Đồ án thiết kế Cơ khí chết tạo máy trục l

Tính-trục-đến-về-sau

1. 2.1 Tính toán hệ thống xe nâng
2.1.1 Chọn động cơ điện
Để chọn động cơ điện ta cần tiến hành các bước sau:
-Tính công suất cần thiết của động cơ
-Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
-Dựa vào công suất và số vòng quay đồng bộ kết hợp với các yêu cầu
về quá tải, moment mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn
kích thước động cơ phù hợp với yêu cầu thiết kế.
a)Xác định công suất động cơ
Công suât yêu cầu trên trục động cơ điện: Pct=
Plv
ηc
Trong đó: Pct – là công suất yêu cầu trên trục động cơ điện
Plv – là công suất trên bộ phận máy công tác (trục của bộ
phận làm việc).
Ƞc – là hiệu suất chung của toàn cụm
Công suất trên trục ra của hộp giảm tốc của bộ phận nâng:
Plv=
Fc,n.Vn
60.1000.ƞtr.ƞoxn
(kW)
Trong đó: ƞtr – là hiệu suất thanh răng – bánh răng [0,93-0,95]
chọn ƞtr=0,93
Ƞoxn – là hiệu suất ổ trục con lăn xe nâng [0,99-0,995]
chọn Ƞoxn=0,99
Vn – là vận tốc nâng Vn=3.8(m/ph)

2. Sơ đồ phân tích lực tác động lên hệ thống xe nâng
-Lực phát động của động cơ truyền tới bánh răng để di
chuyển bàn nâng Fpdxn = 2.Fmsl + Gd + Gn + Fqt
-Giả sử thời gian động cơ tăng tốc và đạt được chuyển động Vn là
t=0,1(s) với Vo=0(m/ph)
Ta có :
Khoảng cách a =
Gn.
L
2
+Gd.(L−
L1
2
)
Gd+Gn
=
(150.
1150
2
+60.(
1150−
850
2)
).9,81
(60+150).9,81
= 617,857(mm)
+ Vn=axn.tGia tốc axn =
Vn−0
0,1.60
=
3,8−0
0,1.60
=0,633(m/s
2
)
Lực quán tính Fqt được tính sơ bộ như sau: Fqt = (Gn + Gd) . axn
Fqt = (Gn + Gd) . axn = (150 + 60) . 0,633=132,93(N)
Áp dụng phương trình cân bằng moment tại O cho hệ thống xe nâng ta có:

3. Nconlan . h = Gn.
L
2
+ Gd . (L -
L1
2
) +Fqt. a và h=
L
4
Nconlan = .
Gn.
L
2
+Gd.(L−
L1
2
)+Fqt.a
L/4
=
150.9,81.
1150
2
+60.9,81.(1150−
850
2
)+132,92.617,857
1150/4
=4712,95 (N)
Lực ma sát lăn: fmsl = 0,07 (Hệ số ma sát lăn giữa cao su cứng của con lăn và thép
của thanh dẫn hướng)
Fmsl = fmsl . Nconlan = 0,07 . 4712,95= 329,90 (N)
Từ đó ta sẽ tính được lưc phát động xe nâng:
Fpdxn = 2.Fmsl + Gn + Gd +Fqt
= 2 . 329,9+ 150 . 9,81 + 60 . 9,81 + 132,93
= 2852,83 (N)
Công suất làm việc trên trục đầu ra của hộp giảm tốc:
Plv =
Fpdxn.Vn
60.1000.ƞtr.ƞoxn
=
2852,83.3,8
60.1000.0,92.0,99
= 0,1962 (kW)
Xác định hiệu suất chung của toàn cụm ƞc
Ƞc = ΠȠk
i
Trong đó: Ƞi – là hiệu suất của chi tiết hoặc bộ truyền thứ i
k – là số chi tiết của bộ truyền thứ i đó
Bảng : Tổng hợp hiệu suất bộ truyền
Tên bộ truyền i k
η
i η
i
k
Khớp nối trục 1 2 1 1
Cặp ổ lăn 2 3 0.99 0.985
Cặp bánh răng 3 2 0.97 0.941

4. Với sơ đồ bố trí hệ dẫn động như đề bài ta có:
Ƞc = ΠȠk
i
= Ƞk
2
Ƞol. Ƞol .Ƞol. Ƞ2br .Ƞ2br
Trong đó: - Ƞk = 1 là hiệu suất khớp nối (có 2 khớp nối)
- Ƞol =0,99 là hiệu suất của một cặp ổ lăn (Hộp giảm tốc trục thẳng 2 cấp)
-Ƞbr =0,97 là hiệu suất của bộ truyền 2 cặp bánh răng
Ƞc = 1
2
. 0,99
3
. 0,97
2
= 0,9
Công suất yêu cầu trên trục động cơ điện: Pct =
Plv
Ƞc
=
0,1962
0,9
= 0,218(kW)
b)Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ sơ bộ của động
cơ:
Tốc độ quay sơ bộ động cơ cần có: ndc,sb = nlv . usb
Trong đó : ndc,sb – là số vòng quay sơ bộ mà động cơ cần có
nlv – là tốc độ quay của trục máy công tác
usb – là tỉ số truyền sơ bộ của cụm (hộp giảm tốc)
Xác định tốc độ quay trên trục bộ phận công tác:
Ta có công thức chung: nlv =
1000.Vn
π.d3
Trong đó: Vn – là vận tốc nâng (m/ph)
d3 – là đường kính lăn (mm)
nlv =
1000.Vn
π.d3
=
1000.3,8
π.180
= 6,72(vòng/ph)
Tính Usb
Ta chọn hộp giảm tốc là hộp giảm tốc bánh răng trụ thẳng hai cấp khai
triển

5. ( Gồm 2 cặp bánh răng chủ động – bị động )

( Sơ đồ HGT 2 cấp khai triển )
Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc usb = 16.
Ta chọn u1=5,23 và u2=3,06
Trong đó : u1 là tỷ số truyền của bánh răng tốc độ nhanh ( bao gồm BR1 và
BR2)
u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng tốc độ chậm ( bao gồm BR3 và
BR4)
Chọn theo phương pháp khai triển ngâm dầu .
Tỷ số truyền của bộ truyền nối trục là Unt=1
Như vậy Usb= Uhgt.Unt = 16.1=16
nsb = nlv . usb = 6,72 . 16 = 107,52 (vòng/ph)
chọn ndb =110(vòng/ph)
Momen xoắn trên trục động cơ là :

6. Tđc,sb = 9.55× 10
6
× = 9.55× 10
6
×
0.218
107.52
= 19362.9(N.mm)
Động cơ điện thỏa mãn :+ Pdc ≥ Pct =0.218 (kW)
+ndc~110 (vòng/ph)
+Momen mở máy thỏa mãn điều kiện :
 Chọn động cơ
2.1.3.3. Thiết kế trục trong hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng
trụ thẳng
* Chọn vật liệu chế tạo trục
Chọn vật liệu thép C45
* Tính thiết kế trục
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức (10.9)[1] :
dk ≥
3
√
T
k
0,2[τ]
với k = 1, 2, 3

Chọn =15 (Mpa)
T1 =18840 Nmm ⇒ d1 ≥
3
√
18840
0,2.15
= 18,44 mm lấy d1 = 20mm
T2 =94896 Nmm ⇒ d2 ≥
3
√
94896
0,2.15
= 31,63 mm lấy d2 = 35 mm
T3 = 280637Nmm ⇒ d3 ≥
3
√
280637
0,2.15
= 45.39 mm lấy d3 = 50 mm

7. ⇒ Chọn sơ bộ đường kính các trục là:
d1 = 20 mm ; d2 = 35 mm ; d3 = 50 mm
Chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng là :
b01 = 15(mm) ; b02 = 21(mm) ; b03 = 27(mm)
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc
à khoảng cách giữa các chi tiết quay: Chọn k
1 =10 mm
à Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: Chọn k
2 =10 mm.
à Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: Chọn k
3 =15mm.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: Chọn h
n =15mm
à Tính chọn sơ đồ khoảng cách trên trục:
*Trục I :
l
mk
=¿÷1,5) d
k
l
m1=(1,2...1,5)d
1=(1,2...1,5).20=24...30(mm)
Chọn l
m12=30(mm); l13=56(mm)=l22

8. l
1c=[0,5(l
mk+b
o1)+k
3+h
n] = 0,5 ( 29+15 ) + 15 +15 =52(mm)
l
12
=[0,5(l
m1
+b
o1)+k
1
+k
2] = 0,5 ( 30+15) + 10 +10 = 45(mm)
l
11
=2l
12= 90 (mm)
*Trục II :
l
m2=(1,2...1,5)d
2=(1,2...1,5).45=54...67.5(mm)
Chọn l
m22
=47(mm)
l
m23=b23=63(mm)
l
22
=[0,5(l
m22
+b
o2)+k
1
+k
2] = 0,5 ( 47+25 ) + 10 +10 = 56 (mm)
l
23=l
22+[0,5(l
m22+l
m23)+k
1] = 52+0,5 ( 47+63 ) + 10 = 117 (mm)
l
21
=¿ l
m22
+l
m23
++3k
1
+2k
2
+b
o2 = 47 + 63 + 30 + 20 + 25 = 185 (mm)
*Trục III :
l
m3=(1,2...1,5)d
3=(1,2...1,5).45=54...67,5(mm)
Chọn l
m33
=65 (mm)
l32 = l23 =94 (mm)
l33 = l21 +0,5× (lm33 + b0) +k3 + h
n = 157 + 0.5(65 + 21) + 30 = 230 (mm)
Tính toán trên trục I ( Bao gồm 2 ổ đỡ và bánh răng 1 )
*Báo cáo bằng phần mềm inventor
Shaft Component Generator (Version: 2022.6 (Build 266554000, 554))
12/20/2024
Project Info (iProperties)
Calculation
Material
Material Steel
Modulus of E206000 MPa

9. Elasticity
Modulus of
Rigidity
G80000 MPa
Density ρ
7860
kg/m^3
Calculation Properties
Includ
e
YesDensity ρ
7860
kg/m^3
Yes
Shear Displacement
Ratio
β1.188 ul
Number of Divisions 1000 ul
Mode of reduced stress HMH
Loads
Ind
ex
Locat
ion
Radial Force
Bending
Moment
Continuous Load
Axi
al
For
ce
Torq
ue
Deflection Deflec
tion
AngleY X Size
Direct
ion
YX
Si
ze
Direct
ion
YX
Si
ze
Direct
ion
Len
gth
Y XSize
Direc
tion
1
0.5
mm
29.7
40 N
m
-
7.54
6
micr
om
21.1
21
micr
om
22.4
28
micr
om
109.6
6 deg
0.02
deg
2
175
mm
-
29.7
40 N
m
7.67
2
micr
om
-
21.5
09
micr
om
22.8
36
micr
om
289.6
3 deg
0.01
deg
3
175
mm
-
372.6
90 N
1034.
350 N
1099.
444 N
109.8
1 deg
7.67
2
micr
om
-
21.5
09
micr
om
22.8
36
micr
om
289.6
3 deg
0.01
deg
Supports
Inde
x
Typ
e
Locatio
n
Reaction Force
Yieldin
g
Typ
e
Deflection
Deflectio
n AngleY X Size
Directio
n
Axial
Forc
e
Y X Size
Directio
n
1 Free60 mm-
112.93
326.31
3 N
345.30
2 N
109.09
deg
Use
r
-0.000
micro
-0.000
micro
0.000
micro
180.00
deg
0.02 deg

10. 0 N m m m
2
Fixe
d
228
mm
-
252.23
5 N
708.03
7 N
751.62
4 N
109.61
deg
Use
r
-0.000
micro
m
-0.000
micro
m
0.000
micro
m
209.15
deg
0.03 deg
Results
Length L236.500 mm
Mass
Mas
s
0.767 kg
Maximal Bending
Stress
σB27.282 MPa
Maximal Shear Stress τS 2.393 MPa
Maximal Torsional
Stress
τ30.829 MPa
Maximal Tension
Stress
σT0.000 MPa
Maximal Reduced
Stress
σred53.398 MPa
Maximal Deflection fmax
24.395
microm
Angle of Twist φ 0.19 deg
Preview
Shear Force

11. Shear Force, YZ Plane
Shear Force, XZ Plane

12. Bending Moment
Bending Moment, YZ Plane
Bending Moment, XZ Plane

13. Deflection Angle
Deflection Angle, YZ Plane

14. Deflection Angle, XZ Plane
Deflection
Deflection, YZ Plane

15. Deflection, XZ Plane
Bending Stress

16. Bending Stress, YZ Plane
Bending Stress, XZ Plane
Shear Stress

17. Shear Stress, YZ Plane
Shear Stress, XZ Plane

18. Torsional Stress
Tension Stress
Reduced Stress

19. Ideal Diameter
*Kiểm nghiệm độ bền trục :
à Các ứng suất lớn nhất của trục đều nhỏ hơn ứng suất cho phép tương ứng nên
đảm bảo độ bền trục.

20. *Tính toán trên trục II ( Gồm 2 ổ đỡ và 2 bánh răng )
- Tính toán tương tự như trục I trên phần mềm Inventor và xuất báo cáo :
Shaft Component Generator (Version: 2022.6 (Build 266554000, 554))
12/20/2024
Project Info (iProperties)
Calculation
Material
Material Steel
Modulus of
Elasticity
E206000 psi
Modulus of
Rigidity
G 80000 psi
Density ρ
7860
lbmass/ft^3
Calculation Properties
Includ
e
YesDensity ρ
7860
lbmass/ft^3
Yes
Shear Displacement
Ratio
β 1.188 ul
Number of Divisions 1000.000 ul
Mode of reduced stress HMH
Loads
Ind
ex
Loca
tion
Radial Force
Bending
Moment
Continuous Load
Axi
al
For
ce
Torq
ue
Deflection Deflec
tion
AngleY X Size
Direc
tion
YX
Si
ze
Direc
tion
YX
Si
ze
Direc
tion
Len
gth
Y X Size
Direc
tion
112.5
mm
487.
260
N
-
2080.
630 N
2136.
924 N
283.1
8 deg
-
0.003
micro
0.000
micro
m
0.003
micro
m
180.0
0 deg
7.60
deg

21. m
2
69
mm
-
372.
690
N
1034.
353 N
1099.
447 N
109.8
1 deg
-
834.4
07
micro
m
-
4966.
158
micro
m
5035.
768
micro
m
260.4
6 deg
2.32
deg
3
69
mm
-
133.
450
N m
-
834.4
07
micro
m
-
4966.
158
micro
m
5035.
768
micro
m
260.4
6 deg
2.32
deg
4
130
mm
133.
450
N m
-
1246.
792
micro
m
-
5565.
760
micro
m
5703.
699
micro
m
257.3
7 deg
1.20
deg
5
130
mm
899.
477
N
2471.
294 N
2629.
896 N
70.00
deg
-
1246.
792
micro
m
-
5565.
760
micro
m
5703.
699
micro
m
257.3
7 deg
1.20
deg
6
194.
5
mm
39.5
00 N
-
1425.
010 N
1425.
557 N
271.5
9 deg
-
0.056
micro
m
-
0.017
micro
m
0.059
micro
m
196.5
4 deg
9.43
deg
Supports
Inde
x
Typ
e
Locatio
n
Reaction Force
Yieldin
g
Typ
e
Deflection
Deflectio
n AngleY X Size
Directio
n
Axial
Forc
e
Y X Size
Directio
n
1
Fixe
d
12.5
mm
638.14
1 N
-
491.56
5 N
805.51
9 N
322.39
deg
Use
r
-0.003
micro
m
0.000
micro
m
0.003
micro
m
180.00
deg
7.60 deg
2 Free
194.5
mm
593.13
4 N
491.57
2 N
770.35
8 N
39.65
deg
Use
r
-0.056
micro
m
-0.017
micro
m
0.059
micro
m
196.54
deg
9.43 deg
Results
Length L 8.150 in
Mass
Mas
s
39.955 lbmass
Maximal Bending
Stress
σB 12320.632 psi
Maximal Shear Stress τS 920.386 psi

22. Maximal Torsional
Stress
τ 2299.141 psi
Maximal Tension
Stress
σT 0.000 psi
Maximal Reduced
Stress
σred 12422.974 psi
Maximal Deflection fmax
231539.581
microin
Angle of Twist φ -5.32 deg
Preview
Shear Force

23. Shear Force, YZ Plane
Shear Force, XZ Plane

24. Bending Moment
Bending Moment, YZ Plane
Bending Moment, XZ Plane

25. Deflection Angle
Deflection Angle, YZ Plane

26. Deflection Angle, XZ Plane
Deflection
Deflection, YZ Plane

27. Deflection, XZ Plane
Bending Stress

28. Bending Stress, YZ Plane
Bending Stress, XZ Plane
Shear Stress

29. Shear Stress, YZ Plane
Shear Stress, XZ Plane

30. Torsional Stress
Tension Stress
Reduced Stress

31. Ideal Diameter
*Kiểm nghiệm độ bền :
Nhận xét : Các giá trị ứng suất lớn nhất đều nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép.

32. Thỏa mãn độ bền trục
*Tính toán trên trục III ( Gồm 2 ổ đỡ và Br4 )
Tính toán trên Inventor , ta thu được kết quả :
Shaft Component Generator (Version: 2022.6 (Build 266554000, 554))
12/26/2024
Project Info (iProperties)
Calculation
Material
Material
User
material
Modulus of
Elasticity
E206000 MPa
Modulus of
Rigidity
G80000 MPa
Density ρ
7860
kg/m^3
Calculation Properties
Includ
e
YesDensity ρ
7860
kg/m^3
Yes
Shear Displacement
Ratio
β1.188 ul
Number of Divisions 1000 ul
Mode of reduced stress HMH
Loads
Ind
ex
Locat
ion
Radial Force
Bending
Moment
Continuous Load
Axi
al
For
ce
Torq
ue
Deflection Deflec
tion
AngleY X Size
Direc
tion
YX
Si
ze
Direc
tion
YX
Si
ze
Direc
tion
Len
gth
Y XSize
Direc
tion
1198 - - 2629.250.0 2.486.907.3470.210.00

33. mm
899.
477
N
2471.
294 N
896 N0 deg
5
micr
om
8
micr
om
2
micr
om
degdeg
2
198
mm
374.
400
N m
2.48
5
micr
om
6.90
8
micr
om
7.34
2
micr
om
70.21
deg
0.00
deg
3
353.5
mm
-
374.
400
N m
-
4.09
0
micr
om
-
11.2
22
micr
om
11.9
45
micr
om
249.9
7 deg
0.01
deg
Supports
Inde
x
Typ
e
Locatio
n
Reaction Force
Yieldin
g
Typ
e
Deflection
Deflecti
on
Angle
Y X Size
Directio
n
Axial
Forc
e
Y X Size
Directio
n
1
Fixe
d
77.5
mm
-
297.96
6 N
-
870.268
N
919.864
N
251.10
deg
Use
r
-0.000
micro
m
-0.000
micro
m
0.000
micro
m
180.00
deg
0.00 deg
2 Free
263.5
mm
-
564.86
0 N
-
1601.02
6 N
1697.74
9 N
250.57
deg
Use
r
-0.000
micro
m
0.000
micro
m
0.000
micro
m
167.57
deg
0.01 deg
Results
Length L353.500 mm
Mass
Mas
s
3.737 kg
Maximal Bending
Stress
σB12.461 MPa
Maximal Shear Stress τS 1.353 MPa
Maximal Torsional
Stress
τ70.622 MPa
Maximal Tension
Stress
σT0.000 MPa
Maximal Reduced
Stress
σred122.322 MPa
Maximal Deflection fmax
11.945
microm
Angle of Twist φ 0.31 deg
Preview

34. Shear Force
Shear Force, YZ Plane

35. Shear Force, XZ Plane
Bending Moment

36. Bending Moment, YZ Plane
Bending Moment, XZ Plane
Deflection Angle

37. Deflection Angle, YZ Plane
Deflection Angle, XZ Plane

38. Deflection
Deflection, YZ Plane
Deflection, XZ Plane

39. Bending Stress
Bending Stress, YZ Plane

40. Bending Stress, XZ Plane
Shear Stress
Shear Stress, YZ Plane

41. Shear Stress, XZ Plane
Torsional Stress

42. Tension Stress
Reduced Stress
Ideal Diameter

44. ??????1 = −??????3 = 943.8 (??????)
??????2 = −??????4 = 2593.23(??????)
•Phản lực tổng tác dụng vào ổ:
????????????
Hình II.8: Sơ đồ phân tích lực tại các ổ đỡ
Sơ đồ bố trí ổ trục
Tải trọng động quy ước:
???????????? = (???????????????????????? + ??????. ????????????). ????????????. ???????????? Với ???????????? = 0(??????) (2.5)
Trong đó:
•V: Hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay. Vòng trong quay =>V=1
•????????????: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Nhiệt độ làm việc ≤ 100°?????? =>
???????????? = 1
•????????????: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng.
Theo bảng 11.3 tr215 [1], với va đập nhẹ ???????????? = (1 ÷ 1,2). Lấy ???????????? = 1.2
•???????????? ??????à ???????????? − ??????ả?????? ????????????ọ???????????? ướ
ℎ
???????????? ??????â?????? ??????à ??????ả?????? ????????????ọ???????????? ??????ọ?????? ????????????ụ??????.
???????????? = ????????????0 = ????????????1 = 2759.64 (??????)
???
???
1
??????
??????
0??????

45. •X và Y –
Hệ số tải
trọng
hướng tâm
và dọc
trục. Theo
bảng 11.4
tr215 [1],
với
???????????? ≤ ??????. Thì: X=1 và Y=0
→ ???????????? = (???????????????????????? + ??????. ????????????). ????????????. ???????????? = (1 ∗ 1 ∗ 2759.64 + 0 ∗ 0) ∗ 1 ∗
1.2=3311.57=3.31(kN)
Tải trọng động ???????????? được tính theo công thức : ???????????? = ???????????? ??????√?????? Trong đó:
o L: Tuổi thọ tính bằng triệu vong quay o m: Bậc đường cong khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ
bi o ??????:
ℎ
????????????ổ?????? ??????ọ
ℎ
??????ủ?????? ổ ??????ă?????? ( ????????????ờ) ?????? = 18500 ( đề
ℎ ℎ
??????à??????)
→ ??????( ??????????????????ệ?????? ??????ò????????????)
60.??????
Như vậy, khả năng tải động của cả hai ổ đc đảm bảo
Kiểm nghiệm về khả năng tải tĩnh của ổ: Đối với ổ bi đỡ, tải trọng tĩnh quy
ước
??????
???
???

46. Trong đó:
???????????? = ??????0. ???????????? + ??????0.????????????

47. ??????0 ??????à ??????0 ??????à ệ
ℎ
??????ố ??????ả?????? ????????????ọ???????????? ướ
ℎ
???????????? ??????â?????? ??????à ệ
ℎ
??????ố ??????ả?????? ????????????ọ???????????? ??????ọ?????? ????????????ụ??????. Theo
bảng 11.6 tr221 [1], Ổ bị đỡ 1 dãy có ??????0 = 0.6 ??????à ??????0 = 0.5
→ ???????????? = ??????0. ???????????? + ??????0.???????????? = 0.6 ∗ 2.76 = 1.656(????????????)
Lấy ??????0 = ???????????? = 1.656(????????????) ≤ ??????0 = 7.02 (????????????)
Như vậy, khả năng tải tĩnh của cả hai ổ được đảm bảo
*Xác định tải trọng động qui ước Q:
Sơ đồ bố trí ổ:
Ta có L
h
=10
6
.L/60n
I
⇒L=
60n
I
.L
h
10
6
=
60.40.18000
10
6
=43,2
Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Fr lớn hơn
Q=(XVF
r+YF
a)k
tk
d=1.1.606,24.1.1=606,24N
Khả năng tải động của ổ lăn:

48. C
d
=Q.
m
√L=606,24
3
√43,2=2127,18N<C=12,4kN
Thỏa mãn khả năng động
2.khả năng tải tĩnh:
theo công thức: ta có:Qt≤C0 trong đó:
Qt:tải trọng tĩnh quy ước kN
Theo công thức
Qt=X0.Fr+Y0.Fa
Hoặc Qt=Fr
X0,Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.Tra bảng B,ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Qt = X0 . Fr + Y0 . Fa
= 0,6.606,24+ 0 = 363,74(N)
Lấy Qt= 363,74
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Qt=0,36 kN < C0=8,5 kN thỏa mãn điều kiện bền
Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh
Như vậy với trục I, ta chọn ổ có thông số như sau:
Kí hiệu ổd(mm)D(mm)b=T(mm)r(mm)r1(mm)C(kN)C0(kN)
46205 25 52 15 1,5 0,5 12,4 8,5
Chọn ổ lăn cho trục 2 :
Vì ta đang làm việc với bộ truyền bánh răng trụ, nên ta lựa chọn loại ổ lăn cho trục
II là ổ bi đỡ - chặn.
Với đường kính sơ bộ tại tiết diện lắp ổ lăn đã chọn, d = 35mm, theo bảng P2.12
[1] ta chọn ổ có thông số như sau:
Kí hiệu ổd(mm)D(mm)b=T(mm)r(mm)r1(mm)C(kN)C0(kN)

49. 46207 35 72 17 2 1 22,716,6
Chọn ổ lăn cho trục 3 :
Vì ta đang làm việc với bộ truyền bánh răng trụ, nên ta lựa chọn loại ổ lăn cho trục
II là ổ bi đỡ - chặn.
Với đường kính sơ bộ tại tiết diện lắp ổ lăn đã chọn, d = 50mm, theo bảng P2.12
[1] ta chọn ổ có thông số như sau:
Kí hiệu ổd(mm)D(mm)b=T(mm)r(mm)r1(mm)C(kN)C0(kN)
46210 50 90 20 2 1 31,8 25,40
2.1.4. Thiết bộ truyền Bánh răng – Thanh răng
Ta thấy : Thanh răng là một trường hợp đặc biệt của bánh răng trụ có đường kính vô
cùng.Vậy nên việc tính toán cũng tương tự như tính toán bánh răng trụ.
Bước 1- Chọn vật liệu
Tải trọng nhẹ nên chọn vật liệu loại 1, nhóm 1 (< 350 HB).
Để tăng khả năng chạy mòn của các răng, độ cứng của bánh răng lớn và của bánh
răng nhỏ đều phải thoả mãn biểu thức sau:
H1 ≥ H2 + (10÷15) HB
Trong đó:
H1- Độ cứng của bánh răng nhỏ (HB, cần xác định);
H2- Độ cứng của bánh răng lớn (HB, cần xác định).

50. Tra B6.1 trang 92 của [1], ta chọn:
- Bánh răng: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB 192÷240 (Chọn H1 = 200 HB) có giới
hạn bền σb1 = 750 (Mpa) và giới hạn chảy σch1 = 450 (Mpa).
- Thanh răng: Thép 45 thường hoá đạt độ cứng HB 170÷217 (Chọn H2 = 190 HB) có giới
hạn bền σb2 = 600 (Mpa) và giới hạn chảy σch2 = 340 (Mpa).
Bước 2- Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] (MPa):

51. Công thức xác định [σH] như sau:
(MPa)
Trong đó:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở (MPa, cần xác định);
SH- Hệ số an toàn (cần xác định);
ZR- Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng (cần xác định);
ZV- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc (cần xác định);
KxH- Hệ số kể đến ảnh hưởng của kính thước bánh răng (cần xác định);
KHL- Hệ số tuổi thọ (cần xác định).

52. Tra B6.2 trang 94 của [1], ta tìm được ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
của bánh răng và thanh răng là:
= H1 × 2 + 70 = 200 × 2 + 70 = 470 (HB)
= H2 × 2 + 70 = 190 × 2 + 70 = 450 (HB)
- Xác định các hệ số SH, ZR, ZV, KxH và KHL :
+ Hệ số SH, tra B6.2 trang 94 của [1] ta có: SH = 1,1
+ Hệ số ZR, ZV và KxH, sơ bộ ban đầu chọn:
ZR × ZV × KxH = 1
+ Hệ số KHL, tuổi thọ KHL được xác định như sau:

53. Công thức tính số chu kỳ cơ sở độ bền tiếp xúc:
NHO = 30 × HB
2,4
(chu kỳ)
Do đó:
NHO1 = 30 × 200
2,4
≈ 10
7
(chu kỳ); NHO2 = 30×190
2,4
≈ 9 × 10
6
(chu kỳ).
Công thức tính số chu kỳ chịu tải của bánh răng đang xét:
NHE = 60 × c × n × tΣ (chu kỳ)
Trong đó:
c- Số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng (cho c = 1);
n- Số vòng quay của bánh răng trong một phút (vg/ph, cần xác định);
tΣ- Thời gian làm việc của bánh răng (s, cho trước tΣ = 18000 s).
Suy ra:NHE1 = 60 × 1 × 3,2 × 18000 ≈ 3,4×10
6
(chu kỳ);
NHE2 = 60 × 1 × 2 × 18000≈ 2,22×10
6
(chu kỳ).
Bậc của đường cong mỏi tiếp xúc mH = 6.
Công thức xác định hệ số tuổi thọ KHL là:

Thay số ta được: KHL1= (NHO/NHE)^(1/mH)= ((9.10^6)/(3,4.10^6))^(1/6)=1,17
và .
Như vậy ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] được xác định bằng cách thay giá trị
các hệ số đã tính được, ta có:
[σH1] = =427 (MPa);

54. [σH1] = = 511(MPa).
Do đó: [σH] = Min ([σH1], [σH2]) = 427 (Mpa).
Xác định ứng suất uốn cho phép [σF] (MPa):
Công thức xác định [σF] (MPa) như sau:
(MPa)
Trong đó:
- Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở (MPa, cần xác định);
SF- Hệ số an toàn (cần xác định);
YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng (cần xác định);
YS- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất (cần xác định);
KxF- Hệ số kể đến kính thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn (cần xác định);
KFC- Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải (cần xác định);
KFL- Hệ số tuổi thọ (cần xác định).
- Xác định :
Tra B6.2 trang 94 của [1], ta tìm được ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở của
bánh răng và thanh răng là:
= H1 × 1,8 = 200 × 1,8 = 360 (HB)
= H2 × 1,8 = 190 × 1,8 = 342 (HB)
- Xác định các hệ số trong (2.25):

55. + Hệ số SF, tra B6.2 trang 94 của [1] ta có: SF = 1,75
+ Hệ số YR, Ys, và KxF, sơ bộ ban đầu chọn:
YR × YS × KxF = 1
+ Hệ số KFC, do đặt tải ở cả 2 phía nên KFC = 0,8.
+ Hệ số KFL, tuổi thọ KFL xác định như sau:
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
Với mọi loại thép ta đều có NFO = 4 × 10
6
(chu kỳ)
Do đó: NFO1 = NFO2 = 4 × 10
6
(chu kỳ)
Công thức tính số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
NFE = 60 × c × n × tΣ (chu kỳ)
từ đó ta tính được:
NFE1 = 60 × 1 × 3,2 × 18000 = 3,4×10
6
(chu kỳ);
NFE2 = 60 × 1 × 2 × 18500 = 2,22×10
6
(chu kỳ).
Do độ cứng mặt thanh răng H2 = 190 < 350 (HB) nên bậc của đường cong mỏi khi thử bền
uốn là: mF = 6.
Thay số vào công thức ta được:
KFL1= 1,027; KFL2=1,1
Như vậy ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định bằng cách thay giá trị các hệ số đã tính
được, ta có:
[σF1] = =148 (MPa);

56. [σF2] = = 200 (MPa).
Bước 3- Xác định thông số bộ truyền
Thông số kỹ thuật cơ bản bộ truyền bánh răng - thanh răng cần tính gồm có:
Khoảng cách trục aw (mm); Mô đun m (mm); Số răng z1 (z1 ≥ 20 và nguyên).
- Khoảng cách trục aw:
aw =d3/2= 200/2=100 (mm)
- Mô-đun m (mm) của thanh răng và bánh răng:
m = (0,01÷0,02) × aw (mm)
m = (0,01÷0,02) × 100 = 1÷2 (mm)
Tra B6.8 trang 99 của [1], thấy không có mô-đun trong khoảng thích hợp nên chọn mô-đun
gần giá trị cần tìm nhất.
Do đó, chọn m = 1,25 (mm)
- Tính số răng z1( Bánh răng ):
z1 =2.aw/m= 2.100/1,25=160
-Tính chiều rộng vành răng:
Vì độ cứng HB<350 nên ta chọn trị số = 0,3
 nên:
 bw=0,3.100=30(mm)
- Đường kính đỉnh răng:
da = d3 + 2m = 200 + 2× 1,25 = 202,5(mm)
- Đường kính cơ sở:
db3 = d3× cosa = 200× cos20 = 187,94(mm)

57. Bước 4- Tính kiểm nghiệm
Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:
σH = ZM × ZH × Zε × ≤ [σH]
Trong đó:
ZM- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp (cần xác định);
ZH- Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (cần xác định);
Zε- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (cần xác định);
dw1- Đường kính vòng lăn (mm, cần xác định);
T1- Momen trên trục I (Nmm, đã xác định ở trên);
KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (cần xác định);
u- Tỷ số truyền thực tế (cần xác định);
b- Chiều rộng vành răng (mm, cho trước).
Để hiểu rõ hơn, xem mục 6.3.3 trang 104 của [1].
Kiểm nghiệm độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá một giá trị cho phép:
σF1 = × Yε × Yβ × YF1 ≤ [σF1]

58. σF2 = σF1 × ≤ [σF2]
Trong đó:
T1- Momen trên trục I (Nmm, đã xác định ở trên);
KF- Hệ số tải trọng khi tính về uốn (cần xác định);
m- Mô-đun pháp (mm, đã xác định ở trên);
b- Chiều rộng vành răng (mm, cho trước);
dw1- Đường kính vòng lăn (mm, cần xác định);
Yε- Hệ số kế đến sự trùng khớp ngang của răng (cần xác định);
Yβ- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng (với bánh răng thẳng thì Yβ=1);
YF1, YF2- Hệ số dạng răng của bánh răng và thanh răng (cần xác định).
Để hiểu rõ hơn, xem mục 6.3.4 trang 108 của [1].
Bước 5- Lập bảng thông số
Bảng : Tổng hợp các thông số kỹ thuật bộ truyền BR - TR
Thông số Ký hiệu Giá trị
Khoảng cách trục aw 100 mm
Mô đun m 1,25 mm
Chiều rộng vành răng b 30 mm
Góc nghiêng của răng β 0
O
Số răng của bánh răng z1 160
Đường kính vòng chia de1 200 mm
Đường kính vòng lăn dw1 200 mm(đề bài)
Đường kính đỉnh răng da3 202,5(mm)
Đường kính chân răng df1 Chưa xác định
IV lựa chọn kết cấu

59. 4.1. Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết
4.1.1 thiết kế vỏ hộp
Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tại
trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh
bụi bẩn
Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32
Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy
4.1.2 các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
chọn
Chiều
dày
Thân hộp, δ ?????? = 0,03??????
?????? + 3 = 0,03.155 + 3 =
7,65 ????????????
8 mm
Nắp hộp, δ1 ??????1 = 0,9?????? = 0,9.8 = 7,2???????????? 7 mm
Gân
tăng
cứng
Chiều dày
gân, e
?????? = (0,8 ÷ 1)?????? = (0,8 ÷ 1). 8 =
6,4 ÷ 8 ????????????
7 mm
Chiều cao, h h ≤ 58 50 mm
Độ dốc Khoảng 2
o
2
o
Đường
kính
Bulông nền, d1 ??????
1 > 0,04. ??????
?????? + 10 = 0,04.155 +
10
= 16,2 ????????????
M18
Bulông cạnh ổ, d2??????
2 = 0,7??????
1 = 0,7.18 = 12,6 ???????????? M14
Bulông ghép
bích nắp và
thân,
d3
??????
3 = (0,8 … 0,9)??????
2 = (0,8 …
0,9). 14
= 11,2 … 12,6 ????????????
M12
Vít ghép nắp ổ,
d4
??????
4 = (0,6 … 0,7)??????
2 = (0,6 … 0,7).
14
= 8,4 … 9,8 ????????????
M9
Vít ghép nắp cửa
thăm, d5
??????
5 = (0,5 … 0,6)??????
2 = (0,5 … 0,6).
14
= 7 … 8,4 ????????????
M8
Mặt
bích
ghép
Chiều dày
bích thân
hộp, S3
??????
3 = (1,4 … 1,8)??????
3 = (1,4 …
1,8). 12
= 16,8 … 21,6 ????????????
20 mm
Chiều dày bích
nắp hộp, S4
??????
4 = (0,9 … 1)??????
3 = (0,9 …
1). 20
= 18 … 20 ????????????
20 mm

60. Bề rộng bích nắp
hộp và thân, K3
??????
2 = 1,6??????
2 = 1,6.14 = 22,4 ????????????,
??????ấ?????? ??????
2
= 23 ????????????
??????
2 = 1,3??????
2 = 1,3.14 = 18,2 ????????????,
??????ấ?????? ??????
2
= 19 ????????????
??????
2 = ??????
2 + ??????
2 + (3 … 5) = 23 +
19 + 5
= 47 ????????????
??????
3 = ??????
2 − (3 … 5) = 47 − 3 = 44
????????????
44 mm
Kích
thước
gối
trục
Đường kính
ngoài và tâm lỗ
vít, D3 và D2
Trục I với D = 52 mm:
??????
3 = ?????? + 4,4??????
4 = 52 + 4,4.9
= 91,6 ????????????
??????
2 = ?????? + (1,6 … 2)??????
4 = 52 +
2.9 = 70 ????????????
Trục II với D = 72 mm:
??????
3 = ?????? + 4,4??????
4 = 72 + 4,4.9 =
111,6 ????????????
??????
2 = ?????? + (1,6 … 2)??????
4 = 72 + 2.9
= 90 ????????????
Trục III với D = 90 mm:
??????
3 = ?????? + 4,4??????
4 = 90 + 4,4.9 =
129,6 ????????????
??????
2 = ?????? + (1,6 … 2)??????
4 = 90 + 2.9
= 108 ????????????
Bề mặt ghép bu
lông cạnh
ổ, K2
K2 = 47 mm 47mm
Tâm bulông cạnh
ổ, E2 và C
E2 = 23 mm
C = D3 / 2 = 37,3 mm
23mm
và
37,3mm
Chiều cao, hTra bảng 18.2, được h = 8 mm 8mm
Khe
hở
giữa
các
chi tiết
Giữa bánh răng
với thành hộp
∆ ≥ (1 … 1,2)?????? = (1 … 1,2). 8 = 8
… 9,6 ????????????
9mm
Giữa đỉnh bánh
răng lớn với đáy
hộp
∆1= (3 … 5)?????? = (3 … 5). 8 = 24 …
40 ????????????
30mm

61. Giữa mặt bên
với các bánh
răng
với nhau
∆2≥ ?????? = 8???????????? 8mm
Sô bu long trên nền Z
Z=
L+B
200…..3000
L là chiều dài, B là chiều rộng của hộp
Chọn sơ bộ L = 500 mm, B = 250 mm Z =
2,5…3,75
3
Các bộ phận khác hộp giảm tốc
Nắp ổ

Vị trí nắp ổD(mm)D2(mm)D3(mm)D4(mm)d4(mm) Z
Trục I 52 70 90 47 M6 4
Trục II 72 90 110 67 M6 4
Trục III90 110 135 85 M8 6
Cửa thăm
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp,
trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Theo bảng 18.5[2], ta chọn kích thước cửa thăm
như sau:
Nút thông hơi
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hóa không khí
bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường
được lắp trên nắp ở cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của hộp. Theo bảng 18.6[2], ta

62. chọn kích thước nút thông hơi như sau:
Nút tháo dầu
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do
hạt mài), hoặc 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 được bịt kín bằng nút tháo dầu. Ở đây ta chọn
loại nút tháo dầu trụ. Theo bảng 18.7[2], ta chọn kích thước nút tháo dầu trụ như
sau:
Que thăm dầu
Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, ta dùng que thăm dầu. Que thăm dầu có
kết cấu như hình sau: