

d5 = (0,5÷0,6).d2

d5 = 10

= 8,5÷10,2

=> M8

Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân

S3 = (1,4÷1,8).d3
= 21÷27

- Chiều dày bích nắp

S3 = 24

S4 = (0,9÷1).S3
= 21,6÷24

- Bề rộng bích nắp và thân

S4 = 22

K3 = K2 – (3÷5)
= 45÷47

K3 = 45

Kích thước gối trục:
- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

DI2 = DI+(1,6÷2).d4

DI2= 80

= 79,6÷84
DI3 = DI+4,4.d4

DI3= 110

= 110,4
DII2 = DII+(1,6÷2).d4

DII2=90

= 89,6÷94
DII3 = DII+4,4.d4


DII3=120

89

= 120,4
DIII2=DIII+(1,6÷2).d4

DIII2=130

= 127,6÷132
DIII3=DIII+4,4.d4

DIII3=160

= 158,4
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ

K2=1,6.d2+1,3.d2+(3÷5)
=52÷54

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ:

K2 = 53

E2 = 1,6.d2 = 27

E2 = 27

C = D3/2 (hoặc theo kết
cấu)
(Theo kết cấu)

- Chiều cao h:
Mặt đế hộp:
- Chiều dày (khi có phần lồi)

S1 = (1,4÷1,7).d1

S1 = 35

= 30,8÷37,4
S2 = (1÷1,1).d1

S2 = 23

= 22÷24,2
Dd: xác đị nh theo đường Dd = 40
kính dao khoét
K1 = 3.d1 = 66

- Bề rộng mặt đế hộp.

q ≥ K1+2. = 90

K1 = 66
q = 90

Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với thành trong hộp

≥ (1÷1,2). =12÷ 14,4

= 14

- Giữa đỉ nh bánh răng lớn với đáy

90

hộp
- Giữa mặt bên các bánh răng với
nhau

≥ (3÷5). =36÷ 60

≥
Số lượng bulông nền

= 50

= 13

Z = (L + B)/(200 ÷ 300)

Z=6

= 4,84 ÷ 7,27

6.2. Bôi trơ trong hộp giảm tốc
n
-Tra bảng 18.11:SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta có:
Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là
Tra bảng 18.11:SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta chọn dầu bôi trơn là: Dầu ôtô
máy kéo AK-20.
-Lấy chiều sâu ngâm dầu là ¼ bán kính của bánh răng cấp chậm là 24
mm cộng với khoảng cách của đáy hộp tới bánh răng ,vậy chiều sâu lớp
dầu là54 mm.
6.3. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉ nh sựăn khớ
p
- Do sản xuất đơn chiếc lại làm trong điều kiện tải trọng êm nên mối ghép
giữa bánh răng với trục là kiểu lắp
kiểu lắp có độ dôi

, còn mối ghép giữa then với trục là

.


91

-Để điều chỉ nh ăn khớp cho các cặp bánh răng trong hộp, ta dùng cách
tăng chiều rộng vành răng của các bánh răng chủ động lên khoảng 10% so
với chiều rộng của bánh răng bị động.

6.4: Thiết kế các kết cấu khác.
6.4.1: Kết cấu trục:
- Các kích thước của trục ở phần thiết kế trục.
- Các vị trí có đường kính trục thay đổi ta làm góc lượn chuyển tiếp
Tra bảng 13.1SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta có:
+ Góc lượn trục 1 là: 2mm
6.4.2.Kết cấu bánh răng:
Ta có d < 250mm,vật liệu là thép C45
=> dùng các phương pháp rèn hoặc dập.
Vành răng và may ơ gia công đạt Rz< 20 m
Với bánh răng trục 1 ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách từ đỉ nh rãnh
then trên bánh rẳng chủ động (nêú có) tới chân răng < 2,5.2 =5mm.
-Vành răng:
Với bánh răng trụ ta có =(2,5÷4).m .Chọn

12 mm

-May ơ
:
Chiều dài đã được xác đị nh trong phần kết cấu trục.
May ơ cần đủ độ cứng và độ bền nên đường kính ngoài D = (1,5

1,8).d

Ta có :

92

+Đối với trục II có D = (1,5 1,8).40 = 60
+Đối với trục III có:D =(1,5 1,8).55 = 83,5
-Đĩa hoặc nan hoa được dùng để nối may ơ với vành răng.Ởđây ta dùng
đĩa.
Chiều dày đĩa tính theo công thức: C

(0,2 0,3).b

Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn:
CT = 10 mm và CN =15mm
Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta
không làm đĩa.
Lỗ trên bánh răng : làm 4 lỗ (với đĩa lớn).
-Đư ng kính lỗ: d0 = (12 25) mm
ờ
Lấy d0 = 20mm đối với bánh răng nghiêng còn đối với bánh răng thẳng
d0=16mm.
6.4.3. Các chi tiết khác
- Nắp quan sát:


93

Theo Bảng 18-5(trang 92: SGKTTTKHDĐCK tập 2)
Bảng kích thư c nắp quan sát
ớ

A

B

A1

B1

C

C1

K

R

Vít

100

75

150

100

125

-

87

12

M8
22

Số
lượng

4

-Nút thông hơ
i


94

Theo Bảng 18-6(SGKTTTKHDĐCK tập 2)
Bảng kích thư c nút thông hơ
ơ
i

A

B

C

D

E

G

H

I

K

L

M N

O

P

6

4

10

8

6

32 18 36 32

M27
15 30 15 45 36 32
2

22

Q

R

S

-Nút tháo dầu

Theo Bảng 18-7(SGKTTTKHDĐCK tập 2)
Bảng kích thư c nút tháo dầu
ớ

d
M16
1,5

b

m

f

L

c

q

D

S

D0

12

8

3

23

2

13,8

26

17

19,6

-Vòng phớ
t:


95

Tại cổ trục vào và cổ trục ra phải dùng vòng phớt để chắn cùng với nắp ổ.
Tra Bảng 15-17(SGKTTTKHDĐCK tập 2)
Bảng kích thư c của vòng phớ
ớ
t

Vị trí

d

d1

d2

D

a

b

S0

Trục I

30

31

29

43

6

4,3

9

Trục III

50

51

49

69

9

6,5

12

-Nắp ổ:
Đường kính cũng chính là đường kính nắp ổ
D3 = D + 4,4.d4
D2 = D + (1,6÷2).d4
Với D là đường kính lỗ lắp ổ lăn


96

Theo Bảng 18.2(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Vị trí

D(mm)

D2(mm)

D3(mm)

D4(mm)

d4(mm)

Số lượng

Trục I

72

90

115

65

6

Trục II

72

90

115

65

6

Trục III

110

130

160

100

6

- Mắt chỉ dầu kính phẳng

Theo Bảng 18.9 (SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Kích thước mắt kính
32
-Que thăm dầu:

D
70

D1
12

l
12

h
8

Hình dáng và kích thước được biểu diễn như hình vẽ:


97

Ø 18

6

Ø 12

Ø5

3

9

12

6

30

BẢ THỐ KÊ CÁC KIỂU LẮ VÀ DUNG SAI:
NG
NG
P

Lỗ( m)

Trục

Chi tiết lắp ghép

Trục và khớp nối
Trục và ổ lăn
Trục1

Trục2

Trục và bánh răng
trụ răng thẳng
Nắp ổ và thân hộp
Trục và ổ lăn
trụ răng thẳng
trụ răng nghiêng

Kiểu lắp

28
30
34
72
30
38
34

Trục và đĩa xích
Trục3

42

Trục và ổ lăn

45

trụ răng nghiêng

52


Sai lệch ghới
hạn( m)
trục( m)

Sai lệch
ghới hạn
kiểu
lắp( m)

+21
0
+21
0
+25
0
+290
+100
+21
0
+25
0
+25
0

+15
+2
+15
+2
+18
+2
+21
+2
+15
+2
+18
+2
+18
+2

+15
-19
+15
-19
+23
-16
+320
+100
+15
-19
+18
-23
+18
-23

+25
0
+25
0
+30
0

+18
+2
+18
+2
+21
+2

+18
-23
+18
-23
+21
-28

98


99

đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

Recommandé

Recommandé

Contenu connexe

Tendances

Tendances (20)

Similaire à đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

Similaire à đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit (20)

đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit