co-so-thiet-ke-may_tran-thien-phuc_thiet-ke-he-thong-dan-dong-thung-tron

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM [ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]
GVHD: TS. PHẠM HUY HOÀNG | SVTH : VÕ MINH THỊNH 1
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện : …………………………………………........MSSV :…………………….
Ngành đào tạo :……………………………………………………………………………………
Người hướng dẫn: ………………………………………………………………………………..
Ký tên : ……………………………………………..
Ngày bắt đầu : 08/09/2008 Ngày kết thúc : 15/12/2008 Ngày bảo vệ : 23/12/2008
ĐỀ TÀI
Đề số 7 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số: 1
Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm :
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc;
4- Bộ truyền xích ống con lăn; 5- Thùng trộn
Số liệu thiết kế :
Công suất trên trục thùng trộn P : 2.5 kW
Số vòng quay trên trục thùng trộn n : 44 vòng/phút
Thời gian phục vụ L : 6 năm
Quay một chiều , làm việc hai ca , tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày , 1 ca làm việc 8 giờ)
CuuDuongThanCong.com https://fb.com/tailieudientucntt

MỤC LỤC
LỚI NÓI ĐẦU………………………………………………………………..….…4
PHẦN I - TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY………………….…..5
PHẦN II – CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN………….……9
I. CHỌN ĐỘNG CƠ…………………………………………………………………...10
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN……………………………………………………....11
PHẦN III – TÌNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH………………………………… 12
I. THÔNG SỐ CƠ BẢN……………………………………………………………….13
II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH……………………………………………….…13
III. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CỦA BỘ TRUYỀN XÍCH…………………………...…14
IV. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC…………………………………………...…15
V. THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH…………………………………………………...16
PHẦN IV – TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC……….…..17
A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG CÔN CẤP NHANH
I. CHỌN VẬT LIỆU BÁNH RĂNG………………………………………………..…18
II. TÍNH TOÁN ỨNG SUẤT CHO PHÉP………………………………….……….…18
III. THÔNG SỐ HÌNH HỌC………………………………………………………….....19
IV. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BÁNH RĂNG…………………………………….….....21
V. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC CỦA CÁC BÁNH RĂNG………….23
B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM
I. CHỌN VẬT LIỆU BÁNH RĂNG…………………………………………..………24
II. TÍNH TOÁN ỨNG SUẤT CHO PHÉP…………………………………………......24
III. THÔNG SỐ HÌNH HỌC……………………………………………………….........25
IV. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BÁNH RĂNG…………………………………………..27
V. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC CỦA CÁC BÁNH RĂNG…….........29
C. KIÊM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU

PHẦN V – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN…………………………31
I. CHỌN VẬT LIỆU……………………………………………………………….32
II. CHỌN SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC……………………………………..……32
III. XÁC ĐỊNH CHIỀU DÀI CÁC TRỤC………………………………………...…32
IV. LỰC TÁC DỤNG CỦA NỐI TRỤC VÀ ĐĨA XÍCH……………………………33
V. TÍNH TOÁN TRỤC ĐẦU VÀO ( TRỤC I ) ……………………………………34
VI. TÍNH TOÁN TRỤC TRUNG GIAN ( TRỤC II) ………………………….….…36
VII. TÍNH TOÁN TRỤC ĐẦU RA ( TRỤC III) ……………………………….….…38
VIII. KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI…………………………………...…40
IX. KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH………………………………….…42
X. KIỂM NGHIỆM THEN…………………………………………………….……42
PHẦN VI – TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN, NỐI TRỤC.…………………...44
A. CHỌN Ổ LĂN
I. TRỤC ĐẦU VÀO…………………………………………………………..…....45
II. TRỤC TRUNG GIAN………………………………………………………..…..47
III. TRỤC ĐẦU RA………………………………………………………………….49
B. CHỌN NỐI TRỤC
PHẦN VII – TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ………………....52
I. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT PHỤ………………………………………………..53
II. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC………………………………………….……54
PHẦN VIII – CHỌN DẦU BÔI TRƠN. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP……….….57
I. DẦU BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC…………………………………………….58
II. LẮP BÁNH RĂNG LÊN TRỤC VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP…………….…58
III. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP……………………………………………………..58
KẾT LUẬN…………………………………………………………………….…61
TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………………...62

LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò hết sức quan
trọng đối với đời sống con người. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao
động đồng thời nó cũng góp phần không nhỏ trong việc thay thế sức lao động của người lao động
một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho họ trong quá trình làm việc. Các hệ thống cơ khí
chính là sự thay thế tuyết vời cho sức người trong việc tự động hóa sản xuất và tăng năng suất
lao động. Kết hợp với việc điều khiển chúng, ta sẽ góp phần vào công cuộc tự động hóa hiện đại
hóa mà đất nước Việt Nam đang thực hiện.
Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên
ngành Cơ Điện tử có những kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí ,
để từ đó có cách nhìn về hệ thống sản xuất, về việc điều khiển các hệ thống tự động trong các
nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng.
Trong phạm vi đồ án, các kiến thức từ các môn cơ sở như Nguyên Lý Máy, Chi Tiết
Máy, Thiết Kế và Vẽ Bằng Máy Tính …được áp dụng giúp sinh viên có cái nhìn t63ngq uan về
một hệ dẫn động cơ khí . Trong quá trình thực hiện đồ án, kỹ năng vẽ và sử dụng các hương trình
vẽ AutoCAD và dựng mô hình 3D SolidWorks cũng được cải thiện rõ rệt. Từ đây, cộng với
những kiến thức chuyên ngành, em sẽ tiếp cận được với các hệ thống thức tế, có được cái nhìn
tổng quan hơn để chuẩn bị cho đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp.
Em xin chân thành cảm.ơn TS. Phạm Huy Hoàng đã tận tâm hướng dẫn em hoàn thành
đồ án truyền động cơ khí. Em cũng xin chân thành các ơn các thầy cô hướng dẫn đồ an trong học
kì này vì những buổi duyệt đố án đã giúp em có thêm những kiến thức, kinh nghiệm khi thực
hiện bản vẽ. Đồng thời em cũng xin cám ơn tập thể lớp CK05LCD, các bạn cũng đã it nhiều giúp
đỡ em hoàn thiện đồ án này.
Đây là đồ àn thiết kế một hệ cơ khí đầu tiên nên sẽ không tránh được những thiếu sót và
thiếu kinh nghiệm trong việc tính toán, chọn lựa các chi tiết. Em kính mong được sự chỉ dẫn
thêm của quý thầy cô để em được củng cố kiến thức và đúc kết them những kinh nghiệm quý báu
phục vụ cho công việc sau này
Sinh viên thực hiện
Võ Minh Thịnh

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM
GVHD: TS. PHẠM HUY HOÀ
TÌM HIỂU H
Đ
C BÁCH KHOA TP.HCM [ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG C
M HUY HOÀNG | SVTH : VÕ MINH TH
PHẦN I
U HỆ THỐNG TRUY
ĐỘNG MÁY
NG CƠ KHÍ]
SVTH : VÕ MINH THỊNH 5
NG TRUYỀN

Hệ thống dẫn động thùng trộn là hệ thống cơ khí được ứng dụng rất nhiều trong thực tê, cả trong
nộng nghiệp lẫn công nghiếp
Trong nông nghiệp, có thể thấy thùng trộn được ứng dụng trong việc trộn thức ăn gia súc
Trong công nghiệp thùng trộn được dùng để khuấy dầu, hóa chất ; khuấy các dây chuyền thực
phẩm. ; trôn bê tông…
Một số hình ảnh thùng trộn
Thùng trôn bê tông Mẻ trộn trọng lượng
Máy trộn hạt Máy trộn vít kiểu đứng

Máy trộn nằm ngang kiễu cánh vít đảo chiều
Dù có là ứng dụng trong bất kì trường hợp nào thì hệ thống thùng trộn đều được truyền động từ
động cơ thông quá một hộp giảm tốc. Trong thùng trộn sẽ có trục được nối vào đầu ra của hộp
giảm tốc. Khi động cơ quay thì trục này sẽ quay và hệ thống thùng trộn cũng sẽ quay , thực hiện
chức năng của nó.
Các bộ truyền động này có thể đặt ngay trong thùng trộn hoặc là nằm ngoài thùng trộn tùy váo
kích thước, khối lượng và chức năng của hệ thống. Ở từng trường hợp có ưu điểm và nhược
điểm riêng và người kỹ sư khi thiết kế sẽ đánh giá để có phương án tối ưu nhất.
Các bộ truyền động được sử dụng trong hộp gỉảm tốc thùng trộn rất phong phú và đa dạng. Có
thể là bộ truyền trục vis bánh vis, bộ truyền bánh răng khai triển, đồng trục…với các bánh răng
trụ răng thẳng ; răng nghiêng, hay bánh răng côn…
Trong phạm vi đồ án này, bộ truyền đươc chỉ định là bộ truyền bánh răng côn - trụ hai cấp, đồng
thời trục ra được nôi với một bột truyền xích trước khi đến trục công tác.
Sau đây ta sẽ phân tích bộ truyền này.

Mô tả hoạt động
Động cơ truyền chuyển động cho trục 1,cặp bánh răng côn có tác dụng truyền
chuyển động cho trục chéo 2 .Trục 2 thông qua cặp bánh răng trụ răng thẳng truyền
chuyển động cho trục 3, thông qua bộ truyền xích 4 dẫn động cho dao trộn 5.
Ưu điểm
Truyền momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau.
Nhược điểm
Giá thành đắt ,khó chế tạo do đòi hỏi khắt khe về dung sai.
Khó lắp ráp
Khối lượng và kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ.

PHẦN II
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN

I. CHỌN ĐỘNG CƠ
Xác định công suất động cơ
Công suất động cơ phải lớn hơn công suất trên trục công tác
2.5

Với

Hiệu suất chung của bộ truyền là :

! : hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

#$ : hiệu suất của các ổ lăn ( 3 ổ lăn)

: hiệu suất của bộ truyền xích.
Ta bỏ qua hiệu suất của nối trục vì nó xấp xỉ là 1
Tra gíá trị các hiệu suất trên trong bảng 2.3 của tài liệu [1], ta thu được kết
quả sau

0.95 - 0.93 - 0.99%
- 0.96 0.84
Công suất của trục công tác :

2.5
0.823
2.975

Vậy ta chọn động cơ có công suất 3 kW
Xác định số vòng quay sơ bộ
Chọn tỉ số truyền.
Tỉ số truyền chung của bộ truyền:
1
11!1
Đối với bộ truyền xích, tỉ số truyền 1 được chọn trong khoảng 2 ÷ 5.
Đối với hộp giảm tốc, tỉ số truyền chung được chọn trong khoảng 10 ÷ 25
Tỉ số truyền của cặp bánh răng côn 1! được chọn trong khoảng 2 ÷ 4.
Tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ 1 được chọn trong khoảng 3 ÷ 5.
Ta chọn sơ bộ tỉ số truyền như sau:
1
3 - 3 - 3.5 31.5
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
3 3 - 1
44 - 31.5 1386 vòng/phút
Từ bảng P1.3 của tài liệu [1] ta chọn được động cơ có thông số sau:
Kiểu động cơ Công suất
kW
Vận tốc quay vg/ph cos9

% ;=
;
;?
;
4A100S4Y3 3.0 1420 0.83 82 2.2 2.0

Trục
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Bộ truyền xích
Tỉ số truyền được chọn là 1 3
Hộp giảm tốc
Tỉ số truyền được tính là
1
@
3
13

1420
3 - 44
10.75
Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc:
Theo công thức (3.15) tài liệu [1], ta có:
A?B?
%
1!
C
1
@

D1
@ E 1!F
1
Theo công thức (3.17) tài liệu [1], ta có:
A?
2.25GHIJK
D1 L IMFIMHIJ!K
Chọn IM 0.25 ; G 1.2 ; HIJ!K HIJK; B? 1.1
A?
2.25 - 1.2
D1 L 0.25F0.25K
14.4
A?B?
%
14.4 - 1.1%
19.16
Theo đồ thị 3.21 tài liệu [1] , ta chọn được 1! 3.25
1 3.3
Bảng thông số tính toán:
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Tỉ số truyền 1 3.25 3.3 3
Số vòng quay, vg/ph 1420 1420 437 132 44
Công suất , kW 2.975 2.975 2.768 2.603 2.5
Mo men xoắn ,
Nmm
20007.9 20007.9 55886.7 173836.7 542613.6
NNN

#$

2.5
0.97 - 0.99
2.603

NN
NNN

#$

2.603
0.95 - 0.99
2.768

N

#$

2.768
0.94 - 0.99
2.975

;N 9.55 - 10O
!
3!
9.55 -10O
2.975
1420
20007.9
;NN 9.55 - 10O
!
3!
9.55 -10O
2.768
473
55886.7
;NNN 9.55 - 10O
!
3!
9.55 -10O
2.603
143
173836.7
; 9.55 - 10O
!
3!
9.55 -10O
2.5
44
542613.6

PHẦN III
TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

I. THÔNG SỐ CƠ BẢN
Bộ truyền xích ống con lăn một dãy
Với :
• Công suất PIII = 2.603 kW
• Số vòng quay 3! 132 vòng/ phút
• Tỉ số truyền 1 3
II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức:
z1 = 29 – 2 × u = 29 – 2 × 3 = 23 răng
Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức:
z2 = u × z1 = 3 × 23 = 69 răng
( z2 zmax = 120 răng )
Công suất tính toán:
NNN - I - IP - I Q HK
Với :
IP : hệ số số răng
IP
25
R!

25
23
I : hệ số số vòng quay
I
200
3NNN

200
143
Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức :
K = K0 × Ka × Kdc × Kđ × Kc × Kbt = 1 × 1 × 1 × 1.2 × 1.25 × 1 = 1.5
trong đó:
K0 = 1 (không có yêu cầu về độ nghiêng đường tâm xích)
Ka = 1 (khoảng cách trục a = (30 ÷ 50)pc )
Kdc = 1( trục điều chỉnh được ; không có rảng buộc và dễ dàng khi thiết kế hộp
giảm tốc )
Kđ = 1.2 (hệ số tải trọng động , tải va đập nhẹ)
Kc =1,25 (chế độ làm việc 2 ca)
Kbt = 0.8 (bội trơn nhỏ giọt)
Công suất tính toán
NNN - I - IP - I 2.603 - 1.5 -
25
23
-
200
143
5.94


Theo bảng 5.5 tài liệu [I] , tra theo cột n01 = 200 vòng/phút
Ta chọn Q [P] = 11 kW
Bước xích : S 25.4 TT
Đường kính chốt : U 7.95 TT
Chiều dài ống b = 22.61 mm
Vận tốc trung bình của xích :
V
R!3!S
60000

23 - 132 - 25.4
60000
1.285 T/W
Khoảng cách trục sơ bộ a = 40pc = 40 x 25.4 = 1016 mm
Số mắt xích :
-
2X
S
E 0.5DR! E RF E
DR L R!F
S
4YX
-
2 - 1016
25.4
E 0.5D23 E 69F E
D69 L 23F
25.4
4 - Y - 1016
127.34
Chọn x = 128 mắt xích
Xác định lại khoáng cách trục :
X 0.25S Z- L
R! E R
2
E [- L
R! E R
2
]

L 8 ^
R L R!
2Y
_

`
X 0.25 - 25.4 Z128 L
23 E 69
2
E [128 L
23 E 69
2
]

L 8
69 L 23
2Y
]

`
1024.52 TT
Để tránh xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm bớt 1 lượng
∆X D0.002 b 0.004FX 2.049 b 4.098
Chọn a = 1022 mm
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây
d
R!3!
15-

23 - 132
15 - 128
1.58
Theo bảng 5.9 tài liệu [I] , ta có số lần va đập i [i] = 30 ( ứng với bước xích 25.4 mm)
III. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN CÚA BỘ TRUYỀN XÍCH
Lực vòng có ích :
e
1000
V
2025.3 f
Hệ số an toàn :
W
g
D
đe E eJ E eiF

Với
Q :, tra theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56.7 kN
kđ : hệ số tải trọng động , tải trung bình , chọn kđ = 1.2, với tải trọng mở máy 150%
F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
F0 = 9.81kf q a = 9.81 x 6 x 2.6 x 1.022 = 156.403 N
kf : hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền. Bộ truyền năm ngang ,
kf = 6
q : khối lượng 1m xích , q = 2.6 kg
Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra
Fv = qv2
= 2.6 x 1.3922
= 5.0379 N
W
56700
D1.2 - 2025.3 E 156.403 E 5.0379F
21.87 j 8.2 HWK
Hệ số an toàn cho phép [s] tra từ bảng 5.10, tài liệu [I]
Vậy bộ truyền xích đủ bền
IV. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức 5.18 của tài liệu [I];
kl! 0.47 [

De
đ E eiđFm
nIđ
Với
kr : hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích , z1 = 23 , kr = 0.444
kđ : hệ số tải trọng động ; kđ = 1.2
Kđ : hệ số phân bố không đều tải trọng các dãy ; Kđ = 1( xích 1 dãy)
Fvd : lực va đập trên dãy xích
Fvd = 13 x 10-7
x n1 x pc
3
= 13 x 10-7
x 143 x 25.43
= 3.046 N
A : diện tích chiếu của bản lề ứng với bước xích 25.4 mm, xích 1 dãy , A = 180 mm2
E = 2E1E2/(E1 + E2 ) = 2.1 x 105
MPa, mô đun đàn hồi
kl! 0.47 [
0.444D2025.3 - 1.2 E 3.046 F2.1 - 10q
180 - 1.2
481.7 rX
Theo bảng 5.11 tài liệu [I], ta chọn vật liệu chế tạo đĩa xích là Thép C45 tôi cải thiện
Độ cứng HB170, đạt độ cứng tiếp xúc [kl] = 500MPa

V. THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN XÍCH
Đường kính đĩa xích :
d1 = p/sin(π/z1) = 25.4 /sin(π/23) = 186.54 mm
d2 = p/sin(π/z2) = 25.4 /sin(π/69) = 558.06 mm
da1 = [0.5 +cotg(π/z1)]p = [0.5 +cotg(π/23)]x25.4 =197.48 mm
da2 = [0.5 +cotg(π/z2)]p = [0.5 +cotg(π/69)]x25.4 =570.18 mm
dl = 15.88 mm, tra bảng 5.2
r = 0.5025d1 + 0.05 = 0.5025 x 15.88 + 0.05 = 8.03 mm
df1 = d1 – 2r = 186.54 – 2 x 8.03 = 170.48 mm
df2 = d2 – 2r = 558.06 – 2 x 8.03 = 542 mm
Lực tác dụng lên trục :
Fr = kxFt = 1.15 x 2025.3 = 2329.1 N
Với kx = 1.15 cho tất cả các bộ truyển xích có độ nghiêng nhỏ hơn 400

PHẦN IV
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ
HỘP GIẢM TỐC

A. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG CÔN CẤP NHANH
I. CHỌN VẬT LIỆU BÁNH RĂNG
Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thống , cộng với công suất hộp
giảm tốc không cao nên ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng theo chế độ tải trọng
trung bình.
H1 ≥ H2 + ( 10 ÷ 15 ) HB
Nhóm vật liệu của hai bánh răng được tra theo bảng 6.1 tài liệu [I].
• Bánh dẫn : Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn 250HB.
Giới hạn bền σt! 850 MPa ; Giới hạn chảy σwx! 580 MPa
• Bánh bị dẫn : Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn 220HB.
Tương ứng, theo bảng 6.2 tài liệu [I], ta có hệ số an toàn tương ứng :
sH = 1.1 sF = 1.75
II. TÍNH TOÁN ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Theo yêu cầu hộp gảim tốc được ngâm dầu nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rổ bề
mặt răng.
Ta sẽ tính toán bộ truyền với chỉ tiêu tính là ứng suất tiếp xúc.
Trước tiên, ta xác định số chu kì làm việc tương đương:
Số chu kì làm việc cơ sở :
NHO1 = 30HB1
2,4
= 30.2502,4
= 1,71.107
chu kỳ
NHO2 = 30HB2
2,4
= 30.2352,4
= 1,47.107
chu kỳ
NFO1 = NFO2 = 5.106
chu kỳ
Số chu kỳ làm việc tương đương:
Bộ truyền làm việc trong điều kiện tải trọng không đổi , nên
NFE = NHE
Số giờ làm việc tương đương:
Lh = Lnăm Lngày Lca L giờ = 6 x 300 x 2 x 8 = 28800 giờ
NFE1 = NHE1 = 60ncLh = 60 x 473 x 1 x 28800 = 81.73 x 107
chu kỳ
NFE1 = NHE1 = 60ncLh = 60 x 143 x 1 x 28800 = 24.71 x 107
chu kỳ
Vì NHE NHO lấy NHE = NHO ; KHL = 1
NFE NFO lấy NFE = NFO ; KFL = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn tới hạn :
σ0Hlim = 2 x HB + 70
σ0Flim = 1.8 x HB
σ0Hlim1 = 2 × 250 + 70 = 570 MPa
σ0Hlim2 = 2 × 220 + 70 = 510 MPa

σ0Flim1 = 1.8 × 250 = 450 MPa
σ0Flim2 = 1.8 × 220 = 396 MPa
• Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
Hkl!K
0.9 kl$y!
J
Ilz
Wl

0.9 - 570 - 1
1.1
466.36 rX
HklK
0.9 kl$y
J
Ilz
Wl

0.9 - 510 - 1
1.1
417.27 rX
Đối với bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng côn răng thẳng, ta đều có:
HklK min
!|
HklyK 417.27 rX
Khi quá tải :
[σH]max = 2,8σchmin = 2,8 x 450 = 1260 MPa
• Ứng suất uốn cho phép
Hk}!K
0.9 k}$y!
J
I}z
W}

0.9 - 450 - 1
1.75
231.43 rX
Hk}K
0.9 k}$y
J
I}z
W}

0.9 - 396 - 1
1.75
203.66 rX
Khi quá tải :
[σF1]max= 0,8σch = 2,8 x 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8σch2 = 2,8 x 450 =3 60 MPa
III. THÔNG SỐ HÌNH HỌC
Chiều dài côn ngoài:
~M I€1 E 1 . [
;!Il
D1 L IMF. IM. 1. HklK
‚
KR = 0,5 × Kd = 0,5 × 100 = 50 MPa1/3
(Với truyền động bánh răng côn răng thằng bằng thép Kd = 100 Mpa1/3
)
Kbe = 0,275
Theo bảng 6.21 tài liệu [I] và Kbe.u / (2- Kbe) = 0.46
Trục bánh răng lắp trên ổ đũa côn, HB 350 nên ta có : KHβ = 1,1
Momen xoắn trên trục bánh dẫn T1 = 20007.9 Nmm

HklK 417.27 rX
~M 50€3.25 E 1 . [
20007.9 - 1.1
D1 L 0.275F - 0.275 - 3.25 - 417.27
‚
98.6 TT
Thông số ăn khớp
Đường kính chia sơ bộ bánh nhỏ :
UM!
2~M
√1 E 1

2 - 98.6
√1 E 3.25
58 TT
Tra theo bảng 6.22 tài liệu [1], ta chọn sơ bộ R!„ 18 …ă3‡
Do độ cứng của vật liệu làm bánh răng 350 HB
R! 1.6R!„ 1.6 - 18 28.8 …ă3‡ ; Bˆọ3 R! 29 …ă3‡
Góc côn chia
Œ! X…B‡
1
1
] X…B‡
1
3.25
] 17.1°
Œ 90 L Œ! 72.9°
Số răng của bánh răng trụ tương đương:
Ri!
R!
BWŒ!
30.34 …ă3‡
Đường kính trung bình :
U! D1 L 0.5 IMFUM! 50.02 TT
Mođun trung bình:
TM
U!
R!

50.02
29
1.725
Mođun của cặp bánh răng:
TM
T
D1 L 0.5IMF

1.725
1 L 0.5 - 0.275
2
Chọn mte = 2 theo bảng 6.8 tài liệu [I], ta tính lại :
T TMD1 L 0.5IMF 2D1 L 0.5 - 0.275F 1.725
Vậy
U! TR! 1.725 - 29 50.02 TT
Số răng bánh bị dẫn:
R 1 ! - R 3.25 - 29 94.25 …ă3‡ ; Bˆọ3 R 94 …ă3‡
Tỉ số truyền tính lại ubr1 = z2/z1 = 94/29 = 3.24
Góc côn chia được tính lại :
Œ! X…B‡
1
1
] 17.15˚ ; Œ! 90 L Œ! 72.85˚
Đường kính trung bình :
U TR 1.725 - 94 162.15 TT
Ta có được bảng thông số hình học bánh răng côn như sau:

Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Chiều dài côn ngoài
~M 0.5TM’R!

E R

0.5 - 2 - €29 E 94 98.37 TT
Chiều rộng vành răng b = IM~M 0.275 - 98.37 27.05 TT
Mođun vòng ngoài TM 2 TT
Tỉ số truyền ubr1 = 3.24
Đường kính chia ngoài de1 = mtez1 = 2 x 29 = 58 mm de2 = mtez2 = 2 x 94 = 188 mm
Góc côn chia 17.15˚ 72.85˚
Chiều cao răng he = 2mte + 0.2mte = 2.2 x 2 = 4.4 mm
Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = mte = 2 hae1 = 2hte mte – hae1 = 2
Chiều cao chân răng ngoài hfe = he – hae = 2.4 mm
Đường kính vòng đỉnh dae1 =de1 + 2 haecosδ1 = 61.82 mm dae1 =de2 + 2 haecosδ2 = 189.18mm
Vận tốc trung bình
V!
Y3!U!
60000
3.72
T
W
IV. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BÁNH RĂNG
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Độ bền tiếp xúc của bánh răng phải thỏa
kl “l“”“•[
2;!Il√1 E 1
0.85. –. 1. U!

Theo bảng 6.11 tài liệu [I], ta có
ZH = 1.76 (độ dịch chỉnh x1 + x2 = 0)
Theo bảng 6.5 tài liệu [I], ta có:
ZM = 274 MPa1/3
(vật liệu chế tạo cặp bánh răng bằng thép)
Hệ số trùng khớp ngang :
—˜ 1.88 L 3.2
1
R!
E
1
R
] 1.736
“• [
4 L —˜
3
0.8688
Hệ số tải trọng : KH = KHβ × KHα × KHv

Với:
KHβ = 1,1
KHα = 1 (vì răng thẳng)
Ili 1 E
Vl–U!
2;!IlIl˜
Theo bảng 6.13 tài liệu [1], dùng cấp chính xác 8.
Vl Œl. ‡J. V[
U!D1 E 1F
1
0.006 - 56 - 3.72 - €50.025 - 4.25/3.25 10.11 m/s
Trong đó theo bảng 6.15 tài liệu [1], δH = 0,006, theo bảng 6.16[1], g0 = 56
Bề dày răng b = Kbe × Re = 27.06 mm
KHv = 1.311
Do đó KH = 1.1 x 1 x 1.311 = 1.442
σH = 429.08 [σH] = 417.27 MPa
Vì chênh lệch nhỏ nên ta có thể tăng chiều rộng vành răng
b = 27.06 × (429.08 / 417.27)2
= 28.61
Chọn b = 30 mm
Khi đó ta nhận được giá trị σH = 412.08 417.27 = [σH]
Điều kiện bền tiếp xúc của cặp bánh răng được thỏa
Kiểm nghiệm độ bền uốn
Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa:
k}!
2;!I}™•™
™}!
0.85–TU!
Hệ số tải trọng : KF = KFβ × KFα × KFv
Với :
KFα = 1 (vì răng thẳng)
Theo bảng 6.21 tài liệu [I] và Kbe.u / (2- Kbe) = 0.46 , ta nhận được KFβ = 1.2
Theo bảng 6.15 tài liệu [1], δF = 0,016
Theo bảng 6.16 tài liệu [1], g0 = 56
I}i 1 E
V}–U!
2;!I}I}˜
1.84

V} Œ}. ‡J. V[
U!D1 E 1F
1
29.96 T/W
Do đó KF = 1.2 x 1 x1.84 = 2.21
Lại có :
Răng thẳng nên Yβ = 1
™•
1
—˜

1
1.736
Số răng tương đương :
zvn1 = z1/cosδ1 = 29/cos17.15 = 30.35
zvn1 = z1/cosδ1 = 94/cos72.85 = 318.78
Hệ số dạng răng:
YF1 = 3.47 + 13.2/zvn1 = 3.91
YF2 = 3.47 + 13.2/zvn2 = 3.51
Do đó:
k}!
2 - 20007.9 - 2.21 - 3.91
1.736 - 0.85 - 30 - 1.725 - 50.025
90.52 rX š Hk}!K
k}
k}!Yœ
Yœ!
81.26 rX š Hk}!K
Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo. ta chỉ cần điều chỉnh bề rộng răng 30 mm.
V. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC CỦA CÁC BÁNH
RĂNG
Lực vòng :
e! e
2;!
U!

2 - 20007.9
50.025
800 f
Lực hướng tâm :
e ! e= e!‡ . BWŒ! 800 - ‡20 - cos 17.15 278.23 f
Lực dọc trục:
e=! e e!‡ . Wd3Œ! 800 - ‡20 - s 17.15 85.86 f
( Tham khảo tài liệu [3] )

B. TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM
I. CHỌN VẬT LIỆU BÁNH RĂNG
Do không có yêu cầu đặc biệt về tải trọng của hệ thống , cộng với công suất hộp
giảm tốc không cao nên ta sẽ chọn vật liệu cho bánh răng theo chế độ tải trọng trung
bình.
H1 ≥ H2 + ( 10 ÷ 15 ) HB
Nhóm vật liệu của hai bánh răng được tra theo bảng 6.1 tài liệu [I].
• Bánh dẫn : Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn 250HB.
• Bánh bị dẫn : Thép C45 tôi cải thiện, độ rắn 220HB.
Tương ứng, theo bảng 6.2 tài liệu [I], ta có hệ số an toàn tương ứng :
sH = 1.1 sF = 1.75
II. TÍNH TOÁN ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Theo yêu cầu hộp gảim tốc được ngâm dầu nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rổ bề
mặt răng.
Ta sẽ tính toán bộ truyền với chỉ tiêu tính là ứng suất tiếp xúc.
Trước tiên, ta xác định số chu kì làm việc tương đương:
Số chu kì làm việc cơ sở :
NHO1 = 30HB1
2,4
= 30.2502,4
= 1,71.107
chu kỳ
NHO2 = 30HB2
2,4
= 30.2352,4
= 1,47.107
chu kỳ
NFO1 = NFO2 = 5.106
chu kỳ
Số chu kỳ làm việc tương đương:
Bộ truyền làm việc trong điều kiện tải trọng không đổi , nên
NFE = NHE
Số giờ làm việc tương đương:
Lh = Lnăm Lngày Lca L giờ = 6 x 300 x 2 x 8 = 28800 giờ
NFE1 = NHE1 = 60ncLh = 60 x 473 x 1 x 28800 = 81.73 x 107
chu kỳ
NFE1 = NHE1 = 60ncLh = 60 x 143 x 1 x 28800 = 24.71 x 107
chu kỳ
Vì NHE NHO lấy NHE = NHO ; KHL = 1
NFE NFO lấy NFE = NFO ; KFL = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn tới hạn :
σ0Hlim = 2 x HB + 70
σ0Flim = 1.8 x HB
σ0Hlim1 = 2 × 250 + 70 = 570 MPa
σ0Hlim2 = 2 × 220 + 70 = 510 MPa

σ0Flim1 = 1.8 × 250 = 450 MPa
σ0Flim2 = 1.8 × 220 = 396 MPa
• Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ
Hkl!K
0.9 kl$y!
J
Ilz
Wl

0.9 - 570 - 1
1.1
466.36 rX
HklK
0.9 kl$y
J
Ilz
Wl

0.9 - 510 - 1
1.1
417.27 rX
Đối với bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng côn răng thẳng, ta đều có:
HklK min
!|
HklyK 417.27 rX
Khi quá tải :
[σH]max = 2,8σchmin = 2,8 x 450 = 1260 MPa
• Ứng suất uốn cho phép
Hk}!K
0.9 k}$y!
J
I}z
W}

0.9 - 450 - 1
1.75
231.43 rX
Hk}K
0.9 k}$y
J
I}z
W}

0.9 - 396 - 1
1.75
203.66 rX
Khi quá tải :
[σF1]max= 0,8σch = 2,8 x 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8σch2 = 2,8 x 450 =3 60 MPa
III. THÔNG SỐ HÌNH HỌC
Khoảng cách trục
Vì cặp bánh răng trụ hoạt động ở cấp chậm, nên ta chọn hệ số G= lớn hơn Kbe của
cặp bánh răng côn.
Chọn G= 0.4
G G=D1 E 1F/2 0.4D3.3 E 1F/2 = 0.86
Theo bảng 6.5, tài liệu [1] , ta chọn Ka = 49.5 MPa1/3
Kd = 77 Mpa1/3
- ứng với bánh răng trụ răng thẳng
Theo bảng 6.7, tài liệu [1] , ta chọn KHβ = 1.06
Khoảng cách trục sơ bộ :

XŸ I=D1 E 1F [
;NNIl
HklK1G
‚
49.5D3.3 E 1F [
55886.7 - 1.06
417.27 - 3.3 - 0.4
‚
135.46 TT
Chọn XŸ 140 TT
Thông số cơ bản
Mođun m = ( 0.01 ÷ 0.02 ) aw = ( 1.4 ÷ 2.8 )
Chọn mođun m = 2.5 mm
Số răng cúa bánh dẫn :
R!
2XŸ
TD1 E 1F

2 - 140
2.5 - D3.3 E 1F
26.05 D…ă3‡F
Chọn z1 = 26 răng
Số răng bánh bị dẩn : z2 = u br2 x z1 = 3.3 x 26 = 85.95
Chọn z2 = 86 răng
Tỉ số truyền lúc này là ubr2 = z2 / z1 = 86/26 = 3.31
Khoảng cách trục xác định là
XŸ
TDR! E RF
2

2.5D26 E 86F
2
140 TT
Hệ số dịch chỉnh x = 0
Theo tiêu chuẩn, ta có bảng thong số hình học của bộ truyền như sau:
Thông số Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Góc biên dạng α 20˚
Góc ăn khớp
Ÿ arccos TDR! E RF cos

2XŸ
¡ 20˚
Chiều rộng vành răng b1 = b2 + 4 = 60 mm b2 = G=XŸ 56 TT
Tỉ số truyền ubr2 = 3.31
Khỏang cách trục aw = 140 mm
Chiều cao răng he = 2.25 x m = 5.625 mm
Đường kính chia d1 = mz1 = 2.5 x 26 = 65 mm d2 = mz2 = 2.5 x 86 = 215 mm
Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 70 mm da2 = d2 + 2m = 220 mm
Đường kính vòng đáy df1 = d1 – 2.5m = 58.75 mm df2 = d2 – 2.5m = 208.75 mm
Vận tốc trung bình
V!
Y3!U!
60000
1.49
T
W

IV. KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN BÁNH RĂNG
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Độ bền tiếp xúc của bánh răng phải thỏa
kl
“l“”“•
U!
[
2;NNIlD1 E 1F
–!. 1
Với:
“l
2BW¢
sinD2ŸF

2
Wd340
1.764
Theo bảng 6.5 tài liệu [I], ta có:
ZM = 274 MPa1/3
(vật liệu chế tạo cặp bánh răng bằng thép)
Hệ số trùng khớp ngang :
—˜ 1.88 L 3.2
1
R!
E
1
R
] BW¢ 1.72
“• [
4 L —˜
3
0.8718
Hệ số tải trọng : KH = KHβ × KHα × KHv
Với:
KHβ = 1,06
KHα = 1.13 – theo bảng 6.14 tài liệu [1]
Ili 1 E
Vl–Ÿ!UŸ!
2;NNIlIl˜
Trong đó dw1 = 2aw / ( u + 1 ) = 2 x 140 / (3.31 + 1) = 64.965 mm
Theo bảng 6.13 tài liệu [1], dùng cấp chính xác 9.
Vl Œl. ‡J. V’
XŸ
1
0.006 - 73 - 1.49 - €140 /3.31 4.244 m/s
Trong đó theo bảng 6.15 tài liệu [1], δH = 0,006, theo bảng 6.16[1], g0 = 73
KHv = 1.124
Do đó KH = 1.06 x 1.13 x 1.124 = 1.346
σH = 370.42 [σH] = 417.27 MPa
Điều kiện bền tiếp xúc của cặp bánh răng trụ cấp chậm được thỏa.

Kiểm nghiệm độ bền uốn
Độ bền uốn của bánh răng phải thỏa:
k}!
2;NNI}™•™
™}!
–Ÿ!TUŸ!
Hệ số tải trọng uốn : KF = KFβ × KFα × KFv
Với :
KFα = 1 (vì răng thẳng)
Theo bảng 6.7 tài liệu [I] và G= 0.86 , ta nhận được KFβ = 1.13
Theo bảng 6.15 tài liệu [1], δF = 0,016
Theo bảng 6.16 tài liệu [1], g0 = 73
I}i 1 E
V}–UŸ!
2;!I}I}˜
1.35
V} Œ}. ‡J. V’
XŸ
1
11.32 T/W
Do đó KF = 1.13 x 1 x1.35 = 1.525
Lại có :
Răng thẳng nên Yβ = 1
Hệ số kể đến trùng khớp
™•
1
—˜

1
1.72
Hệ số kể đến dạng riêng của răng
™
1
Hệ số dạng răng:
YF1 = 3.47 + 13.2/z1 - 27.9x/z1 = 3.47 + 13.2/z1 =3.978
YF2 = 3.47 + 13.2/zvn2 = 3.624
x- hệ số dịch chỉnh bánh răng
Do đó:
k}!
2 - 55886.7 - 1.525 - 3.978
1.72 - 60 - 2.5 - 64.965
40.46 rX š Hk}!K
k}
k}!Yœ
Yœ!
36.82 rX š Hk}!K
Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng cấp chậm được đảm bảo.

V. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC CỦA CÁC
BÁNH RĂNG
Lực vòng :
e! e
2;yy
UŸ!

2 - 55886.7
64.965
1720.52 f
Lực hướng tâm :
e ! e
e!Wd3XŸ
BWXŸ
1720.52 - ‡20 626.212 f
Lực dọc trục:
e=! e e!‡¢ 0 f
( Tham khảo tài liệu [3] )
--------------------------------------------------------------------------------------------------------
Đối với cả hai cặp bánh răng, Ta không kiểm tra quá tải vì hệ thống thùng trộn làm việc với chế
độ tải trọng không đổi. Tốc độ quay là cố định và khả năng xảy ra quá tải là không cao.
Vỉ lý do đó, trong phạm vi đồ án này ta không xét đến trạng thái quá tải của các cặp bánh răng

C. KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU
Với kết qủa tính toán hai cặp bánh răng như trên ta sẽ kiểm tra điều kiện bôi trơn
ngâm dầu xem có thỏa không. Nếu không ta sẽ phải chọn lại khoảng cách trục
hoặc điều chỉnh các thong số khác như độ bền , bề rộng răng… cho phù hợp.
Điều kiện : £ š ¤ š ¥/¦
Trong đó :
h: chiều cao mức dầu từ đỉnh đến ngập chân bánh răng côn bị dẫn ( không
được nhỏ hơn 10 mm .
H: chiều cao mức dầu từ đỉnh đến chân răng bánh răng trụ bị dẫn
R : bán kính vòng đỉnh bánh răng trụ bị dẫn
Chênh lệch giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất là 10 ÷ 15 mm.
Chọn mức chêng lệch giữa hai mức dầu là 10mm.
• Khi mức dầu max, bánh răng côn thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu, bánh
răng trụ vượt quá chiều cao cho phép là 5.5 mm = 5% giá trị cho phép,
chấp nhận được.
• Khi mức dầu min, bánh răng trụ thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu, bánh
răng côn thiếu 8 mm chấp nhận được.
Sơ đồ bôi trơn như sau:
R 107.5
R 94

PHẦN V
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ
CÁC TRỤC VÀ THEN

I. CHỌN VẬT LIỆU
Chọn vật liệu chế tạo là Thép C45 thường hóa có :
Độ rắn 200 HB
Giới hạn bền : σb = 600 MPa
Giới hạn chảy : σch = 340 MPa
Ứng suất cho phép : [σ] = 65 MPa ; [τ] = 20 MPa.
II. CHỌN SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC
Momen xoắn :
T1 = 20007.9 Nmm
T2 = 55886.7 Nmm
T3 = 173836.7 Nmm
Chọn sơ bộ đường kính trục:
U! [
5;!
H§K
‚
[
5 - 20007.9
20
‚
17.102 TT
Chọn d1 = 20 mm
U! [
5;
H§K
‚
[
5 - 55886.7
20
‚
17.74 TT
Chọn d2 = 25 mm
U! [
5;%
H§K
‚
[
5 - 173836.7
20
‚
35.158 TT
Chọn d3 = 40 mm
III. XÁC ĐỊNH CHIỀU DÀI CÁC TRỤC
Theo bảng 10.3 tài liệu [1] , ta chọn dược các khoảng cách:
• Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong hộp giảm tốc hoặc
giữa các chi tiết quay k1 = 8 …. 15 mm
• Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong hộp giảm tốc k2 = 5 …. 15 mm
• Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 …. 20 mm
• Chiều cao nắp ổ và đầu bulon : hn = 15….20 mm
• Bề rộng ổ lăn, chọn sơ bộ theo đường kính sơ bộ ( tra bảng 10.2 tài liệu [1] )
b1 = 15 ; b2 = 17 ; b3 = 21
Từ đó ta xác định được chiều dài các trục

Thông số chi tiết của nối trục tra bảng 16-10a tài liệu [2]
Trục I
Chiều dài đoạn nối trục : lm11 = 40 mm
Chiều dài mayer bánh răng côn dẫn : lm12 = 35 mm
Bề rộng ổ lăn : b1 = 15 mm
Khoảng cách giữa hai ổ lăn: l11 = 60 mm
k1 = 10 mm ; k2 = 8 mm ; k3 = 16 mm
Chiều dài trục I : lI = lm11 + k1 + k2 + k3 + 2b1 + l11 + k2+ k1 + lm12
= 40 + 10 + 8 + 16 + 2 x 15 + 60 + 8 + 10 + 35 = 217 mm
Trục II
Chiều dài mayer bánh răng côn bị dẫn : lm22 = 40 mm
Chiều dài mayer bánh răng trụ dẫn : lm21 = 60 mm
k1 = 10 mm ; k2 = 8 mm
Chiều dài trục II : lII = lm21 + 2 x ( k1 + k2 )+ 2b2 + k1 + lm22
= 60 + 2 x (10 + 8 ) + 2 x 17 + 10 + 40 = 180 mm
Trục III
Chiều dài mayer đĩa xích : lm32 = 60 mm
Chiều dài mayer bánh răng trụ bị dẫn : lm31 = 35 mm
k1 = 10 mm ; k2 = 8 mm ; k3 = 16 mm
Chiều dài trục III : lIII = lII + + k1 + k2 + k3 + lm32 + b3/2 =
= 180 + 10 + 8 +16 + 60 + 11= 285 mm
IV. LỰC TÁC DỤNG CỦA NỐI TRỤC VÀ ĐĨA XÍCH
Lực tác dụng của nối trục đàn hồi
Lực tác dụng của nối trục đàn hồi là lực hướng tâm. Chiều của lực này có xu
hướng làm tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng của bánh răng côn dẫn tác
dụng lên trục
Fnt = (0.2 ÷ 0.3 ) 2;N/¨ 0.25 x 2 x 20007.9/63 = 158.79 N
Thông số chi tiết của nối trục tra bảng 16-10a tài liệu [2]
Lực tác dụng của đĩa xích
Lực tác dụng lên trục cho bộ truyền xích gây nên là lực căng xích có phương
hướng kính, chiều từ bánh xích trên trục đến bánh xích đặt ở trục công tác có trị
số :
Fr = 2329.1 N

V. TÍNH TOÁN TRỤC ĐẦU VÀO ( TRỤC I )
Sơ đồ trục
Ft1
Fa1
Fr1
YA
XA
YB
XB
Fnt
62 76 44
A B C D
Tính toán các thành phần lực
Momen do lực dọc trục gây nên : M = Fa1 x dm1/2 = 85.86 x 50.025/2 = 2147.57 Nmm
Phương trình cân bằng lực :
© eª L«¬ L « L e E e! 0
® «¬ E « Le E e! L158.79 E 800 641.21 f
© e¯ ™
¬ E ™ L e ! 0
® ™
¬ E ™ e ! 278.23 f
© r¯/¬ e62 E e!120 – «76 0
® 158.79 - 62 E 800 - 120 – «76 0
± « 1422.78 f ± «¬ L781.57 f
© rª/¬ r L e !120 E ™76 0
® 2147.57 L 278.23 - 120 E ™76 0
± ™ 411.05 f ± ™
¬ L132.82 f
Biểu đồ nội lực

Chọn tiết diện trục
Ứng suất cho phép [σ] = 65 MPa
Momen tương đương tại tiết diện j
rđ ’r²

E 0.75;²

; r² ’r²

E r³²

Đường kính trục tại tiết diện j
U² [
rđ²
0 .1HkK
‚
Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j:
U²
´
’r²

E r³²

E 0.75;²

0 .1HkK
‚

U¬
´
’r¬

E r³¬

E 0.75;²¬

0 .1HkK
‚
[√0 E 0 E 0.75 - 20010
0 .1 « 65
‚
13.86 TT
Chọn dA = 20 mm
U
´
’r

E r³

E 0.75;

0 .1HkK
[√0 E 9844.98 E 0.75 - 20010
0 .1 - 65
‚
‚
14.52 TT
Chọn dB = 25 mm
Uµ
´
’rµ

E r³µ

E 0.75;µ

0 .1HkK
‚
[√10094.3 E 35200 E 0.75 - 20010
0 .1 - 65
‚
18.4 TT
Chọn dC = 25 mm
U¶
´
’r¶

E r³¶

E 0.75;¶

0 .1HkK
‚
[√2147.8 E 0.75 - 20010
0 .1 - 65
‚
13.9 TT
Chọn dD = 20 mm
VI. TÍNH TOÁN TRỤC TRUNG GIAN ( TRỤC II)
Sơ đồ trục
Momen do lực dọc trục gây nên :
M = Fa2 x dm2/2 = 278.23 x 162.15/2 = 22557.5 Nmm
© eª L«¬ L « E e! E e 0
® «¬ E « e! E e 1720.52 E 800 2520.52 f

© e¯ L™
¬L™ L e E e ! 0
® ™
¬ E ™ e ! L e 626.212 L 85.86 540.35 f
© r¯/¬ e116 E e!56 – «162 0
® 800 - 116 E 1720.52 - 56 – «162 0
± « 1167.59 f ± «¬ 1352.93 f
© rª/¬ r L e !56 E e 116 E ™162 0
® 22557.5 L 626.212 - 56 E 85.86 - 116 E ™162 0
± ™ 15.75 f ± ™
¬ 524.6 f

U¬
´
’r¬

E r³¬

E 0.75;²¬

0 .1HkK
‚
[
√0 E 0 E 0
0 .1HkK
‚
0
U
´
’r

E r³

E 0.75;

0 .1HkK
‚
[√29377.6 E 53709.14 E 0.75 - 64680
0 .1 - 65
‚
24.76 TT
Chọn dB = 30 mm
Uµ
´
’rµ

E r³µ

E 0.75;µ

0 .1HkK
‚
[√23282 E 75764.08 E 0.75 - 64680
0 .1 - 65
‚
24.62 TT
Chọn dC = 30 mm
U¶
´
’r¶

E r³¶

E 0.75;¶

0 .1HkK
‚
[
√0 E 0 E 0
0 .1HkK
‚
0
Chọn dA = dD = 25 mm cho trùng với ổ lăn có đường kính 25 như trục I
VII. TÍNH TOÁN TRỤC ĐẦU RA ( TRỤC III)
Sơ đồ trục
YA
XA
YB
XB
Ft2
47 107 106
A B D
Fr2
Fx
C
© eª L«¬ L « E e E e 0
® «¬ E « e E e 2329.1 E 1720.52 4049.62 f

© e¯ ™
¬ E ™ L e 0
® ™
¬ E ™ e 626.212 f
© r¯/¬ e47 E e
260 – «154 0
® 1720.52 - 47 E 2329.1 - 260 – «154 0
± « 4457.34 f ± «¬ L407.72 f
© rª/¬ e 47 L ™154 0
® 626.212 - 47 L ™154 0
± ™ 191.12 f ± ™
¬ 435.1 f
U¬
´
’r¬

E r³¬

E 0.75;²¬

0 .1HkK
‚
[√0 E 0 E 0
0 .1 - 60
‚
0
Chọn dA = dC = 40 mm

U
´
’r

E r³

E 0.75;

0 .1HkK
‚
[√24656.2 E 19162.84 E 0.75 - 184955.9
0 .1 - 60
‚
30.07 TT
Chọn dB = 45 mm
Uµ
´
’rµ

E r³µ

E 0.75;µ

0 .1HkK
‚
[√0 E 246884.6 E 0.75 - 184955.9
0 .1 - 60
‚
36.61 TT
Chọn dC = 40 mm
U¶
´
’r¶

E r³¶

E 0.75;¶

0 .1HkK
‚
[√0 E 0 E 0.75 - 184955.9
0 .1 - 60
‚
29.88 TT
Chọn dD = 35 mm
VIII. KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI
Ta tiến hành kiểm nghiệm hệ số an toàn
W²
W·²W¸²
€W·²
E W¸²

HWK
Với
W·²
k|!
I·²k=² E G·k²
W¸²
§|!
I¸²§=² E G¸§²
HWK là giá trị của hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy không cần kiểm
nghiệm độ cứng của trục.
Mặt khác, ta có:
Giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon ( vật liệu chế tạo trục ) là:
k|! 0.436k 0.436 - 600 261.6 rX
Giới hạn xoắn uốn là:
§|! 0.58k|! 0.58 - 261.6 151.73 rX
• Vì là trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:
Giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j: k² 0
Biên độ của ứng suất pháp tại tiết diện j : k=² k=² r²/
²
trong đó M¹ là momen uốn tổng r² ’r²

E r³²


W¹ là momen cảm uốn, được tính theo bảng ¾¿. À tài liệu H¾K,
,,
,cho trục có 1 rãnh then

²
YU²
%
32
L
–!ÁU² L !Â

2U²
• Hệ dẫn động thùng trộn được thiết kế để quay một chiều nên:
Giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j: §² 0
Biên độ của ứng suất pháp tại tiết diện j : §=² §=² ;²/2#²
trong đó T¹ là momen xoắn tại tiết diện j
WÆ¹ là momen xoắn, được tính theo bảng ¾¿. À tài liệu H¾K,
,,
, cho trục có 1 rãnh then:
#²
YU²
%
16
L
–!ÁU² L !Â

2U²
Hệ số G·, G¸ là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng
10.7 tài liệu [1], ta nhận được :G· 0.05, G¸ 0
Hệ số I·² , I¸² xác định theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]:
I·² DI· —·
⁄ E Iª L 1F/I¯
I¸² DI¸ —¸
⁄ E Iª L 1F/I¯
Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt KX = 1.06 do trục được gia công bằng tiện đạt độ
nhám Ra = 2.5 ÷ 0.63, ứng với giới hạn bền σb = 600Mpa
Hệ số tăng bền KY = 2, bề mặt trục được thấm Cacbon.
Trị số của hệ số kích thước : —· , —¸ lấy từ bảng 10.10 tài liệu [1]
Trị số của hệ số Kσ ; Kτ tra theo bảng 10.12 tài liệu [1], ứng với rãnh then được cắt bằng dao
phay ngón : Kσ = 1.76 ; Kτ = 1.54
Ta lập được bảng thông số như sau để kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục :
Trục
Vị trí
(tiết
diện)
Then
b x h x t1
Wj Woj εσ ετ σa τa sσ sτ s
I
A (20) 6 x 6 x 3.5 642.47 1427.86 0.92 0.89 0 7.01 x 18.62 x
D(20) 6 x 6 x3.5 642.47 1427.86 0.92 0.89 3.343 7.01 61.08 18.62 17.81
B,C(25) x 1533.98 3067.96 0.9 0.85 23.87 3.26 8.37 38.29 8.18
II
A,D(25) x 1533.98 3067.96 0.9 0.85 0 0 x x x
B (30) 8 x 7 x 4 2290.18 4940.9 0.88 0.81 35.48 6.56 5.51 18.16 5.27
C(30) 8 x 7 x 4 2290.18 4940.9 0.88 0.81 25.56 6.56 7.65 18.16 7.05
III
A (40) x 6283.18 12566.36 0.85 0.78 0 0 x x x
C(40) x 6283.18 12566.36 0.85 0.78 39.29 7.36 4.81 15.61 4.6
B(45) 14 x 9 x 5.5 7611.29 16557.46 0.83 0.77 4.1 5.59 45.06 20.29 18.5
D(35) 14 x 9 x 5.5 3251.97 7461.2 0.865 0.795 0 12.39 x 9.44 x

Nhận xét : tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3. Vậy Tr5uc thỏa điều
kiện bền mỏi.
IX. KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH
Công thức kiểm nghiệm có dạng:
kđ €k E 3§ Q HkK
Với :
σ = Mmax/ (0.1d3
)
τ = Tmax/(0.2d3
)
[σ] = 0.8 σch = 0.8 x 340 = 272 Mpa
Trục I : σ = Mmax/ (0.1d3
)
= (10094.32
+ 352002
)1/2
/0.1 x 253
= 23.43
τ = Tmax/(0.2d3
) = 20010/ 0.2 x 203
= 12.5
Trục II : σ = Mmax/ (0.1d3
) =
= (29377.62
+ 75764.082
)1/2
/0.1 x 303
= 30.1
τ = Tmax/(0.2d3
) = 64860/ 0.2 x 303
= 12.01
Trục III : σ = Mmax/ (0.1d3
) =
= 246884.6 /0.1 x 403
= 38.58
τ = Tmax/(0.2d3
) = 184955.9/ 0.2 x 353
= 21.57
kđ €k E 3§ €38.58 E 3 - 21.57 53.7 rX š HkK
Vậy các trục thỏa yêu cầu về độ bền tĩnh
X. KIỂM NGHIỆM THEN
Thông số của then được tra theo bảng 9.1a tài liệu [1].
Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:
σd = 2T/[dlt(h-t1)] ≤ [σd] = 150 MPa
τc = 2T/(dltb) ≤ [τc] = 60 MPa
Với :
T: Momen xoắn trên trục Nmm
d: đường kính trục tại tiết diện sử dụng then
lt : chiều dài then
h: chiều cao then
t1: chiều sâu rãnh then

Ta lập bảng kiểm nghiệm :
Trục Đường kính d b x h x t1 lt σd τc
I
20 6 x 6 x 3.5 20 40.02 16.68
20 6 x 6 x 3.5 20 40.02 16.68
II
30 8 x 7 x 4 32 45.04 16.89
30 8 x 7 x 4 50 28.83 10.81
III
45 14 x 9 x 5.5 40 58.72 14.68
35 14 x 9 x 5.5 50 60.39 15.09
Nhận xét: tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.

PHẦN VI
TÍNH TOÁN VÀ CHỌN
Ổ LĂN, NỐI TRỤC

A. CHỌN Ổ LĂN
I. TRỤC ĐẦU VÀO
n = 1420 vòng/phút;
Thời gian làm việc : L = 28800 giờ
Đường kính trong ổ lăn : d = 25 mm
Do trục đầu vào có lắp bánh răng côn, trục chịu lực dọc trục Fa = 85.86 N nên ta
chọn ổ đũa côn tại trục đầu vào, phân bố theo hình chữ “O” .
Chọn ổ theo khả năng tải động:
Chọn sơ bộ ổ 205 cỡ nhẹ, theo phu lục P 2.11 tài liệu [1]
Kí hiệu ổ d,mm D,mm B,mm T,mm r,mm α,˚ C,KN C0, KN
7205 25 52 15 16.25 1.5 13.5 23.9 17.9
Sơ đồ phân bồ lực:
Lực hướng tâm tại vị trí ổ đũa côn
e ’™
¬

E «¬

€132.82 E 781.57 792.78 f
eµ ’™

E «

€411.05 E 1422.78 1480.97 f
Với : e = 1.5tgα = 1.5 x tg13.5 = 0.36
Lực dọc trục tại B : ΣFaB = FsC + Fa1 = 0.83 x e x FrB + Fa1
= 0.83 x 0.36 x 1480.97 + 85.86 = 528.37 N
Do ΣFaB FsB = 0.83 x 0.36 x 792.78 = 236.88 FaB = ΣFaB = 528.37
Lực dọc trục tại C : ΣFaC = FsB - Fa1 = 0.83 x e x FrB - Fa1
= 0.83 x 0.36 x 792.78 – 85.86 = 151.1 N
Do ΣFaC FsC = 0.83 x 0.36 x 1480.97 = 442.51 FaC = FsC = 442.51

co-so-thiet-ke-may_tran-thien-phuc_thiet-ke-he-thong-dan-dong-thung-tron

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (19)

Similar to co-so-thiet-ke-may_tran-thien-phuc_thiet-ke-he-thong-dan-dong-thung-tron

Similar to co-so-thiet-ke-may_tran-thien-phuc_thiet-ke-he-thong-dan-dong-thung-tron (20)

co-so-thiet-ke-may_tran-thien-phuc_thiet-ke-he-thong-dan-dong-thung-tron