BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ – ĐIỆN – ĐIỆN TỬ



ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề tài: THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

SVTH:
MSSV:
Lớp:
GVHD:

Nguyễn Mai Đạt
1311040068
13DCK03
Phạm Bá Khiển

Thành phố Hồ Chí Minh, ngày 18, tháng 01, năm 2015

O


GVHD: Phạm Bá Khiển

Đồ án chi tiết máy

2

GVHD: Phạm Bá Khiển

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay khoa học kĩ thuật đang phát triển rất nhanh, mang lại những lợi ích
cho con người về tất cả những lĩnh vực tinh thần và vật chất. Để nâng cao đời sống
nhân dân, để hòa nhập vào sự phát triển chung của các nước trong khu vực cũng
như trên toàn thế giới. Đảng và nhà nước ta đã đề ra những mục tiêu trong những
năm tới là đất nước công nghiệp hóa hiện đại hóa.
Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát
triển nhất đó là cơ khí chế tạo máy vì nó đóng vai trò quan trọng trong việc sản
xuất ra các thiết bị công cụ cho mọi ngành kinh tế quốc dân. Để thực hiện việc phát
triển ngành cơ khí cần đẩy mạnh đào tạo đội ngũ cán bộ kĩ thuật có trình độ chuyên
môn cao, đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu của công nghệ tiên tiến. công
nghệ tự động hóa theo dây chuyền trong sản xuất.
Nhằm thực hiện được mục tiêu đó, sinh viên chúng em luôn cố gắng phấn
đấu trong học tập và rèn luyện, trau dồi những kiến thức đã được dạy trong trường
để sau khi ra trường có thể đóng góp một phần trí tuệ và sức lực của mình vào
công cuộc đổi mới của đất nước trong thế kỉ mới.

Đồ án chi tiết máy

3


GVHD: Phạm Bá Khiển

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Sơ đồ động:

1


2
3

4

5

*** Chú thích:
1. Động cơ
2. Bộ truyền đai
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Tang và băng tải

Đồ án chi tiết máy

4


GVHD: Phạm Bá Khiển

2. Tính toán chọn động cơ:
2.1. Công suất của bộ phận công tác là băng tải:
Ta có:
Pct: công suất bộ phận công tác (kW)
Ft: lực kéo băng tải
v: vận tốc băng tải
2.2. Tính công suất định mức và chọn động cơ:
Ta có:

Với:
Pdc: công suất cần thiết của động cơ
ηch: hiệu suất chung hệ thống truyền động
Ta có:
Chọn:
ηct = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai
ηbr = 0,96: hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
ηol = 0,99: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηkn = 0,99: hiệu suất khớp nối
=>
=>
Tra bảng P1.1/234 sách tính toán thiết kế hộp dẫn động cơ khí
*** Chọn động cơ loại K180M4 có công suất động cơ Pdc = 15 kW, số vòng
quay ndc = 1450 vg/ph, hiệu suất ηdc = 87,5%.
3. Phân phối tỉ số truyền:
3.1. Tính tỉ số truyền chung:
Ta có:
Với : ndc = 1450 (vg/ph): số vòng quay của động cơ
nct = số vòng quay của trục công tác
Trong đó:
Đồ án chi tiết máy

5


GVHD: Phạm Bá Khiển

=>
Mặt khác
Với: ubr = 3: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn

uđ: tỉ số truyền bộ truyền đai
ukn = 1: tỉ số truyền của khớp nối
=>
* Chọn uđ = 5,24
Kiểm tra:
(thỏa mãn)
3.2. Số vòng quay, công suất, moment xoắn trên các trục:
*Số vòng quay trên các trục:
Với:
n1: số vòng quay của trục dẫn
n2: số vòng quay của trục bị dẫn
* Công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác:
Pct = 10,1925 (kW)
Công suất trên trục động cơ:
Pdc = 11,635 (kW)
Công suất trên trục bị dẫn:
Công suất trên trục dẫn:
* Moment xoắn trên các trục:

Với Tct, T2, T1, Tdc lần lượt là moment xoắn trên các trục công tác, trục
bị dẫn 2, trục dẫn 1 và trục động cơ.
3.3. Bảng số liệu:
Trục
Động cơ
Đồ án chi tiết máy

Dẫn 1
6


Bị dẫn 2

Công tác


GVHD: Phạm Bá Khiển

Thông số
Công suất

11,635

(kW)
Tỉ số truyền u
Số vòng quay
(vg/ph)
Moment xoắn T
(Nmm)

10,94

5,24

10,4
3

10,1925
1

1450


276,72

92,24

92,08

76330,52

377554,93

1076756,29

1057106,59

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN
1. Bộ truyền đai:
1.1. Chọn đai thang
Theo hình 4.22 (CSTKM) phụ thuộc công suất Pdc = 11,635 kW và số
vòng quay n = 1450 vg/ph theo bảng 4.3 (CSTKM) ta chọn đai loại B với
bp = 14 mm, b0 = 17 mm, h = 10,5 mm, y0 = 4 mm, A1 = 138 mm, d1 = 140 ÷
280 mm.
1.2. Đường kính bánh đai nhỏ:
Theo tiêu chuẩn ta chọn đai d1 = 180 mm (trang 148/CSTKM)
1.3. Vận tốc dài:
1.4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối: ξ = 0,01
Đường kính bánh đai lớn:
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 900 mm
Tỉ số truyền:


Đồ án chi tiết máy

7


GVHD: Phạm Bá Khiển

=> sai lệch so với giá trị cho trước 3,8%
1.5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:

Ta có thể chọn a = d2 = 900 mm khi u = 5
1.6. Chiều dài tính toán của đai:
Theo bảng 4.3 (CSTKM) ta chọn đai có chiều dài L = 4000 mm = 4m
1.7. Số vòng chạy của đai trong 1s:
Do đó điều kiện được thỏa mãn
Với:
v: vận tốc đai (m/s)
L: chiều dài đai (m)
1.8. Tính toán lại khoảng cách trục a:
trong đó:
=>
Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.
1.9. Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

1.10. Các hệ số sử dụng:
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u:
Đồ án chi tiết máy


8


GVHD: Phạm Bá Khiển

vì u = 5,25 > 2,5
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng:
(làm việc 3 ca giảm 0,2)
Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
Với:
L0: chiều dài đai thực nghiệm (H4.21/CSTKM)
L: chiều dài thật của đai (mm)
1.11. Chọn loại đai:
Theo đồ thị hình 4.21b/CSTKM chọn P0 = 3,8 kW khi d = 180 mm và
đai loại B
1.12. Số dây đai được xác định theo công thức:
Chọn z = 4 đai.
1.13. Lực căng đai ban đầu:
Trong đó:
A1: diện tích mặt cắt ngang của một sợi dây đai
Lực căng mỗi dây đai:
Lực vòng có ích:
Lực vòng trên mỗi dây đai là 212,8 N
1.14. Tù công thức:

Từ đây suy ra:
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử
góc biên dạng bánh đai )


Đồ án chi tiết máy

9


GVHD: Phạm Bá Khiển

1.15. Lực tác dụng lên trục:
1.16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
Với:
là ứng suất kéo nhánh căng và nhánh chùng
là ứng suất do lực căng phụ gây nên
là ứng suất sinh ra khi bao đai vòng quanh bánh đai
=>
1.17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức:
trong đó:

σr = 9MPa, i = 3,4175s-1, m = 8

1.18. Bề rộng bánh đai:
với b0 = 17 mm, e = 19 mm, f = 12,5 mm.
2. Bánh răng côn:
2.1. Chọn vật liệu:
Bánh răng
Vật liệu
Dẫn 1
Bị dẫn 2

C45
C45


Giới hạn bền
(MPa)
850
750

Giới hạn chảy
(MPa)
580
450

Độ bền (HB)
260
220

2.2. Xác định số chu kì làm việc tương đương NHE và hệ số tuổi thọ KL
* Đối với bánh dẫn:
Khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi không đáng kể
Với

KHE = 1: hệ số chế độ tải trọng
c = 1: số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh

răng
Lh: tổng số thời gian làm việc tính bằng giờ

Đồ án chi tiết máy

10



GVHD: Phạm Bá Khiển

=>
Số chu kì làm việc cơ sở NHO:
Vì do đó hệ số tuổi thọ:
Đối với bánh bị dẫn:

Vì nên ta chọn
2.3. Xác định giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép:
Trong đó
sH = 1,1: hệ số an toàn
,: giới hạn mỏi bánh dẫn và bị dẫn
Theo bảng 6.13 CSTKM
Đối với bánh răng côn thẳng thì ứng suất tiếp xúc cho phép khi tính
toán chọn theo giá trị nhỏ nhất từ 2 giá trị , do đó
2.4. Ứng suât uốn cho phép:
Vì các hệ số YX, Yδ, YR trong giai đoạn thiết kế sơ bộ chưa chính xác
được nên công thức có thể viết dưới dạng:
Trong đó giới hạn mỏi uốn đối với thép tôi cải thiện xác định theo
công thức
Hệ số an toàn đối với ứng suất uốn sF = 1,75
Hệ số xét đến ảnh hưởng khi làm việc một chiều KFC = 1
Số chu kì làm việc tương đương bánh dẫn:
Vì
Số chu kì làm việc tương đương bánh bị dẫn:
Đồ án chi tiết máy

11



GVHD: Phạm Bá Khiển

Vì
Thay vào công thức xác định [σF] ta có:

2.5. Tỉ số truyền:
2.6. Đường kính vòng chia ngoài bánh dẫn:
Chọn Ψbe = 0,285
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng KH = KHβ = 1,3 (dựa vào bảng 6.4/CSTKM)

2.7. Số răng:
Theo bảng 6.19/CSTKM ta chọn z1p = 22 răng và do
HB1 và HB2 < 350HB
=> số răng bánh dẫn z1 = 1,6.z1p = 1,6.22 = 35 răng
số răng bánh bị dẫn z2 = z1.u = 35.3 = 105 răng
2.8. Mô đun vòng chia ngoài:
Theo tiêu chuẩn chọn me = 5
Do đó de1 = me.z1 = 5.35 = 175 mm
2.9. Đường kính vòng chia ngoài bánh bị dẫn:
de2 = me.z2 = 5.105 = 525 mm
2.10.Chiều dài côn ngoài:

2.11. Chiều rộng vành răng:
b = Ψbe.Re = 0,285.276,7 = 78,86 mm
2.12. Góc mặt côn chia:

Đồ án chi tiết máy

12



GVHD: Phạm Bá Khiển

2.13.Đường kính vòng chia trung bình:

2.14. Vận tốc vòng:

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN TRỤC
1. Trục 1:
1.1. Chọn vật liệu:
Thông số đầu vào P1 = 10,94 kW, T1 = 377555 Nmm,
n1 = 276,72 vg/ph. Trục đầu vào của hộp giảm tốc ta chọn thép C45 có
σb = 750 MPa, σch = 450 MPa, τch = 324 MPa, σ-1 = 383 MPa, τ-1 = 226 MPa.
Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép là [τ] = 25 MPa, ứng suất uốn cho
phép là [σ] = 67 MPa.
1.2. Đường kính sơ bộ của trục:
Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 42 mm tại vị trí thân trục lắp bánh đai.
1.3.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết:
Lực tác dụng lên bộ truyền đai:
Lực tác dụng lên bánh răng 1:

=>
1.4. Xác định các kích thước dọc trục
Dựa vào bảng 10.2 (CSTKM), chọn w = 60 mm, x = 10 mm còn lại
thể hiện như hình vẽ.

Đồ án chi tiết máy

13



GVHD: Phạm Bá Khiển

1.5. Vẽ sơ đồ moment:
Xét theo phương y:
<=>

(1)
(2)

Từ (1), (2) suy ra FBy =4859,76 N, FCy = -4992,21 N

Đồ án chi tiết máy

14


GVHD: Phạm Bá Khiển

Fr1
y
z A

C

B

F t1
F a1

D

x
90

110

FBy

Fd

100

FC x

FB x

F Cy

Fr1

Ma1
Fa 1

Ft1

170010
Mx
51033,25
141088,5


My

503070,7

T = 440187,13 Nmm

Moment xoắn :

Xét theo phương x:
Đồ án chi tiết máy

15


GVHD: Phạm Bá Khiển

<=>
<=>
*** Mặt cắt nguy hiểm tại C:

Trục có rãnh then nên:
d1 = dc + 0,05dc = 1,05dc = 1,05.46,03 = 48,33 mm
Chọn trục theo tiêu chuẩn dc = 50 mm

42

52

45


100

50

110

50

45

42

90

1.6. Chọn then:
Chọn then cho trục tại vị trí A lắp bánh đai và vị trí D lắp bánh răng
có đường kính dA = dD = 42 mm.
Tra phụ lục 13.1 (CSTKM) ta chọn then bằng đầu tròn có chiều rộng
b = 12 mm, chiều cao h = 8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm,
chiều sâu rãnh then trên mayơ t2 = 3,3 mm.
* Chọn vật liệu là thép C45
Chiều dài then l ≤ 1,5.d = 1,5.42 = 63 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn l = 63 mm
1.7.Kiểm tra độ bền then:
Kiểm tra độ bền dập [σd] = 150 MPa
: chiều dài làm việc
Đồ án chi tiết máy

16



GVHD: Phạm Bá Khiển

t2 = 0,4.h = 0,4.8 = 3,2 mm : độ sâu rãnh then trên mayơ.
T1 = 377555 Nmm
=>
Kiểm tra theo độ bền cắt [τc] = 90 MPa
1.8. Kiểm tra bền trục:
Moment cản uốn:
Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng:
σm = 0
Kiểm nghiệm theo ứng suất xoắn:
Moment cản xoắn:
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều:
1.9. Hệ số an toàn:
Tại A, D có sự tập trung ứng suất rãnh then.
Theo bảng 10.8 (CSTKM) ta chọn:
Kσ = 2,05, Kτ = 1,9 với [σb] = 750 MPa < 800MPa, β = 1,8.
Theo bảng 10.3 (CSTKM) ta chọn: εσ = 0,84, ετ = 0,78
Theo bảng trang 139 (CSTKM) ta chọn:Ψσ = 0,1, Ψτ = 0,05
Các hệ số an toàn tại A, D:
Hệ số an toàn:
2. Trục II:
2.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu để chế tạo là C45 như trục I. Chọn ứng suất sơ bộ cho
phép là [τ] = 30 MPa và [σ] = 67 MPa, T2 = 1076756,29 Nmm.

Đồ án chi tiết máy


17


GVHD: Phạm Bá Khiển

2.2. Đường kính sơ bộ của trục:
Chọn d2 = 60 mm tại vị trí thân trục lắp ổ bi.
2.3. Tính kích thước dọc trục:
với x = 10 mm, w = 70 mm
l2 = 1,2.d2 =1,2.60 = 72 mm
(Dựa vào bảng 10.2/CSTKM)
2.4.Phân tích lực tác dụng lên chi tiết:
Bánh răng:
Ft2 = Ft1 = 5030,71 N
Fa2 = Fr1 = 1700,1 N
Fr2 = Fa1 = 679,99 N
=>
2.5. Vẽ sơ đồ moment:
Xét theo phương y:
<=>
<=> FBy = -1723,51 N và FDy = 1043,52 N

Đồ án chi tiết máy

18


GVHD: Phạm Bá Khiển

Fr2


Fa2
Ft2

y
z

B

A

D

C

x
120

173

FBx

81

Fa2

Fr2

Ma2


F t2

F By

84525,12

Mx

298167,23

My

277540,44

1320561,38

Moment xoắn:

Xét theo phương x:
Đồ án chi tiết máy

19

FDy

F Dx


GVHD: Phạm Bá Khiển


<=>
<=>
Mặt cắt nguy hiểm tại C:

Trục có rãnh then nên:
d1 = dc + dc.0,05 = 1,05dc = 1,05.56,95 = 59,81 mm
Chọn dc = 63 mm

173

120

81

60

63

63

60

50

55

10

l/2 = 107
l = 254


2.6. Chọn then:
Chọn then cho trục tại vị trí C lắp bánh răng dc = 63 mm và tra phụ lục
13.1 (BTCSTKM) ta chọn then bằng đầu tròn có chiều rộng b = 18 mm,
chiều cao h = 11 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 7 mm, chiều sâu rãnh
then trên mayơ t2 = 4,4 mm. Vật liệu then chọn thép C45.
Chiều dài :
Chọn l = 90 mm.

Đồ án chi tiết máy

20


GVHD: Phạm Bá Khiển

2.7. Kiểm tra độ bền then:
Kiểm tra độ bền dập [σd] = 150 MPa
: chiều dài làm việc
: chiều sâu then trên mayơ
Kiểm tra theo độ bền cắt [τc] = 120 MPa
2.8. Kiểm tra bền trục:
Kiểm nghiệm theo ứng suất uốn
Moment cản uốn:
Do trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng
σm = 0
Kiểm nghiệm theo ứng suất xoắn:
Moment cản xoắn:
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động trục quay 1 chiều:
2.9. Hệ số an toàn:

Tại C có sự tập trung ứng suất của rãnh then
Chọn như bánh răng 1
Các hệ số an toàn tại C
=> Hệ số an toàn:

CHƯƠNG 4: CHỌN KHỚP NỐI
1. Chọn khớp nối:
Ta chọn khớp nối vòng đàn hồi.

Đồ án chi tiết máy

21


GVHD: Phạm Bá Khiển

Vật liệu làm chốt là thép C45 với ứng suất uốn cho phép [σF] = 90
MPa, ứng suất dập cho phép của ống cao su [σd] = 4 MPa.
Hệ số chế độ làm việc K = 1,25 (Bảng 14.1 CSTKM)
Moment xoắn danh nghĩa T = 1057106,59 Nmm
Theo phụ lục 11.5 (SBTCSTKM) ta chọn nối trục đàn hồi có thể
truyền moment xoắn T = 1000000 Nmm khi đường kính trục d = 50 mm.
Nối trục này có số chốt z = 6, đường kính chốt d c = 18 mm, chiều dài
lc = 42 mm, nối trục đàn hồi có chiều dài l 0 = 36 mm. Đường kính qua tâm
chốt D0 = 140 mm, khe hở c = 5 mm, l1 = 25mm, l2 = 45 mm, đai ốc M12.
Chiều dài khớp nối L = (3÷4).d = 3.50 = 150 mm
2. Kiểm nghiệm độ bền khớp nối:
2.1. Kiểm nghiệm độ bền uốn theo công thức:

2.Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su:

Do đó điều kiện bền uốn và bền dập được thỏa mãn.
3. Thiết kế gối đỡ trục:
3.1.Gối đỡ trục 1:

A

B

C

D

Đường kính ngõng trục d = 50 mm
Tiến hành chọn ổ đũa côn.
Số vòng quay n = 276,72 vg/ph, tuổi thọ Lh = 21600 giờ, α = 140
3.1.1. Hệ số tải trọng dọc trục:
e = 1,5.tgα = 1,5. tg140 = 0,374
3.1.2. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên trục B,C:

3.1.3. Thành phần lực dọc trục gây ra do lực hướng tâm gây nên:
SB = 0,83.e.FrB = 0,83.0,374.7290,9 = 2263,2 N
Đồ án chi tiết máy

22


GVHD: Phạm Bá Khiển

SC = 0,83.e.FrC = 0,83.0,374.11923,6 = 3701,3 N
Theo bảng 11.12 (CSTKM)

Vì SB < SC và Fa1 = 679,99 N nên tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên phải FaC = SC 3701,3 N
Đối với ổ bên trái FaB =SC – Fa1 = 3701,3 – 679,99 = 3021,31 N
Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn.
3.1.4. Hệ số Kσ = 1 do tải trọng tĩnh, Kt = 1 do vòng trong quay
3.1.5. Vì tỉ số:
Do đó theo bảng 11.3 (CSTKM) tra được X = 1 và Y = 0
3.1.6. Tải trọng động quy ước:
Q = (X.V.Fr + V.Fa).Kσ.Kτ
= (1.1.11923,6 + 0.3701,3).1.1 = 11923,6 N
3.1.7. Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
3.1.8. Khả năng tải động tính toán:
3.1.9. Theo phụ lục 9.4 (SBTCSTKM) ta chọn ổ cỡ trung kí hiệu 7310
có khả năng tải động C = 100000 N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn
bằng mỡ là nth = 4800 vg/ph.
3.1.10.Tuổi thọ xác định theo công thức:

3.1.11. Tuổi thọ tính bằng giờ:
3.2. Gối đỡ trục II:

A

B

C

D

Đường kính ngõng trục là d = 60 mm
Tiến hành chọn ổ đũa côn

Số vòng quay n = 92,24 vg/ph, tuổi thọ Lh = 21600 giờ, α = 140
3.2.1 Lực tác dụng lên ổ:
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ B:
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ D:
Đồ án chi tiết máy

23


GVHD: Phạm Bá Khiển

Tải trọng dọc trục do bánh răng gây ra:
Fa2 = 1700,1 N
3.2.2. Theo bảng 11.3 (CSTKM), hệ số tải trọng dọc trục:
e = 1,5.tgα = 1,5.tg140 = 0,374
3.2.3. Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
SB = 0,83.e.FrB = 0,83.0,374.2446,44 = 759,4 N
SC = 0,83.e.FrD = 0,83.0,374.3825,2 = 1187,4 N
Vì SB < SD và Fa2 = 1700,1 N > SD – SB = 1187,4 – 759,4 = 428N
nên tải trọng dọc trục tính toán đối với ổ bên trái: FaB = SB = 759,4 N
Đối với ổ bên phải: FaD = SB + Fa2 = 759,4 + 1700,1 = 2459,5 N
Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì có tải trọng tác dụng lớn hơn.
3.2.4. Chọn Kσ = 1 do tải trọng tĩnh, Kτ = 1, V = 1 do vòng trong
quay
3.2.5. Vì tỉ số:
Do đó theo bảng 11.3 (CSTKM) ta tra được:
X = 0,4 và Y = 0,4.cotgα = 0,4.cotg 140 = 1,6
3.2.6. Tải trọng động quy ước tính theo công thức:
Qr = (X.V.Fr + Y.Fa).Kσ.Kτ = (0,4.1.3825,2 + 1,6.2459,5).1.1
=5465,28 N

3.2.7. Tuổi thọ tính bằng triệu vòng:
3.2.8. Khả năng tải động tính toán:
3.2.9. Tra bảng phụ lục 9.4 (SBTCSTKM). Ta chọn ổ cỡ nhẹ kí hiệu
7212 với C = 78000 N và số vòng quay tới hạn khi bôi trơn bằng mỡ
nth = 4500 vg/ph.
3.2.10. Tuổi thọ của ổ:
3.2.11. Tuổi thọ tính bằng giờ:
4. Thiết kế vỏ hộp:
Chọn thiết kế vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc.
Đồ án chi tiết máy

24


GVHD: Phạm Bá Khiển

Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
các bộ phận của máy tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng
dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.
Vật liệu là gang xám GX 15 – 32
Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các
chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
Bề mặt lắp ráp 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 từ 10.
Kết cấu hộp giảm tốc đúc với các kích thước cơ bản sau:
4.1. Chiều dày:
- Thân hộp: δ = 0,03.a + 3 = 0,03.525 + 3 = 18,75 mm
Với a là khoảng cách tâm, chọn a = de2 = 525 mm.
- Nắp hộp: δ1 = 0,9.δ = 0,9.18,75 = 16,88 mm

4.2. Gân tăng cứng:
- Chiều dày: e = 0,8.δ = 0,8. 18,75 = 15 mm
- Chiều cao: h < 60 mm
- Độ dốc khoảng 20
4.3. Đường kính bulong:
-Bulong nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.525 + 10 = 31 mm
Chọn d1 = 33 mm
- Bulong cạnh ổ: d2 = 0,7.d1 = 0,7.33 =23,1 mm
Chọn d2 = 24 mm
- Bulong ghép bích nắp và thân: d3 = 0,8.d2 = 0,8.24 = 19,2 mm
Chọn d3 = 20 mm
- Vít ghép nắp ổ: d4 = 0,6.d2 = 0,6.24 = 14,4 mm
Chọn d4 = 16 mm
- Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = 0,5.d 2 = 0,5.24 = 12 mm
Chọn d5 = 12 mm
4.4. Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp:
S3 = 1,5.d3 = 1,5.20 = 30 mm
Đồ án chi tiết máy

25