H Ọ V À T ÊN: PH ẠM V ĂN S Ự
GVHD : NGUY ỄN V ĂN TU ÂN
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO

I . tính thông số động học của hệ dẫn động
1 . Chọn động cơ điện
A . Xác định công suất:
Từ các số liệu lực kéo dây cáp : F = 11000 N
Vận tốc kéo cáp : V= 0,32 m/s

Công suất tFrên trục công tác P
ct

Công suất trên của động tác : p
ct
= F.v.10
-3
= 11000. 0,32 = 3,52(kw)
Công suất của động cơ p
dc

Điều kiện p
dc
> p
td

Công suất yêu cầu p
yc
= p
td

br
= 0,98
η
=
0,96 . 0,99
2
. 0,98

= 0,92
Tra bảng 2.3/ tr 19 [ TTTKHDĐCK] ta có các thông số trên
Bộ truyền đai ƞ
đ
= 0,95 – 0,96 chọn ƞ
đ
= 0,96
P
td
= = =3,8(kw)
B .xác định tốc đọ đồng bộ:
n
sơ bộ
= n
công tác
.u
sơ bộ
với n
ct
= =(vg/p)
mà ta có u
sb


63,15
8,45
716
===
ct
dc
t
n
n
u
Mà
26,5
3
63,15
3
.
===⇒
==
=
h
t
brh
nht
u
u
Ud
uu
uuu
3. Tính toán số các thông động học

kw
P
P
olđ
đc
===
ηη
b. Tốc độ n
dc
=716 (kw)
)/(12,136
26,5
716
1
phvg
u
n
n
d
dc
===

)/(3,45
3
12,136
1
2
phvg
u
n

===

Mômen xoắn trên trục 1:
).(52,5367469
18,136
24,5
.10.55,910.55,9
6
1
1
6
1
mmN
n
p
T ===
Môm
en xoắn trên trục 2:
).(22,756832
3,45
59,3
.10.55,9.10.55,9
6
2
2
6
2
mmN
n
P

Chiều dài chuẩn: L
0
= 3750mm
2. Xác định đường kính bánh đai:
Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn theo tiêu chuẩn 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] d
1
= 140(mm)
Đường kính bánh đai lớn:
Theo công thức 4-2/53 [TTTKHDĐCK-T1] với hệ số trượt đai ε = 0,02
)(4,751
02,01
26,5.140
1
.
1
2
mm
ud
d
=
−
=
−
=
ε
Theo bảng 4.26/67 [TTTKHDĐCK-T1] chọn đường kính tiêu chuẩn d
2
= 1000(mm)
Như vậy, tỉ số truyền thực tế:

(thỏa mãn)
Vận tốc đai:
)/(24,5
60000
716.140.14,3
60000

1
sm
nd
v ===
π
Khoảng cách trục sơ bộ a được chọn theo bảng 4-14/60[TTTKHDĐCK-T1]:
Động cơ 1 2 Công tác
P (kW) 3,8 3,7 3,93 3,52
u u
đai
= 5,26 u
1
= 3 U
k
= 1
n (Vg/p) 716 136,12 45,3 45,3
T (N.mm) 52418,29
52,5367469
22,756832
742075,05
a = d
2
. 0,9 = 676,26 mm (do u = 5,42)

ss
L
v
i <===
Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1936mm được tính theo công thức
4.6/54[TTTKHDĐCK-T1]:
2 2
8
4
a
λ λ
+ − ∆
=
Với λ = l – π.(d
1
+ d
2
).0,5=1936 – 3,14.(140+751,4).0,5=536,5
∆ = (d
2
- d
1
).0,5 = (751,4 – 140).0,5 = 305,7
)(874
4
7,305.85365,536
4
.8
22
22

1
0 1
. . .
d
u z
PK
z
P C C C C
α
=
Trong đó:
P
1
= 3,7 kW Công suất trên trục bánh đai chủ động.
[P
0
]=2,78 kW Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều
dài đai l
0
, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh.
Bảng 4.19[TTTKHDĐCK-T1].
K
d
= 1,25 Hệ số tải trọng động Bảng 4.7 [TTTKHDĐCK-T1].
Băng tải, động cơ loại II.
C
α
= 0,83 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α
1
=125

zuo
d
CCCCp
Kp
z
α
1,7
Lấy z = 2 đai
Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TTTKHDĐCK-T1] và bảng 4.21/63[TTTKHDĐCK-T1]
(Với đai thang tiết diện A có t = 19, e = 12,5, h
0
= 4,2)
B = (z – 1).t + 2.e = (2 – 1).19 + 2.12,5 =34 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
d
a1
= d
1
+ 2.h
0
= 140 + 2.4,2 = 148,4(mm)
d
a2
= d
2
+ 2.h
0
= 1000+ 2.4,2 = 1008,4(mm)
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TTTKHDĐCK-T1]

= 4,88 (N)
bảng 4.20/tr64[TTTKHDĐCK-T1].
)(4158,4
2.83,0.25,5
25,1.7,3.780

780
1
NF
zCv
Kp
F
V
d
o
=+=+=
α
Lực tác dụng lên trục được tính theo 4.21/64 :

)(1472
2
125
sin.2.415.2
2
sin 2
1
NzFF
or
===
α

H
HB
σ
= +
;
1,1
H
S =
;
lim
1,8
o
F
HB
σ
=
;
1,75
F
S =
Trong đó
o
limH
σ
và
o
limF
σ
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kỳ cơ sở.


0
2limF
σ
=1,8.200=360MPa
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
Theo 6-5/93[TL1]:
2,4
0
30
H HB
N H=
Do đó:
N
Ho1
=30.
74,2
10.2,1215
=
N
Ho2
=30.200
4,2
=10
7
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
6
4.10
Fo
N =

được tính theo công thức 6-
7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]:
3
HE
max
N =60.c. ( ) .
i
i i
T
n t
T
∑
;
1
FE
max 1 max
n
N =60.c. ( ) . . 60.c. . ( ) .
u
F F
m m
i i
i i i
T T
n t t
T T
=
∑ ∑
Với T
i




=








=
∑
∑∑∑
HE
i
ii
iii
i
HE
N
t
t
T
T
t
u
n
ctn

=
∑
ii
m
i
FE
tn
T
T
cN
F
N
FE2
> N
Fo2
do đó lấy hệ số tuổi thọ K
FL2
= 1, tương tự K
FL1
= 1
Tính bánh răng chủ động:
N
HE1
> N
HE2
>

N
Ho1
N

F
Y Y K K K
S
σ
σ
=
Trong đó:
Z
R
Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
V
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z
V
=0,85.v
0,1
)
K
xH
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
s
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
K
xF
Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

s
.K
xF
= 1
Vậy ta có
[ ]
lim
.
H
H HL
H
K
S
σ
σ
=
[ ]
lim
. .
F
FL FC
F
F K K
S
σ
σ
=
Thay số
[ ]
H

H
==
σ
[ ]
F
σ
1
=
)(14,2211.
75,1
387
.
1lim
MPaK
S
FC
F
F
==
σ
[ ]
F
σ
2
=
)(71,2051.
75,1
360
.
2lim

=2,8.
)(952340.8,2
2
MPa
ch
==
σ
[ ]
1F
σ
max
=0,8.
)(360450.8,0
1
MPa
ch
==
σ
[ ]
2F
σ
max
=0,8.
)(272340.8,0
2
MPa
ch
==
σ
b. Xác định các thông số ăn khớp

1
=35 răng
Số bánh răng lớn:

1053.28.
12
=== uzz
Lấy tròn z
2
=105 răng
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
3
35
105
1
2
===
z
z
u
m
cos
β
=
979,0
286.2
)35105.(4
.2
).(
21

Z
M
Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
trị số Z
M
tra trong bảng 6-5/96[TTTKHDĐCK-T1].
(
)
1
3
M
Z = 274 Mpa
Z
H
Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
sin 2α
b
H
tw
Z =
với β
b
là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. β
b
= 0
α
tw
: Góc ăn khớp α
tw

11
2,388,1
21
=












+−=














K

αH
K
:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp. Bánh răng nghiêng =>
αH
K
=1,01
Hv
K
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số
Hv
K
tính theo công thức
1
1β α
ν . .
1
2. . .
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
= +
với
m
w

4
286
.73,0.82.002,0
==
/s)
)(5,85286.3,0. mmab
wbaw
===
ψ
01,1
01,1.07,1.10.3,5.2
143.5,85.01,1
1
2

1
5
1
1
=+=+=⇒
αβ
HH
wwH
HV
KKT
dbV
K
Vậy:
0915,101,1.01,1.07,1 ===
HVHHH

o
Hlim
H
σ
σ ' . . . . σ . . .
S
H R V xH HL H R V xH
Z Z K K Z Z K= =
Trong đó
Z
R
Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Cấp chính xác 9
1)(4010 =⇒→=⇒
RZ
ZmR
µ

Z
V
Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn
350MPa nên Z
V
=1
K
xH
Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
=> K
xH
= 0,95 do d

. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
= ≤
Trong đó:
T
1
Mômen xoắn trên trục chủ động T
1
= 5,3.
5
10
(N.mm)
m Môđun pháp m=4 (mm)
b
w
Chiều rộng vành răng b
w
=85,5(mm)
d
1w
đường kính vòng lăn bánh chủ động d
w
=114,4(mm)
Y
ε
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

Theo 6.18/109[TTTKHDĐCK-T1] ta có :
28
cos
3
1
1
==
β
Z
Z
V
;
112
2
=
V
Z
Tra bảng 6-18[TTTKHDĐCK-T1] được :
6,3:9,3
21
==
FF
YY

K
F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K
FVFFF
K.K.K

a
vg δν
0
=

Trong đó:
006,0δ =
F
; v=0,73; g
0
=82

)/(04,3
4
286
.73,0.82.006,0 smV
F
==⇒

02,1
37,1.12,1.10.14,5.2
4,114.5,85.04,3
1
5
=+=
FV
K
K
F
=1,12.1,37.1,02= 1,57

MPaKYY
XFSRFH
===
δδ
Thay vào 6.43 ta có :

[ ]
)(217)(82,83
4,114.4.5,85
9,3.914,0.57,0.57,1.10.14,5.2

2
1
5
1
11
1
MPaMPa
mdb
YYYKT
F
ww
FF
F
=<===
δδ
βε

[ ]
)(202),(35,778,83.

HqtHH
=<===
δδδ

[ ]
)(217)(65,14675,1.8,83.
max
11max1
MPaMPaK
FqtFF
=<===
δδδ

[ ]
)(202)(36,13575,1.35,77.
max
22max2
MPaMPaK
FqtFF
=<===
δδδ

Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu
5. Thông số và kích thước bộ truyền
Thông số Kí
hiệu
Công thức tính Kết quả Đơn
vị
Khoảng cách trục chia a a = 0,5m(z
2

d
w1
=2.a
w
/(u+1)
d
w2
= d
w1
.u
114,4
457,6
mm
mm
Đường kính đỉnh răng d
a
d
a1
=d
1
+2.m
d
a2
=d
2
+2.m
122,4
465,6
mm
mm

mm
mm
Góc nghiêng của răng β
12
0
Độ
Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20
o
Độ
Góc prôfin răng α
t
α
t
=arctg(tgα/cosβ) 20
o
Độ
Góc ăn khớp α
tw
α
tw
=arccos(a.cosα
t
/a
w
) 20,4 Độ
Số bánh răng z
1
z
2
35

1
1
mm
T
d ===
τ
Chọn d
1
=50(mm)
[ ]
)(24,73
19.2,0
10.1493
2,0
3
3
3
2
2
mm
T
d ===
τ
Chọn d
2
= 70(mm)
4.3Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Chiều dài mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I:
756050).5,12,1(
13

=15 :khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
k
2
=5 :khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
k
3
=10 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
h
n
=15 :chiều cao nắp ổ và đầu bulông
Theo bảng 10.4(TTTK) ta có:
[ ] [ ]
)(5,731510)2770(5,0)(5,0
301121212
mmhkblll
nmc
−=+++−=+++−=−=
[ ] [ ]
)(5,68515)2770(5,0)(5,0
21011313
mmkkbll
m
=+++=+++=
)(14070.22
132111
mmlll
====
[ ] [ ]
)(5,921510)35100(5,0)(5,0
302222222

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài 12 độ
)(07,45912sin.220812sin
12
NFF
o
rx
===
)(75,215912cos.220812cos
00
12
NFF
ry
===
)(01,8986
4,114
10.14,5.2
.1.1.1
2
.1.1.1
5
1
1
13131
13
13
13
N
d
T
Fcbcq

y
−=−=−=−=
β
α
β
α
)(04,1910
4,114
12.10.14,5.2
.1.1.1
5
131313113
N
tg
tgFhcbcqF
trz
===
β
F
22x
=(0,2
3,0
÷
)
4,114
.10.14,5.2
5
=1779
÷
2696 (N) chọn F

.).(
1
13221112111013131
=++−+−=
∑
d
FllFlFlFm
zlyyy

)(25,837
130
2
4,114
.191069.3417)74140.(2160
2
).(
11
1
131313121112
10
N
l
d
FlFllF
F
zyy
ly
=
−−+
=

F
xx
x
=
++
=
+
=
0
12101311
=+−+−=
∑
xxxxx
FFFFF
⇒
F
11x
=8986
)(43154595130 N=+−
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

[ ]
3
1,0
σ
tđđ
j
M
d =
Trong đó: d

=+=
( )
).(56,30328810.14,575,029773557770
2
522
12
mmNM
tđ
=++=
0
11
=
tđ
M
Đường kính các đoạn trục:
)(36,44
75,59.1,0
06,445137
3
10
mmd ==
)(58,47
75,59.1,0
44,163411
3
11
mmd ==
)(23,56
75,59.1,0
56,303288

2

21
2
232323
20
N
l
d
FlF
F
zy
ly
=
+−
=
+−
=
0
202123
=++=
∑
FFFF
y
)(53,6266
12
NF
y
−=⇒
0

2581
21
=⇒
x
F
(N)
-Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

222
75,0
zyxtđ
MMMM
kj
++=
( )
).(93,129297510.149375,0
2
3
20
mmNM
tđ
==
( )
).(86,130628510.149375,0186000
2
32
21
mmNM
tđ
=+=

mmd ==
Ta chọn:
d
20
=65 (mm) d
21
=70 (mm)
d
22
=80(mm) d
23
=70 (mm)
7 – Tính mối ghép then :
Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ, chọn then
giống nhau trên cùng 1 trục.
Trục I
Theo bảng 9-1a/173[TTTKHDĐCK-T1] với đường kính chỗ lắp then d =40 mm, ta có then:
b = 12 mm t
1
= 5 mm
h = 8 mm t
2
= 3,3 mm
0,25 ≤ r ≤ 0,4 l
t
= 0,9.l
m
= 0,9 .70 = 63
Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 / 173 [TTTKHDĐCK-T1]
d

] = (60 90)/3 = 20 30 MPa ⇒ chọn [τc] = 30 MPa
[ ]
)(100)(8,86
)3,38.(63.40
10.14,5.2
)(.
.2
5
1
1
MPaMPa
thld
T
dd
=≤=
−
=
−
=
δδ
[ ]
)(30)(34
12.63.40
10.14,5.2

.2
5
1
MPaMPa
bld

2
= 4,4 mm
0,25 ≤ r ≤ 0,4 l
t
= 0,8.l
m
= 0,8 . 100 = 80
[ ]
)(100)(56,143
)711.(80.65
10.1493.2
)(.
.2
3
2
2
MPaMPa
thld
T
dd
=≥=
−
=
−
=
δδ
[ ]
)(30)(9,31
18.80.65
10.1493.2

τσ
τσ
Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5
s
σj
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

1
j
s
. .
dj aj mj
K
σ
σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
+
s
τj:
hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
1
j
s
. .
dj aj mj
K
τ

aj
, τ
mj:
biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j
Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: do đó σ
aJ
tính theo
công thức 10-22/196[TTTKHDĐCK-T1]
σ
mj
= 0 σ
aj
= σ
maxj
=
j
j
W
M
Trong đó W
j
mômen cản uốn,công thức tính bảng10-6[TL1]
Đối với tiết diện tròn:
3
.
W
32
j
J
d

j
j
J
b t d t
d
W mm
dj
π
−
= −
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :
τ
mj
= τ
aj
= =
j
jj
W
T
0
max
22
=
τ
Trong đó W
oj
mômen cản xoắn,công thức tính bảng10-6[TTTKHDĐCK-T1]
Đối với tiết diện tròn:
( )

−
= −
Đối với tiết diện có 2 rãnh then:
( )
( )
2
3
1 1
3
0
. .
.
16
j
j
j
j
b t d t
d
W mm
d
π
−
= −
ψ
σ
, ψ
τ
: Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng
10.7 [TTTKHDĐCK-T1] ta có

50
60
70
65
80
14 x 9
16 x 10
18 x 12
20 x 12
20 x 12
22 x 14
5,5
5,5
7
7,5
7
9
3566,39
4209,24
6283,19
23146,34
26961,25
33606,98
7775,63
8418,48
11647,62
50107,59
53922,5
67280,93
0

σ
ε
+ −
=
1
x
dj
y
K
K
K
K
τ
τ
τ
ε
+ −
=
Trong đó
K
x
hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Các trục được gia công trên máy tiện.
diện nguy hiểm đạt R
a
=2,5 0,63 μm, theo bảng
10-8/198 [TTTKHDĐCK Các tiết -T1] K
x
=1,06
K
y

Trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng
10-11/198[TTTKHDĐCK-T1] :
Tiết
diện
d
mm
Tỉ số K
σ
/ε
σ
Tỉ số K
τ
/ ε
τ
K
σd
K
τd
S
σ
S
τ
S
Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng
1-0
1-1
1-2
2-1
2-0
2-2

2,12
2,12
2,13
2,58
2,58
2,58
2
1,7
2,06
2,08
2,11
2,11
-
4,69
2,27
13,4
-
6,96
5,3
4,6
5,24
4,9
4,8
4,8
-
3,28
2,1
4,6
-
3,95

87,5197
1910
0
>==
r
a
F
F
3,04,0
36,4796
1910
1
>==
r
a
F
F
Ta chọn ổ bi đỡ chặn cấp chính xác thường(0) có độ đảo hướng tâm 20µm, giá thành tương đối (1)
5.1.2 chọn kích thước ổ lăn
)(35 mmd =
Tra bảng P.12 (TTTK) chọn kí hiệu ổ bi đỡ chặn cỡ trung số 46307 có
D=80(mm) C=33,4(kN) C
0
=25,2(kN) α=12
0
Ta có
076,0
10.2,25
1910
3

Xác định tải trọng động quy ước Q
E
đtar
KKYFFVXQ .) (
+=
Trong đó: F
r
và F
a
: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục
V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1)
K
t
: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(K
t
=1)
K
đ
:hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,1
X:hệ số tải trọng hướng tâm
Y:hệ số tải trọng dọc trục
Tính lực dọc trục:
13,213187,5197.41,0.
0
===
rso
FeF
51,196636,4796.41,0.
11

r
a
≥== 84,0
36,4796.1
13,4041
1
1
Bảng 11.4(TTTK) X
0
=1 Y
0
=0
X
1
=0,45 Y
1
=1,34
( )
( )
66,57171,1.1.087,5197.1.1
0
000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a
( )
( )
23,57141,1.1.13,2131.34,187,5197.45,0
0

=≤===
5.1.4 Kiểm tra tải tĩnh của ổ
0
CQ
t
≤
Bảng 11.6(TTTK) chọn X
0
=0,5 Y
0
=0,47
36,479651,429713,4041.47,036,4796.5,0
11010
=≤=+=+=
rart
FFYFXQ
)(2,25)(36,4796
01
kNCNFQ
rt
=≤==⇒
5.2 Trục 2
5.2.1 Chọn ổ lăn
Tính toán phản lực hướng tâm trên các ổ:
07,424423,183219,3828
222
20
2
200
=+=+=

1
〉==
r
a
F
F
Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cấp chính xác thường(0) có độ đảo hướng tâm 20µm, giá thành tương đối (1)
5.2.2 chọn kích thước ổ lăn
)(65
21
mmd =
Tra bảng P2.7 (TTTK) chọn ổ đỡ chặn cỡ trung kí hiệu: 46313
D=140(mm) C=89(kN) C
0
=76,4(kN)
Ta có
025,0
10.4,76
1910
3
0
==
C
F
a
Tra bảng 11.4(TTTK)chọn e=0,34
5.2.3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
m
Eđ
LQC

V: hệ số kể đến vòng nào quay (v=1)
K
t
: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ(K
t
=1)
K
đ
:hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Tra bảng 11.3(TTTK) chọn K=1,1
X:hệ số tải trọng hướng tâm
Y:hệ số tải trọng dọc trục

Tính lực dọc trục:
99,144207,4244.34,0.
0
===
rso
FeF
26,230423,6777.34,0.
11
===
rs
FeF
Bảng 11.5(TTTK) ta có
99,14421910226,2304
0010
=⇒≤−=−=
∑
asasa

=1 Y
0
=0
X
1
=0,45 Y
1
=1,62
( )
( )
48,46681,1.1.007,4244.1.1
0
000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a
( )
( )
76,93291,1.1.99,3352.62,123,6777.1.45,0
0
000
=+=+=
đtr
KKFYVFXQ
a
9704
2
76,932948,4668
.

0
=0,47
23,677752,496499,3352.47,023,6777.5,0
01010
=≤=+=+=
rart
FFYFXQ
)(4,76)(23,6777
00
kNCNFQ
rt
=≤==⇒
Vậy đảm điều kiện bền
V. THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
1. Tính kết cấu vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc
là gang xám có kí hiệu là GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
Kết cấu nắp ổ
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
BẢNG GHI KÍCH THƯỚC CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN HỘP GIẢM TỐC
Tên gọi Biểu thức tính toán KQ
Chiều
dày:

Thân hộp δ
)(123286.03,03.03,0 mma
w
=+=+=
δ

Đường
kính :
Bulông nền, d
1
10.04,0
1
+>
w
ad
=0,04.286 + 10 = 22>12
Chọn d
1
=24mm, chọn bulông M24.
24
Bulông cạnh ổ,d
2
d
2
=0,7d
1
= 0,7.24= 16,8(mm), chọn d
2
=18mm và chọn
bulông M18
18
Bulông ghép bích nắp và
thân,d
3
d
3

ghép nắp
và thân:
-Chiều dày bích thân hộp,
S
3
S
3
=(1,4÷1,8)d
3
= (1,4÷1,8)15 = 21 ÷ 27(mm)
Chọn S
3
= 24mm
24
-Chiều dày bích nắp hộp,
S
4
S
4
= ( 0,9 ÷ 1) S
3
=( 0,9 ÷ 1)24 = 21,6÷ 24 (mm)
Chọn S
4
= 24mm
22
-Bề rộng bích nắp hộp và
thân, K
3
)(52456)53(

Mặt đế: -Chiều dày khi không có
phần lồi S
1
S
1
= (1,3 ÷ 1,5) d
1
=(1,3 ÷ 1,5).24 = 31,2÷36(mm)
Chọn S
1
= 24mm
26
-Bề rộng mặt đế hộp,K
1
và q
q≥ k
1
+ 2.δ = 60 +2.12 = 88mm
88
Khe hở
giữa các
chi tiết
-Giữa bánh răng và thành
trong hộp
∆ ≥ ( 1 1,2).δ = (1 1,2)12 = 12 14,4 mm
Chọn ∆ = 14mm
14
-Giữa đỉnh bánh răng lớn
với đáy hộp
∆