Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

Đồ án Chi Tiết Máy Thày giáo hướng dẫn : Đỗ Đức Nam
Cơ điện tử 2 K49 ĐHBKHN - 1 - Sv thực hiện: Lê Viết Minh Đức
BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG TỜI KÉO
--------------------------
MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC 1
Phần I : Tính động học hệ dẫn động ................................................................. 3
1. Chọn động cơ điện
2. Phân phối tỉ số truyền
3. Xác định các thông số động học
Phần II: Thiết kế bộ truyền ngoài....................................................................... 6
1. Chọn vật liệu
2. Các thông số của bột truyền
3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
4. Xác định lực
Phần III: Truyền động bánh răng
I. Bộ truyền bánh răng thẳng cấp nhanh............................................... 9
3. Xác định ứng suất cho phép
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
5. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
II. Bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm................................................. 19
3. Xác định ứng suất cho phép
4. Tính toán bộ truyền bánh răng
5. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Phần IV: Tính toán thiết kế trục......................................................................... 28
2. Tính toán đường kính trục
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
4. Xác định trị số và chiều của các chi tiết quay tác dụng lên trục
5. Xác định phản lực tại các gối đỡ
6. Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm
7. Tính mối ghép then
8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
9 Kiểm nghiệm then
Phần V Tính toán ổ lăn ..................................................................................... 45
I Trục I
II Trục II
III Trục III
IV Nối trục đàn hồi
Phần VI Vỏ hộp và các chi tiết phụ..................................................................... 54
I Thiết kế vỏ hộp
II Các chi tiết phụ khác

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 = 6800 N
Vận tốc kéo cáp: v = 0,58 m/s
Công suất trên trục công tác Pct
Công suất trên trục công tác: ct
F. v 6800.0,58
P = 3,94
1000 1000
 
Công suất của động cơ: Pđc
Điều kiện: Pđc > Ptđ
Công suất yêu cầu: Pyc = Ptđ
Công suất yêu cầu của động cơ ct
yc td
P .
P =P =


β: Hệ số tải trọng tương đương
 : Hiệu suất bộ truyền
1
n
i
i
 

 
3 2
1
. . . .
n
i d ol br k ot
i
      

  

Tra bảng
2.3
1
19
TL
tr
ta có hiệu suất của:
Bộ truyền đai ηđ = 0,95 – 0,96 Chọn ηđ = 0,96
Cặp ổ lăn ηol= 0,99 – 0,995 Chọn ηol = 0,99
Bộ truyền bánh răng trụ ηbr = 0,96 – 0,98 Chọn ηbr = 0,97
Khớp nối ηk= 0,99 – 1 Chọn ηk = 0,99
Cặp ổ trượt ηot= 0,98 – 0,99 Chọn ηot = 0,99
 0,96 . 0,993 . 0,972 . 0,99 . 0,99 = 0,86
Vậy ct
yc td
P . 3,94.0,86
P =P = 3,94( w)
0,86
k


 

b. Xác định tốc độ đồng bộ:
nsơ bộ = ncôngtác . usơ bộ
Với ct
60000 . 60000.0,58
n = 32,6( / )
. .340
v
vong phut
D
 
 
D: Đường kính tang
Mà ta có usơ bộ = usbHộp . usbNgoài
Theo kinh nghiệm ta có:
usbHộp = 8 - 40 Chọn usbHộp = 15 ( Hộp khai triển )
usbNgoài = 2 - 5 Chọn usbNgoài = 3 ( Đai thang )
=> usơ bộ = usbHộp . usbNgoài = 32,6 . 15 . 3 =1467 (Vg/p)
=>Chọn động cơ có tốc độ đồng bộ là 1500 Vg/p
Từ bảng 1-1/234[TL1] Chọn động cơ K123M4 với các chỉ số như sau:
Công suat P = 5,5 kW
van toc quay: n = 1445 (Vg/p)
K123M4
2,0
k
dn
T
T






 


2. Phân phối tỷ số truyền:
a. Xác định chung:
1445
44,3
32,6
dc
chung
ct
n
u
n
  
Mà
. 44,32
14,77
3 3
chung Hop Ngoai chung
Hop
Ngoai Ngoai
u u u u
u
u u
 

   

 

b. Phân phối tỷ số truyền:
 Theo phương pháp kinh nghiệm:
Hộp khai triển: u1 = (1,2 – 1,3) . u2
 Theo yêu cầu bôi trơn: Từ đường cong của đồ thị trong bảng 3-17/41[TL1]
Chọn u1 = 1,2 . u2
Mà
2
1 2 2
2
1 2
. 1,2.
14,77
3,5
1,2 1,2
1,2. 1,2.3,5 4,2
Hop
Hop
u u u u
u
u
u u
 
   
   
Tỷ số truyền của Ngoai dai
u u

1 2
44,32
3,01
. 3,5.4,2
chung
Ngoai dai
u
u u
u u
   

3. Tính toán các thông số động học :
a. Công suất:
. 6800.0,58
3,94( )
1000 1000
ct
F v
P kW
  
3
3,94
4,02( )
. 0,99.0,99
ct
k ot
P
P kW
 
  
3
2
4,02
4,19( )
. 0,99.0,97
Br ol
P
P kW
 
  
2
1
4,19
4,36( )
. 0,97.0,99
Br ol
P
P kW
 
  
' 1 4,36
4,54( )
. 0,96
dc
d ol
P
P kW
 
  
b. Tốc độ quay:
 
 
 
 
 
1
1
2
1
2
3
2
3
1445 /
1445
480,1 /
3,01
480,1
114,3 /
4,2
114,3
32,6 /
3,5
32,6 /
dc
dc
d
ct
n Vg p
n
n Vg p
u
n
n Vg p
u
n
n Vg p
u
n n Vg p

  
  
  
 
c. Mômen xoắn trên trục:  
6
9,55.10 i
i
i
P
T Boqua
n


Mômen xoắn trên trục động cơ:
 
'
' 6 6 4,54
9,55.10 9,55.10 30004,8 .
1445
dc
dc
dc
P
T N mm
n
  
Mômen xoắn trên trục 1:
 
6 6
1
1
1
4,36
9,55.10 9,55.10 86727,8 .
480,1
P
T N mm
n
  
 
6 6
2
2
2
4,19
9,55.10 9,55.10 350083,1 .
114,3
P
T N mm
n
  
 
6 6
3
3
3
4,02
9,55.10 9,55.10 1177638,0 .
32,6
P
T N mm
n
  
Mômen xoắn trên trục công tác:
 
6 6 3,94
9,55.10 9,55.10 1154202,4 .
32,6
ct
ct
ct
P
T N mm
n
  

Bảng thông số động học:
Động cơ 1 2 3 Công tác
P (kW) 4,54 4,36 4,19 4,02 3,94
u uđai = 3,01 u1 = 4,2 u2 = 3,5 uk = 1
n (Vg/p) 1445 480,1 114,3 32,6 32,6
T (N.mm) 30004,8 86727,8 350083,1 1177638 1154202,4

II. Tính toán bộ truyền ngoài
Bộ Truyền đai
Ta có:
Công suất trên trục động cơ: Pđộngcơ = 4,54 (kW)
Tốc độ quay: nđộngcơ = 1445 (Vg/p)
Tỉ số truyền: uđai = 3,01
Mômen xoắn trên trục động cơ: Tđộng cơ = 30004,8 (N.mm)  30 (N.m)
1. Chọn tiết diện đai
Theo bảng 13-5/23[TL3] ,từ mômen xoắn trên trục động cơ ta chọn
Đai thang thường tiết diện A
Theo bảng 4-13/59[TL1] và bảng 13-5/23[TL3] ta tra được các thông số đai:
Đường kính bánh đai nhỏ nhất d1min = 90 mm
Diện tích tiết diện: A1 = 81 mm2
Chiều dày đai: h = 8 mm
Chiều dài chuẩn: L0 = 1700 mm
2. Xác định đường kính bánh đai:
Đường kính bánh đai nhỏ:
d1  1,2 . d1min = 1,2 . 90 = 108 mm
Chọn theo tiêu chuẩn 4.26/67[TL1] d1 = 140
Đường kính bánh đai lớn:
Theo công thức 4-2/53[TL1] với hệ số trượt đai ε = 0,01
 
1
2
. 140.3,01
425,6
1 1 0,01
d u
d mm

  
 
Theo bảng 4.26/67[TL1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 400 mm
Như vậy, tỉ số truyền thực tế:
   
2
1
400
2,89
. 1 140. 1 0,01
t
d
u
d 
  
 
Vậy
2,89 3,01
= 0,03 3%
3,01
t
u u
u
u
 
   
Vận tốc đai:  
1 1
. 3,14.140.1445
10,59 /
60000 60000
d n
v m s

  
Khoảng cách trục sơ bộ a được chọn theo bảng 4-14/60[TL1] a = d2 . 1 = 400 mm (do u = 3,01)
Chiều dài đai l được xác định theo công thức 4.4/54[TL1]:
   
 
2 2
2 1
1 2
400 140
140 400
2. . 2.400 3,14. 1690,1
2 4. 2 4.400
d d
d d
l a mm
a

 
 
      
Chiều dài tiêu chuẩn được chọn theo bảng 4-13/59[TL1] l = 1600 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo 4.15/60[TL1]    
10,59
6,6 / 10 /
1,6
v
i s s
l
   
Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1250 mm được tính theo công thức 4.6/54[TL1]:
2 2
8
4
a
 
  

Với λ = l – π.(d1 + d2).0,5=1600 – 3,14.(140+400).0,5=752,2
∆ = (d2 - d1).0,5 = (400 – 140).0,5 = 130
2 2 2 2
8. 752,2 752,2 8.130
352,1
4 4
a
 
    
   
Vậy a = 352,1 mm
Góc ôm α1 tính thep công thức 4.7/54[TL1]
2 1
1 min
400 140
180 57 180 57 137,9
352,1
d d
a
 
 
     
3. Xác định số đai z
Số đai z được xác định theo công thức 4.16/60[TL1]
 
 
1
0 1
. . .
d
u z
PK
z
P C C C C


Trong đó:
P1 = 4,54 kW Công suất trên trục bánh đai chủ động
[P0]=2,20 kW Công suất cho phép xác định bằng bộ truyền có số đai bằng 1, chiều
dài đai l0 , tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh (Bảng 4.19[TL1])
Kd = 1,1 Hệ số tải trọng động (Bảng 4.7[TL1]) (Băng tải, động cơ loại II)
Cα = 0,89 Hệ số kể đến ảnh hưởng góc ôm α1=137,9o (Bảng 4.15[TL1])
Cl = 1,0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai l/lo=0,94(Bảng 4.16[TL1])
Cu = 1,14 Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u=3,01 (Bảng 4.17[TL1])
Cz = 0,95 Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các
dây đai (Bảng 4.18[TL1]) (Z’= P1/[P]=2,06)
 
 
1
0 1
4,54.1,1
2,3
2,20.0,89.1,0.1,14.0,95
. . .
d
u z
PK
z
P C C C C

  
Lấy z = 3 đai
Chiều rộng bánh đai theo 4.17/63[TL1] và bảng 4.21/63[TL1]
(Với đai thang tiết diện A có t = 15, e = 10, h0 = 3,3)
B = (z – 1).t + 2.e = (3 – 1).15 + 2.10 =50 (mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
da1 = d1 + 2.h0 = 100 + 2.3,3 = 106,6 (mm)
da2 = d2 + 2.h0 = 315 + 2.3,3 = 321,6 (mm)

4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu được tính theo 4.19/63[TL1]
1
0
780. .
. .
d
v
P K
F F
v C z

 
Trong đó:
Fv Lực căng do lực li tâm sinh ra. Fv = 0 khi bộ truyền có khả năng tự điều chỉnh lực
căng. Nếu định kỳ điều chỉnh lực căng thì Fv = qm.v2 (qm : Khối lượng 1 mét chiều
dài đai tra bảng13.3/22[TL3]). Fv = 0,105 . 10,592 = 11,8 (N)
 
1
0
780. . 780.4,54.1,1
11,8 149,6
. . 10,59.0,89.3
d
v
P K
F F N
v C z

    
Lực tác dụng lên trục được tính theo 4.21/64[TL1]
 
1
0
137,9
2. . .sin 2.149,6.3.sin 1223,2
2 2
o
r
F F z N

  

III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu:
Với đặc tính của động cơ đã chọn cùng yêu cầu của đầu bài ra và quan điểm thống nhất hóa trong
thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau
Cụ thể theo bảng 6-1/92[TL1] ta chọn :
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có 1 1
850 , 580
b ch
MPa MPa
 
 
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB1 = 245
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240 có 2 2
750 , 450
b ch
MPa MPa
 
 
Do tốc độ quay và cường độ làm việc nhỏ hơn bánh nhỏ nên chọn độ rắn bánh lớn
thấp hơn 10-15 .Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB2 = 230
A. Bộ truyền cấp nhanh: Bánh trụ răng thẳng, tỉ số truyền u1=4,2
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
lim 2 70
o
H HB
   ; 1,1
H
S  ; lim 1,8
o
F HB
  ; 1,75
F
S 
Trong đó o
lim
H
 và o
lim
F
 là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB2 = 230
Vậy:
lim1 1
2 70 2.245 70 560
o
H HB MPa
     
lim1 1
1,8 1,8.245 441
o
F HB MPa
   
lim2 2
2 70 2.230 70 530
o
H HB MPa
     
lim2 2
1,8 1,8.230 414
o
F HB MPa
   
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:
2,4 6
1 30.245 16.10
Ho
N  
2,4 6
2 30.230 13,9.10
Ho
N  
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
6
4.10
Fo
N  (Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:

0
HL
k = H
mH
HE
m
N
; 0
FL
k = F
mF
FE
m
N
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF 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 Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tính bánh răng bị động:
3 3 3 6
1
HE2
max 1
n 480,1 4 4
N =60.c. ( ) . . . 60.1. . 1 . 0,7 . .19000 87.10
u 4,2 8 8
i i
i
i
T t
t
T t
 
  
 
 
 

NHE2 > NHo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1; Lấy NHE2 = NHo2
6 6 6
FE2
max
480,1 4 4
N =60.c. ( ) . . 60.1. . 1 . 0,7 . .19000 72,8.10
4,2 8 8
F
m
i
i i
T
n t
T
 
  
 
 

NFE2 > NFo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
Tính bánh răng chủ động:
NHE1> NHE2 >NHo1
NFE1> NFE2 > NFo1
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1 = 1; KFL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1] và 6-
2/91[TL1]
  lim
. . . .
o
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S

 
  lim
. . . . .
o
F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S

 
Trong đó:
ZR Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
ZV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)
KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.
KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1
KHL; KFL Hệ số tuổi thọ
SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Vậy ta có
  lim
.
H
H HL
H
K
S

 
  lim
. .
F
FL FC
F
F K K
S

 
Thay số
   
lim1
1
1
560
. .1 509
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   
lim2
2
2
530
. .1 481,8
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   
lim1
1
1
441
. . .1.1 252
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
   
lim2
2
2
414
. . .1.1 236,6
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có
     
2
481,8
H H MPa
 
 
Ứng suất quá tải cho phép:
   
2
ax
2,8. 2,8.450 1260
H ch
m
MPa
 
  
   
1 1
ax
0,8. 0,8.580 464
F ch
m
MPa
 
  
   
2 2
ax
0,8. 0,8.450 360
F ch
m
MPa
 
  

3. Tính toán cấp nhanh
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
 
 
1 β
3 2
.
1 .
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
 
Trong đó
aw khoảng cách trục
K a hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được  
1
3
49,5
a
K Mpa

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=86727,8
 
σH Ứng suất tiếp xúc cho phép   
σ 481,8
H MPa

u Tỉ số truyền u = 4,2
w
w
ψba
b
a
 bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển => ψ 0,3 0,5
ba   Chọn
ψ 0,3
ba 
   
ψ 0,53.ψ . 1 0,53.0,3. 4,2 1 0,8
bd ba u
     
β
H
K Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc
Tra bảng 6-7/98[TL1] => β 1,05
H
K 
 
 
 
1 β
3
3 2 2
. 86727,8.1,05
1 . 49,5. 4,2 1 . 174,45
481,8 .4,2.0,3
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
     mm
Lấy tròn aw = 175 mm

b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01  0,02).aw = 1,75 3,5
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
   
1
1
2. .cos 2.175.cos10
22,1
. 1 3 4,2 1
w
a
z
m u

  
 
Lấy tròn z1=22
Số bánh răng lớn:
2 1. 22.4,2 92,4
z z u
   Lấy tròn z2=94
Tỉ số truyền thực tế sẽ là:
2
1
94
4,27
22
m
Z
u
Z
  
Tính toán dịch chỉnh:
Theo 6-21/99[TL1]
   
1 2
. 3. 22 94
.
174
2 2 2
t
w
m z z
m z
a
 
   
Vậy cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 174 lên aw2 = 175 mm
Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1]
2
1 2
175
0,5.( ) 0,5.(22 94) 0,33
3
w
a
y z z
m
      
Theo 6-23/100[TL1]
1000. 1000.0,33
2,92
114
y
t
y
k
z
  
Theo bảng 6.10a/101[TL1] ta có kx = 0,061
Do đó theo 6.24/100[TL1] hệ số giảm đỉnh răng:
. 0,061.(94 22)
0,007
1000 1000
x t
y
k z 
   
Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh xt
xt= y+ y = 0,33 + 0,007= 0,337
Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:
 
2 1
1
94 22 .0,33
( ).
0,5. 0,5. 0,337 0,006
114
t
t
z z y
x x
z

 
 

    
 
 
   
Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là:
x2= xt-x2 =0,337 - 0,06 =0,277
Góc ăn khớp tw tính theo công thức 6-26/101[TL1]
   
1
0 0
1 2 0
1
. .cos20 22 94 .3.cos20
. .cosα
cosα 0,934 α 20,88
2. 2. 2.175
t
tw tw
w w
Z Z m
Z m
a a
 
     

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33/105[TL1]
 
 
1
ε 2
1
2. . . 1
σ . . . σ
. .
H m
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d

 
Trong đó:
ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1].  
1
3
M
Z = 274 Mpa
ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
sin 2α
b
H
tw
Z 
với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. βb = 0
tw: Góc ăn khớp tw=20,88o
=>
2.cos0
1,73
sin(2.20,88)
H
Z  
ε
Z Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công thức6-36/105[TL1]
0
α
1 2
1 1 1 1
ε 1,88 3,2. .cosβ = 1,88 3,2. cos0 1,7
22 94
Z Z
 
   
 
     
 
   
 
 
 
 
 
 
α
ε
4 ε 4 1,7
0,87
3 3
Z
 
  
KH Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]
β α
. .
H H H Hv
K K K K

Trong đó:
β
H
K Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành
răng. Tra bảng 6-7/98[TL1] => β 1,05
H
K 
α
H
K Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp. Bánh răng thẳng => α
H
K =1
Hv
K Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số Hv
K
tính theo công thức 1
1 β α
ν . .
1
2. . .
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
  với
m
w
0
H
H
u
a
.
v
.
g
.
δ
ν 
Vận tốc vòng theo 6-40/106[TL1]
 
1 1
π. . π.66,4.480,1
1,7 /
60000 60000
w
d n
v m s
   với
1
2. 2.175
66,4
1 4,27 1
w
w
m
a
d
u
  
 
Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]
73
;
006
,
0
δ 0 

 g
H
 
175
ν 0,006.73.1,7. 4,8
4,27
ψ . 0,3.175 52,5
H
w ba w
b a mm
 
  
1
1 β α
ν . . 4,8.52,5.66,4
1 1 1,09
2. . . 2.86727,8.1,05.1
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
     
Vậy β α
. . 1,05.1.1,09 1,14
H H H Hv
K K K K
  
Thay số:
   
1
ε 2 2
1
2. . . 1 2.86727,8.1,14. 4,27 1
σ . . . 274.1,73.0,87. 423,5
. . 52,5.4,27.66,4
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
 
  
Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1]
   
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
Cấp chính xác 9 => R   9
,
0
μ
40
10 


 R
z Z
m
ZV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn
350MPa nên ZV = 0,85.1,70,1 = 0,89
KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính vòng đỉnh
răng da<700mm => KxH = 1
     
o
Hlim
H
σ
σ ' . . . . σ . . . 481,8.0,89.1 428,8
S
H R V xH HL H R V xH
Z Z K K Z Z K MPa
   
Ta có  
σ σ '
H H

Mà chênh lệch
 
 
σ ' σ 428,8 423,5
0,01 1%
σ ' 428,8
H H
H
 
  
Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

d. Kiểm nghiệm độ bền uốn
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có  
1 ε β 1
1 1
1
2. . . . .
σ σ
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
 
Trong đó:
T1 Mômen xoắn trên trục chủ động T1= 86727,8
m Môđun pháp m=3 (mm)
b w Chiều rộng vành răng bw=52,5(mm)
d 1
w đường kính vòng lăn bánh chủ động  
1 66, 4
w
d mm

Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
0,588
1,6998
Y


  
Với 1,6998

  là hệ số trùng khớp ngang
Y  Hệ số kể đến độ nghiêng của răng 1
Y
0 

 β
β
YF1,YF2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Theo 6.18/109[TL1] ta có
1
1 1
3
2
22;
cos β
92
V
V
Z
Z Z
Z
  

Với hệ số dịch chỉnh x1=0,06; x2=0,277
Tra bảng 6-18 được 1 2
3,87; 3,56
F F
Y Y
 
K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn
K FV
F
F
F K
.
K
.
K α
β

Trong đó:
KFβ = 1,12 . Tra bảng 6-7/98[TL1] với bd
ψ =0,8
Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF = 1,37
KFV = 1 +
α
β
ν
F
F
1
1
w
w
F
K
.
K
.
F
2
d
.
b
.
với
m
w
0
F
F
u
a
V
.
g
.
δ
ν 
Trong đó: 016
,
0
F 
δ ; v=1,7; g0=73
 
175
ν 0,016.73.1,7 12,7 /
4,27
F m s
  
=>KFV=
12,7.52,5.66,4
1 1,17
2.86727,8.1,12.1,37
 
KF=1,12.1,37.1,17 = 1,796
Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =3 mm
Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004
YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay )

YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. YxF = 1 do da<400
     
1lim
R S xF R S xF
1 1
1
' . . .Y .Y .K .Y .Y .K 252.1.1,004.1 253
F
F FL FC
F
K K F MPa
S

 
   
     
2lim
R S xF R S xF
2 2
2
' . . .Y .Y .K .Y .Y .K 236,6.1.1,004.1 237,5
F
F FL FC
F
K K F MPa
S

 
   
Thay vào 6.43 ta có
1 ε β 1
1
1
2. . . . . 2.86727,8.1,796.0,588.1.3,87
σ 67,8
. . 52,5.66,4.3
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
   < F1 =253 MPa
 
2
2 1
1
3,56
67,8 62,4
3,87
F
F F
F
Y
Mpa
Y
 
   < F2 =186,7 MPa
Như vậy độ bền uốn thỏa mãn

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5
 
max max
σ σ 401,44 1,5 491,66 σ
H H qt H
K
     1260 MPa
 
1max 1 1 max
σ σ . 67,8.1,5 101,7 σ 464
F F qt F
K MPa
    
 
2max 2 2 max
σ σ . 62,4.1,5 93,6 σ 360( )
F F qt F
K Mpa
    
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= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ 174 mm
Mô đun m 3 mm
Tỉ số truyền u 4,27
Khoảng cách trục aw aw=acosαt/cosαtw 175 mm
Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ
d2=m.z2/cosβ
66
282
mm
mm
Đường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1)
dw2= dw1.u
66,4
283,5
mm
mm
Đường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1- y
 ).m
da2=d2+2(1+x2- y
 ).m
72,3
289,6
mm
mm
Đường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m
df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m
58,9
276,1
mm
mm
Đường kính cơ sở db db1=d1cosα
db2=d2cosα
62,02
264,99
mm
mm
Góc nghiêng của răng β 0 Độ
Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20o Độ
Góc prôfin răng αt αt=arctg(tgα/cosβ) 20o Độ
Góc ăn khớp αtw αtw=arccos(a.cosαt/aw) 20,88o Độ
Số bánh răng z1
z2
22
94
Răng
Răng
Tổng hệ số dịch chỉnh xt
x1
x2
xt=[(z2 + z1)(invαtw – invαt)]/(2.tgα) 0,337
0,06
0,277
mm
mm
mm
Hệ số trùng khớp ngang 
  
1 1 2 2 2 1 w
. . ( ). /(2 )
a a t
z tg z tg z z tg

    
    1,7

B. Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng nghiêng
Tỉ số truyền 2
1
14,7
3,52
4,18
hop
u
u
u
  
2. Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có:
lim 2 70
o
H HB
   ; 1,1
H
S  ; lim 1,8
o
F HB
  ; 1,75
F
S 
Trong đó o
lim
H
 và o
lim
F
 là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở
SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 245
Vậy:
lim3 3
2 70 2.260 70 590
o
H HB MPa
     
lim3 3
1,8 1,8.260 468
o
F HB MPa
   
lim4 4
2 70 2.245 70 560
o
H HB MPa
     
lim4 4
1,8 1,8.245 441
o
F HB MPa
   
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:
2,4 6
3 30.260 18.10
Ho
N  
2,4 6
4 30.245 16.10
Ho
N  
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:
6
4.10
Fo
N  (Vì chọn vật liệu là thép)
Xác định hệ số tuổi thọ:
0
HL
k = H
mH
HE
m
N
; 0
FL
k = F
mF
FE
m
N
mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn.
Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6.
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF 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 Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.
ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
Tính bánh răng bị động:
3 3 3 6
1
HE4
max 1
n 480,1 4 4
N =60.c. ( ) . . . 60.1. . 1 . 0,7 . .19000 87.10
u 4,2 8 8
i i
i
i
T t
t
T t
 
  
 
 
 

NHE4 > NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1; Lấy NHE4 = NHo4
6 6 6
FE4
max
480,1 4 4
N =60.c. ( ) . . 60.1. . 1 . 0,7 . .19000 72,8.10
4,2 8 8
F
m
i
i i
T
n t
T
 
  
 
 

NFE4 > NFo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL4 = 1, tương tự KFL4 = 1
Tính bánh răng chủ động:
NHE3> NHE4 >NHo3
NFE3> NFE4 > NFo3
Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3 = 1
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1] và 6-
2/91[TL1]
  lim
. . . .
o
H
H R V xH HL
H
Z Z K K
S

 
  lim
. . . . .
o
F
F R s xF FC FL
F
Y Y K K K
S

 
Trong đó:
ZV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1)
KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
YR Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Ys Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.
KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1
KHL; KFL Hệ số tuổi thọ
SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.
Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở
Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1
Vậy ta có
  lim
.
H
H HL
H
K
S

 
  lim
. .
F
FL FC
F
F K K
S

 
Thay số
   
lim3
3
3
560
. .1 509
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   
lim4
4
4
530
. .1 481,8
1,1
H
H HL
H
K MPa
S

   
   
lim3
3
3
441
. . .1.1 252
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
   
lim4
4
4
414
. . .1.1 236,6
1,75
F
F FL Fc
F
K K MPa
S

   
Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có
 
   
 
3 4 509 481,8
495,4
2 2
H H
H MPa
 

 
  
Ứng suất quá tải cho phép:
   
4
ax
2,8. 2,8.450 1260
H ch
m
MPa
 
  
   
3 3
ax
0,8. 0,8.580 464
F ch
m
MPa
 
  
   
4 4
ax
0,8. 0,8.450 360
F ch
m
MPa
 
  

3. Tính toán cấp chậm
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức 6-15a/96[TL1]
 
 
1 β
3 2
2
.
1 .
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u
u
  Trong đó
aw khoảng cách trục
K a hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:
Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được  
1
3
43
a
K Mpa

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2=350083
 
σH Ứng suất tiếp xúc cho phép   
σ 495,4
H MPa

u2 Tỉ số truyền u2 = 3,52
w
w
ψba
b
a
 bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển => ψ 0,3 0,5
ba  
Chọn ψ 0,3
ba 
   
ψ 0,53.ψ . 1 0,53.0,3. 4,2 1 0,8
bd ba u
     
β
H
K Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc
Tra bảng 6-7/98[TL1] => β 1,12
H
K 
 
 
   
1 β
3
3
2 2 2
2
. 350083.1,12
1 . 43. 3,52 1 . 223,1
495,4 .3,52.0,3
σ . .ψ
H
w a
H ba
T K
a K u mm
u
    
Lấy tròn aw = 230 mm
b. Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01  0,02).aw = 2,3 4,6
Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1]
Số bánh răng nhỏ:
   
1
2
2. .cos 2.230.cos10
33,4
. 1 3 3,52 1
w
a
z
m u

  
 
Lấy tròn z3=33
Số bánh răng lớn: 4 3. 33.3,52 116,16
z z u
   Lấy tròn z4=116
Tỉ số truyền thực tế sẽ là: 4
3
116
3,52
33
m
z
u
z
  
Góc nghiêng β:
cos = 3 4
( ) 3.(116 33)
0,9717
2. 2.230
w
m z z
a
 
    =130 39’14”=13,65o

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6-33/105[TL1]
 
 
1
ε 2
1
2. . . 1
σ . . . σ
. .
H m
H M H H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d

 
Trong đó:
ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1].  
1
3
M
Z = 274 Mpa
ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
2.cosβ
sin 2α
b
H
tw
Z 
với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.
tgb = cost.tg
t = tw = arctg(tg/cos)
= arctg(tg20/0,9717) = 20,530
=> tgb = cos(20,530).tg (130 39’14) = 0,2275
=> b= 12,810
 
0
0
2.cos12,81
1,723
sin 2.20,53
H
Z
  
Theo 6.37, hệ số trùng khớp dọc
 = bw.sin/(.m) = 0,3 . 230 sin(130 39’14”)/(.3) = 1,728
Do đó theo 6.36 ta có
Zε = 


1 1
0,76
1,728

Trong đó 
 =
3 4
1 1
1,88 3,2 cos
z z

 
 
 
 
 
 
 
1 1
1,88 3,2 0,98125 1,152
33 116
 
 
   
 
 
 
 
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
dw3 =
2. 2.230
101,77
1 3,52 1
w
m
a
u
 
 
mm
Theo 6.40, vận tốc vòng
v = 3 2
π. . 3,14.101,77.114,3
0,609
60000 60000
w
d n
  m/s
Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107[TL1] được KHα = 1,13

Theo 6.42/107[TL1] 0
230
. . . 0,002.73.0,609. 0,719
3,52
w
H H
a
v g v
u

  
Trong đó
Tra bảng 6.15/107[TL1] δH = 0,002
Tra bảng 6.16/107[TL1] go = 73
=> theo 6.41/107[TL1] :
3
2 β α
ν . . 0,719.0,3.230.101,77
1 1 1,006
2. . . 2.350083,1.1,12.1,13
H w w
HV
H H
b d
K
T K K
    
Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc
K Hv
H
H
H K
K
K .
. α
β
 = 1,12.1,13.1,006 = 1,27
=>
 
2
ε 2 2
3
2. . . 1 2.350083,1.1,27.(3,52 1)
σ . . . 274.1,723.0,76. 453,5
. . 0,3.230.3,52.101,77
H m
H M H
w m w
T K u
Z Z Z
b u d
 
   MPa
Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép
Với v = 0,609 < 5 m/s Zv = 1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công
đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 μm. Do đó ZR = 0,95;
Với da < 700 mm, KxH = 1
=> [σH]’ = [σH]. ZvZRKxH = 495,4. 1.0,95.1 = 470,63 MPa
Ta có  
σ σ '
H H

Mà chênh lệch
 
 
σ ' σ 470,63 453,5
0,036 3,6%
σ ' 470,63
H H
H
 
  
Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện

d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có  
2 ε β 1
1 3
3
2. . . . .
σ σ
. .
F F
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
  Trong đó
T1: momen xoắn trên bánh chủ động T3 = 350083,1 N.mm
m: modun pháp m = 3 mm
bw: chiều rộng vành răng bw = 0,3.230=69 mm
dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động dw3 = 101,77 mm
Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1 1
0,588
1,6998
Y


  
Với 1,6998

  là hệ số trùng khớp ngang
Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
 =130 39’14”=13,65o => Yβ = 1 -
13,65
0,9
140

3 4
,
F F
Y Y hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
- Số răng tương đương :
3
3 3 3
33
35,97
cos β 0,9717
V
z
Z    4
2 3 3
116
126,43
cos 0,9717
V
z
Z

  
Tra bảng 6-18/109[TL1] được 3 4
3,75 ; 3,6
F F
Y Y
 
K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn K FV
F
F
F K
K
K .
. α
β

Trong đó:
KF = 1,24 (tra bảng 6-7/98[TL1]) với bd
ψ =0,8
KF = 1,37 (tra bảng 6.14/107[TL1])
KFV = 1 + 3
2 β α
ν . .
2 . .
F w w
F F
b d
T K K
với
m
w
F
F
u
a
v
g .
.
δ
ν 0

Theo bảng (6.15) 006
,
0
δ 
F ; theo bảng (6.16) g0=73
230
ν 0,006.73.0,609 2,16
3,52
F
  
=> KFV = 1 +
2,16.69.101,77
1,012
2.350083,1 .1,24.1,37

KF = 1,24. 1,37. 1,012 = 1,72
Thay vào ta có
2 ε β 1
3
3
2. . . . . 2.350083,1.1,72.0,588.0,9.3,75
113,4
. . 69.101,77.3
F F
F
w w
T K Y Y Y
b d m
    Mpa
4
4 3
3
3,6
113,4. 108,9
3,75
F
F F
F
Y
Y
 
   MPa

Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất
Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =3 mm
Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004
YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay )
YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. YxF = 1 do da<400
     
3lim
R S xF R S xF
3 3
3
' . . .Y .Y .K .Y .Y .K 252.1.1,004.1 253
F
FL FC
F
F K K F MPa
S

 
   
     
4lim
R S xF R S xF
4 4
4
' . . .Y .Y .K .Y .Y .K 236,6.1.1,004.1 237,5
F
FL FC
F
F K K F MPa
S

 
   
Vậy
 
 
3
3
4
4
'
'
F F
F F
 
 


=> Độ bền được thỏa mãn

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải
Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5
 
max max
σ σ 453,5 1,5 555,4 σ
H H qt H
K
     1260 MPa
 
3max 3 3 max
σ σ . 113,4.1,5 170,1 σ 464
F F qt F
K MPa
    
 
4max 4 4 max
σ σ . 108,9.1,5 163,4 σ 360( )
F F qt F
K Mpa
    
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= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ 229,996 mm
Mô đun m 3 mm
Tỉ số truyền u 3,52
Khoảng cách trục aw aw=acosαt/cosαtw 230 mm
Đường kính chia d d3=m.z3/cosβ
d4=m.z4/cosβ
101,87
358,11
mm
mm
Đường kính lăn dw dw3=2.aw/(u+1)
dw4= dw1.u
101,8
358,2
mm
mm
Đường kính đỉnh răng da da3=d3+2(1+x3- y
 ).m
da4=d4+2(1+x4- y
 ).m
107,87
364,11
mm
mm
Đường kính đáy răng df df3=d3 - ( 2,5 - 2x3)m
df4=d4 - ( 2,5 - 2x4).m
94,37
350,61
mm
mm
Đường kính cơ sở db db3=d3cosα
db4=d4cosα
95,73
336,51
mm
mm
Góc nghiêng của răng β 13,65o Độ
Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20o Độ
Góc prôfin răng αt αt=arctg(tgα/cosβ) 20,530 Độ
Góc ăn khớp αtw αtw=arccos(a.cosαt/aw) 20,530 Độ
Số bánh răng z3
z4
33
116
Răng
Răng
Tổng hệ số dịch chỉnh xt
x3
x4
xt=[(z4 + z3)(invαtw – invαt)]/(2.tgα) 0
0
0
mm
mm
mm
Hệ số trùng khớp ngang 
  
3 1 4 2 3 4 w
. . ( ). /(2 )
a a t
z tg z tg z z tg

    
    1,6998
Xét điều kiện bôi trơn 4
2
358,2
1,2
283,5
w
w
d
C
d
  

IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN
THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu:
Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa
Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 .. 20 Mpa
2. Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10-9/188[TL1] ta có
 
3
0,2.
T
d

 .
Trong đó:
T momen xoắn, Nmm
[τ] ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [τ1] = 19 Mpa
 
 
1
3
3
1
86727,8
28,4
0,2. 0,2.19
T
d mm

  
Lấy dsb1= 30 (mm)
 
 
2
3
3
2
350083,1
45,16
0,2. 0,2.19
T
d mm

  
Lấy dsb2= 50 (mm)
 
 
3
3
3
3
1177638
67,7
0,2. 0,2.19
T
d mm

  
Lấy dsb3= 70 (mm)

3. Xác định các khoảng cách
Chiều rộng ổ lăn theo đường kính trục sơ bộ của trục I (dsb2= 50) theo bảng 10-2/189[TL1]:
bo=27(mm)
Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức 10-10/189[TL1]
lm = ( 1,2 ... 1,5 ) . dsb
Mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I
lm11 = lm1d = ( 1,2 ... 1,5 ) . 30 = 36 ... 45 (mm) Chọn lm1d = 40 mm
Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR Chọn lm11 = 52,5 mm
Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II
lm22 = lm23 = ( 1,2 ... 1,5 ) . 50 = 60 ... 75 (mm) Chọn lm22 = lm23 = 70 mm
Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III
lm34 = lm3k = ( 1,2 ... 1,5 ) . 70 = 84 ... 105 (mm) Chọn lm34 = lm3k = 85 mm
Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]:
Chọn k1 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
Chọn k2 = 5 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
Chọn k3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chọn k4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quay
Chọn hn = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông
Xác định chiều dài giữa các ổ:
Trục II:
   
   
23 0 23 1 2
22 23 22 23 4
21 22 23
0,5. 0,5. 27 70 15 5 68,5
0,5. 68,5 0,5. 70 70 10 148,5
68,5 148,5 217
m
m m
l b l k k
l l l l k
l l l
        
        
    
Trục I:
   
11 21
12 22
13 0 1 3
217
148,5
0,5. 0,5. 27 40 15 10 58,5
m d n
l l
l l
l b l h k
 
 
        
Trục III:
   
31 21
32 23
33 0 3 3
217
68,5
0,5. 0,5. 27 90 15 10 83,5
m k n
l l
l l
l b l h k
 
 
        

l13
lmd
lm23
b0 k2
k4
l21
l22
l23
b0
k2 k1 lm22 k1
lm11
lm34
lm3k k3
l31
l32
l12
l11
k3
hn
l33
hn

4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Theo công thức 10-1/184[TL1] ta có:
 
1
1 2
w1
2. 2.86727,8
2612,3
66,4
t t
T
F F N
d
   
 
1 w
1 2 o
. 2565,9. 23,33
1106,6
cos os0
o
t t
r r
F tg tg
F F N
c


   
Fd = 1223,2 (N) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β = 45o
Fd.cosβ = 1223,2.cos45o = 864,9 (N)
Fd.sinβ = 1223,2.sin45o = 864,9 (N)
 
2
3 4
w3
2. 2.350083,1
6877,9
101,77
t t
T
F F N
d
   
 
3 w3
3 4 o
. 6877,9. 20,53
2650,5
cos os13,65
o
t t
r r
F tg tg
F F N
c


   
 
3 3 4
. 6877,9. 13,65 1670,3
o
a t a
F F tg F tg N

   
     
3
0,2 0,3 . 0,2 0,3 .6877,9 1375,6 2063,4
k t
F F N
      Chọn Fk= 2000 (N)

Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y
TRỤC I
   
 
10 1 12 11 11 11 13 11
11
. . . os . 1106,6.148,5 .217 864,9. 217 58,5 0
340,8
x r y d y
y
M F l F l F c l l F
F N

        
 

10 1 11 10
10
. os 1106,6 340,8 576,5 0
870,9
y y r y d y
y
F F F F F c F
F

        
 

   
 
10 1 12 11 11 11 13 11
11
. . .sin . 2612,3.148,5 .217 864,9. 217 58,5 0
869,6
y t x d x
x
M F l F l F l l F
F N

          
 

 
10 1 11 10
10
.sin 2612,3 869,6 576,5 0
1166,2
x x t x d x
x
F F F F F F
F N

          
 

TRỤC II
20 3 23 2 22 21 21 3
21
21
. . . 0,5. .
2650,5.68,5 1106,6.148,5 .217 0,5.1670,3.101,87 0
471,5
x r r y a br
y
y
M F l F l F l F d
F
F
   
    
 

 
20 3 2 21 20
20
2650,5 1106,6 471,5 0
1072,4
y y r r y y
y
F F F F F F
F N
        
 

 
20 3 23 2 22 21 21 21
21
. . . 6877,9.68,5 2612,3.148,5 .217 0
3958,8
y t t x x
x
M F l F l F l F
F N
        
 

 
20 3 2 21 20
20
6877,9 2612,3 3958,8 0
5531,4
x x t t x x
x
F F F F F F
F N
          
 

TRỤC III
 
30 4 32 4 31 31 31
31
. 0,5. . . 2650,5.68,5 0,5.1670,3.358,23 .217 0
542
x r a br y y
y
M F l F d F l F
F N
      
 

 
30 4 31 30
30
2650,5 542 0
3192,5
y y r y y
y
F F F F F
F N
        
 

 
30 33 4 32 31 31 31
31
. . . 2000.83,5 6877,9.68,5 .217 0
2940,7
y k t x x
x
M F l F l F l F
F N
        
 

 
30 4 31 30
30
2000 6877,9 2940,7 0
1937,2
x k x t x x
x
F F F F F F
F N
          
 

Khi chiều của Fk ngược lại (để xác định ổ lăn) thì
Fx31 = 1401,5(N)
Fx30 = 7476,4 (N)

Fx31
Fy31
sinß
cosß
ß
z
y
x
Fx10
Fy10
Fr1
Ft1
Fy11
Fx11
F
d
Fd
F
d
F
x20
Fy20
Fr3
F
t3 Fa3
F
r2
Ft2
F
x21
Fy21
F
a4
Ft4
F
r4
F
y30
Fx30
Fk

5. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục
A. - Trục I Biểu đồ mômen Trục I
Ø25
k6
Ø24
D11
k6
Ø24
k6
Ø32
H7
k6
Mx
My
T
217
148,5
58,5
1166,2
870,9
1106,6
2612,3
864,9
864,9 1223,2
869,6
129329
50597
50597
173181
86727,8
1-0 1-1 1-2 1-3
340,8

B. - Trục II Biểu đồ mômen Trục II
Ø48
H7
k6
Ø45
D11
k6
Ø45
k6
Ø48
H7
k6
Mx
My
T
217
68,5
148,5
2650,5
1072,4
5531,4
471,5
3958,8
6877,9
1670,3
1106,6
2565,9
350083,1
73459
158536
32298
378901
271178
2-0 2-1 2-2 2-3

C. TRỤC III Biểu đồ mômen Trục III
Mx
My
T
217
83,5 68,5
2000
1937,2
3192,5
2650,5
542
2940,7
1670,3
6877,9
80489
218686
167000
436694
1177638
Ø63
H7
k6
Ø55
D11
k6
Ø60
k6
Ø55
k6
3-0 3-1 3-2 3-3

Tính chính xác các đường kính các đoạn trục:
Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức10-17[TL1]
 
3
0,1.
tdj
j
M
d

 Trong đó:
 
σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.
Mj Mômen uốn tổng 2 2
yj xj
Mj M M
 
Mtdj Momen tương đương 2 2
0,75.
tdj j j
M M T
 
Vậy ta có
 
2 2 2
0
3
0,75.
0,1.
y xj j
M M T
d

 

TRỤC I Tra bảng 10-5[TL1]    
67 Mpa

 
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1 lắp bánh răng, tiết diện 1-2 ổ lăn 11, tiết diện 1-3 lắp bánh đai là
các tiết diện nguy hiểm
Tại tiết diện 1-1chỗ lắp bánh răng 1:
 
2 2 2 2 2 2
3
3
11
0,75. 129329 173181 0,75.86727,8
32,4
0,1. 0,1.67
yj xj j
M M T
d

   
  
Lấy theo tiêu chuẩn d11 = 32
Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp ổ lăn 11
 
2 2 2 2 2 2
3
3
12
0,75. 50597 50597 0,75.86727,8
24,9
0,1. 0,1.67
yj xj j
M M T
d

   
  
Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp ổ lăn bánh đai:
 
2 2 2 2
3
3
13
0,75. 0,75.86727,8
22,4
0,1. 0,1.67
yj xj j
M M T
d

 
  
Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 10
Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11
d10 = d12 = 25

TRỤC II:
 
σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Tra bảng 10-5[TL1]    
50 Mpa

 
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng và tiết diện 2-2 lắp bánh răng thẳng là tiết
diện nguy hiểm. Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết diện 2-1 đủ bền thì tiết diện 2-2 cũng đủ bền.
Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 3:
 
2 2 2 2 2 2
3
3
21
0,75. 158536 378901 0,75.350083,1
46,7
0,1. 0,1.50
yj xj j
M M T
d

   
  
 
2 2 2 2 2 2
3
3
22
0,75. 32298 271178 0,75.350083,1
44,6
0,1. 0,1.50
yj xj j
M M T
d

   
  
Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 48 để cân đối với mặt cắt tiết diện 21
Tại tiết diện 2-0 và 23chỗ lắp ổ lăn:
Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 20 và 21
d20 = d23 =45
TRỤC III:
 
σ Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Tra bảng 10-5[TL1]    
50 Mpa

 
Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 30, 31 và tiết diện 32 là các tiết diện nguy hiểm
Tại tiết diện 3-0 lắp khớp nối:
 
2 2 2 2
3
3
30
0,75. 0,75.1177638
58,9
0,1. 0,1.50
yj xj j
M M T
d

 
  
Lấy theo tiêu chuẩn d30 =55
Tại tiết diện 3-1 lắp ổ lăn 30:
 
2 2 2 2 2
3
3
31
0,75. 167000 0,75.1177638
59,1
0,1. 0,1.50
yj xj j
M M T
d

  
  

 
2 2 2 2 2 2
3
3
32
0,75. 218686 436694 0,75.1177638
60,9
0,1. 0,1.50
yj xj j
M M T
d

   
  
Tại tiết diện 3-3 lắp ổ lăn 31:
Lấy đồng bộ d30 = d33 = 60

6 – 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[TL1], với đường kính chỗ lắp then d =32 mm, ta có then:
b = 10 mm t1 = 5 mm
h = 8 mm t2 = 3,3 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,8.lm = 0,8 . 40 = 32
Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 / 173[TL1]
d
t 1
2T
σ = [ ]
dl (h - t )
d


c
t
2T
= [ ]
dl .b
c
 

Trong đó
T mômen xoắn trên trục
d đường kính trục
lt, b, h, t kích thước then
[d] ứng suất dập cho phép
Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập nhẹ ta có [d] = 100 MPa
[c] ứng suất cắt cho phép
[c] = (60..90)/3 = 20..30 MPa  chọn [c] = 30 MPa
 
d d
t 1
2T 2.86727,8
σ = = 56,5MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 32.32.(8-5)
 
 
t
2T 2.86727,8
16,9 30
dl .b 32.32.10
c c
MPa MPa
 
    
=> Then đủ bền
Trục II
Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 48 mm, ta có then:
b = 14 mm t1 = 5,5 mm
h = 9 mm t2 = 3,8 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,8.lm = 0,8 . 70 = 56
 
d d
t 1
2T 2.350083,1
σ = = 74,4MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 48.56.(9-5,5)
 
 
t
2T 2.350083,1
18,6 30
dl .b 48.56.14
c c
MPa MPa
 
    
=> Then đủ bền

Trục III
Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 63 mm, ta có then:
b = 18 mm t1 = 7 mm
h = 11 mm t2 = 4,4 mm
0,25  r  0,4 lt = 0,8.lm = 0,9 . 85 = 76
 
d d
t 1
2T 2.1177638
σ = =122,9MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 63.76.(11-7)
 
=> Then không đủ bền. Sau khi thử tăng chiều dài mayơ lên, độ bền của then vẫn không đảm
bảo nên ta sẽ sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o. Khi đó mỗi then sẽ tiếp nhận 0,75 T
 
d d
t 1
2.0,75.T 2.0,75.1177638
σ = = 89MPa σ =100MPa
dl (h - t ) 63.76.(11-7)
 
 
t
2T 2.0,75.1177638
20,5 30
dl .b 63.76.18
c c
MPa MPa
 
    
=> khi lắp 2 then đặt cách nhau 180o thì then đủ bền

7. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm
thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TL1]
]
[
s
.
s
=
s
2
2
j
j
j s
s
s
j
j

 



Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5
sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
1
j
s
. .
dj aj mj
K

 

  



sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
1
j
s
. .
dj aj mj
K

 

  



Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Với thép 45 có b=600Mpa
=> σ-1 = 0,436 . σb = 0,436.600 = 261,6 MPa
τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58. 261,6 = 157,728 Mpa
σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
τaj, τmj: 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 aJ tính theo
công thức 10-22/196[TL1]
σmj = 0 σaj = σmaxj =
j
j
W
M
Trong đó Wj mômen cản uốn,công thức tính bảng10-6[TL1]
Đối với tiết diện tròn:
3
.
W
32
j
J
d


Đối với tiết diện có 1 rãnh then:
 
2
3
1 1 3
. .
.
32 2.
j
j
J
b t d t
d
W mm
dj
 
 
 
2
3
1 1 3
. .
.
32
j
j
J
b t d t
d
W mm
dj
 
 
Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động :
τmj = τaj =
j
j
j
W
T
0
max
2
2


Trong đó Woj mômen cản xoắn,công thức tính bảng10-6[TL1]
Đối với tiết diện tròn:  
3
3
.
16
j
oJ
d
W mm



 
 
2
3
1 1 3
0
. .
.
16 2.
j
j
j
j
b t d t
d
W mm
d
 
 
 
 
2
3
1 1 3
0
. .
.
16
j
j
j
j
b t d t
d
W mm
d
 
 
ψσ , ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng
10.7 [TL1] ta có
 = 0,05  = 0
Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm:
TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp bánh răng, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-3 lắp bánh đai
TRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng nghiêng.
TRỤC III: Mặt cắt 3-0 lắp khớp nối, mặt cắt 3-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 3-2 lắp bánh răng
Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then
Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau:
Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm3) Wo (mm3) a a
1-1
1-2
1-3
2-1
3-0
3-1
3-2
32
25
24
48
60
60
63
10 x 8
8 x 7
8 x 7
14 x 9
18 x 11
18 x 11
18 x 11
5
4
4
5,5
7
7
7
2647
1534
1091
9409
15307
15307
18276
5864
3068
2448
20266
36513
36513
42825
81,6
46,6
0
43,6
0
10,9
26,7
7,4
14,1
17,7
8,6
16,1
16,1
13,7
Các hệ số dj
K , dj
K đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1]
1
x
dj
y
K
K
K
K




 

1
x
dj
y
K
K
K
K




 

Trong đó
Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Các trục được gia công trên máy tiện.
Các tiết diện nguy hiểm đạt Ra=2,5...0,63 μm, theo bảng 10-8/197[TL1] Kx=1,06
Ky Hệ số tăng bền bề mặt. Ky=1 do ko dùng phương pháp tăng bền bề mặt.
εσ, ετ Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được εσ, ετ
Kσ, Kτ Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.Theo bảng 10-12/199[TL1]
khi dùng dao phay ngón với σb = 600 => Kσ = 1,76 Kτ = 1,54
Kσ/εσ Trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng 10-11/198[TL1]

Tiết
diện
d
mm
Tỉ số Kσ/εσ Tỉ số Kτ/ ετ Kσd Kτd Sσ Sτ S
Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng
1-1
1-2
1-3
2-1
3-0
3-1
3-2
32
25
24
48
60
60
63
2,01
-
1,95
2,15
2,23
-
2,26
2,06
2,06
2,06
2,06
2,52
2,52
2,52
1,92
-
1,79
2,02
2,05
-
2,08
1,64
1,64
1,64
1,64
2,03
2,03
2,03
2,12
2,12
2,12
2,21
2,58
2,58
2,58
1,98
1,7
1,85
2,08
2,11
2,09
2,14
1,56
2,73
-
2,71
-
9,30
3,79
10,76
6,58
4,82
8,8
4,64
4,69
5,38
1,54
2,52
2,6
4,2
3,1
Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC
A. Ổ LĂN CHO TRỤC I
1. Chọn loại ổ lăn:
Do không có lực dọc trục Fa nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ của trục I
Fr0 Fr1
Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ
đảo hướng tâm 20 m
 , giá thành tương đối 1.
2. Chọn kích thước ổ lăn
-Ta biết đường kính ngõng trục: 10 12 25( )
d d mm
 
-Tra bảng phụ lục P2-11/256[TL1], với cỡ nhẹ ta chọn được ổ bi đỡ 1 dãy có kí hiệu 205 có:
Co = 7,09(kN); C = 11,0(kN); Hệ số e = 1,5tg = 1,5tg12 = 0,31
3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo CT 11-1/211[TL1]:
C d = Q
m
L
Trong đó :
Q là tải trọng quy ước,KN
L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay
m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3
Tính L :
Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :
6 6
60. . 60.480,1.19000
547,3
10 10
  
h
n L
L
Với L h = (10  25) . 10
3
tính trong hộp giảm tốc, chọn Lh =19000(h)
n= 480,1(vg/ph) là số vòng quay của trục 1.

Xác định tải trọng động quy ước QE
Theo CT 11-3/212[TL1] :
( . . . ) .
E r a t d
Q X V F Y F K K
 
Trong đó:
- r
F và a
F là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN
-V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1
-Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)
-Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng
Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1
-X là hệ số tải trọng hướng tâm
-Y là hệ số tải trọng dọc trục
Phản lực hướng tâm trên các ổ là :
2 2 2 2
10 10
1166,2 870,9 1455,5( )
    
ro x y
F F F N
2 2 2 2
1 12 12
340,8 869,6 934( )
    
r x y
F F F N
Ta có Fa=0 => tỉ số 0 0,31
.
  
a
r
F
e
V F
tra bảng 11-4/214[TL1] 0 1 0 1
1; 0
    
X X Y Y
Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là:
   
0 0 0 0 0
( . . . ) . 1.1.1455,5 0 .1.1 1455,5
r a t d
Q X V F Y F K K N
    
   
1 1 1 1 1
( . . . ) . 1.1.934 0 .1.1 934
r a t d
Q X V F Y F K K N
    
Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn Q = Q0 = 1455,5(N)
3 3
3
. 4 4
1455,5. 1 . 0,7 . 1274,6
8 8
m
i i
m
E
i
Q L
Q
L
   


   
1 1
3
.( ) 965,4.547,3 10430 10,4
     
m m
d E E
C Q L Q L N kN
11( )
  
d
C C kN
Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 205 thỏa mãn khả năng tải động .

4. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ
Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh.
Theo CT 11-18/221[TL1] : 0
t
Q C

Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ một dãy :
X0 = 0,6 ; Y0 = 0,6
Theo CT 11-19 và CT 11-20 ta có:
Với ổ 1-0 ta có :
0 0 0 0
. .
t r a
Q X F Y F
 
= 0,6 . 1455,5 + 0,6 . 0 = 873,3 (N) < 0
r
F
0
1455,5( )
 
Q N < Co = 10,4 (kN)
1 0 1 0
. .
t r a
Q X F Y F
 
= 0,6 . 934 + 0,6 . 0 = 560,4 < 1
r
F
1
934( )
 
Q N < Co = 10,4 (kN)
Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 205 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có các thông số :
d = 25(mm); D = 52(mm); B = 15 (mm); Co = 7,09(kN); C = 11,0(kN)

B. Ổ LĂN CHO TRỤC II
1. Chọn loại ổ lăn
 
2 2 2 2
20 20 5531,4 1072,4 5634,3
ro x y
F F F N
    
 
2 2 2 2
1 21 21 3958,8 471,5 3986,8
r x y
F F F N
    
Lực dọc trục Fa=1670,3(N)
Xét tỉ số 0
1
1670,3
0,3
5634,3
1670,3
0,42
3986,8
a
r
a
r
F
F
F
F
 
 
Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn.
2. Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động
Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d20 = d21 = 45 mm
Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ trung hẹp ta chọn được ổ bi đỡ chặn kí hiệu 46309
có: Co = 37,7 kN C = 48,1 kN
0
1670,3
0,044
37700
a
F
C
 
=> α = 120 e = 0,355
3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-1/211[TL1]:
C d = Q
m
L
Trong đó :
Tính L :
6 6
60. . 60.114,3.19000
130,3
10 10
  
h
n L
L
Với L h = (10  25) . 10
3
Theo CT 11-3/212[TL1] :

( . . . ) .
E r a t d
Q X V F Y F K K
 
Trong đó:
- r
F và a
 
5634,4
ro
F N
  
1 3986,8
r
F N

Lực dọc trục
Fs0 = e.Fr0 = 0,355 . 5634,4 = 2000,2 (N)
Fs1 = e.Fr1 = 0,355 . 3986,8 = 1415,3 (N)
0 1
Fa
Fr0
Fs0
Fs1
Fr1
Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:
 
0 1 1415,3 1670,3 255
a s at
F F F N
     

 
1 0 2000,2 1670,3 3670,5
a s at
F F F N
    

Vì  
0 0 0 0 2000,2
a s a s
F F F F N
   

 
1 1 1 1 3670,5
a s a a
F F F F N
   
 
Tính tỉ số :
0
0
2000,2
0,355
. 1.5634,4
a
r
F
e
V F
  
=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X0 = 1 Y0 = 0
1
1
3670,5
0,92 0,355
. 1.3986,8
a
r
F
e
V F
   
=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X1 = 0,45 Y1 = 1,54

   
0 0 0 0 0
( . . . ) . 1.1.5634,3 0 .1.1 5634,3
r a t d
Q X V F Y F K K N
    
   
1 1 1 1 1
( . . . ) . 0,45.1.3986,8 1,54.3670,5 .1.1 7446,6
r a t d
Q X V F Y F K K N
    
Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn
=> Q = 7446,6 (N)
Tải trọng tương đương:
 
3 3
3
. 4 4
7446,6. 1 . 0,7 . 6520,9
8 8
m
i i
m
E
i
Q L
Q N
L
   


=> 3
6520,9. 130,3 33
m
d E
C Q L kN
   < C = 48,1 kN
=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-18/221[TL1] : 0
t
Q C

Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ chặn một dãy :
X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47
0 0 0 0 0 0
. . = 0,5.5634,4+0,47.2000,2 = 3757,29 (N) <
 
t r a r
Q X F Y F F
0 0
5634( )< Co = 37,7 (kN)
  
r
Q F N
1 0 1 0 1 1
. . = 0,5.3986,8+0,47.3670,5=3718,5<
 
t r a r
Q X F Y F F
1 1
3986,8( )< Co = 37,7 (kN)
  
r
Q F N
Như vậy ổ bi đỡ chặn kí hiệu 46309 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có các thông số :
d = 45(mm); D = 100(mm); B = 25 (mm); Co = 37,7 kN; C = 48,1 kN

C. Ổ LĂN CHO TRỤC III
1. Chọn loại ổ lăn
 
2 2 2 2
30 30 1937,2 3192,5 3734,3
ro x y
F F F N
    
 
2 2 2 2
1 31 31 2940,7 542 2990,2
r x y
F F F N
    
Khi chiều của Fk ngược lại (để xác định ổ lăn) thì Fx31
’ = 1401,5(N) Fx30
’ = 7476,4 (N)
 
' ' 2 2 2 2
30 30 7476,4 3192,5 8129,4
ro x y
F F F N
    
 
2 2 2 2
1 31 31 1401,5 542 1502,6
r x y
F F F N
    
Lực dọc trục Fa=1670,3(N)
Xét tỉ số
0
1
'
0
'
1
1670,3
0,45
3734,3
1670,3
0,56
2990,2
1670,3
0,21
8129,4
1670,3
1,11
1502,6
a
r
a
r
a
r
a
r
F
F
F
F
F
F
F
F
 
 
 
 
Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn.
2. Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động
Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d30 = d33 = 60 mm
Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ nhẹ hẹp ta chọn được ổ bi đỡ chặn kí hiệu 36212
có: Co = 40,1 kN C = 48,2kN
0
1670,3
0,04
40100
a
F
C
 
=> α = 120 e = 0,355
3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-1/211[TL1]:
C d = Q
m
L
Trong đó :
Tính L :

6 6
60. . 60.32,6.19000
37,2
10 10
  
h
n L
L
Với L h = (10  25) . 10
3
Theo CT 11-3/212[TL1] :
( . . . ) .
E r a t d
Q X V F Y F K K
 
Trong đó:
- r
F và a
Phản lực hướng tâm trên các ổ là : ( Tính với trường hợp có Fr lớn nhất)
 
8129,4
ro
F N
  
1 1502,6
r
F N

Lực dọc trục
Fs0 = e.Fr0 = 0,355 . 8129,4 = 2885,9 (N)
Fs1 = e.Fr1 = 0,355 . 1502,6 = 533,4 (N)
0 1
Fa
Fr0
Fs0
Fs1
Fr1
Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có:
 
0 1 1670,3 533,4 2203,7
a at s
F F F N
    

 
1 0 1670,3 2885,9 1215,6
a at s
F F F N
    

Vì  
0 0 0 0 2885,9
a s a s
F F F F N
   

 
1 1 1 1 1215,6
a s a a
F F F F N
   
 
Tính tỉ số :

0
0
2885,9
0,356 0,355
. 1.8129,4
a
r
F
e
V F
   
=> Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X0 = 0,45 Y0 = 1,54
1
1
1215,6
0,8 0,355
. 1.1502,6
a
r
F
e
V F
   
X1 = 0,45 Y1 = 1,54
   
0 0 0 0 0
( . . . ) . 0,45.1.8129,4 1,54.2885,9 .1.1 8102,5
r a t d
Q X V F Y F K K N
    
   
1 1 1 1 1
( . . . ) . 0,45.1.1502,6 1,54.1215,6 .1.1 2548
r a t d
Q X V F Y F K K N
    
Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn
=> Q = 8102,5 (N)
Tải trọng tương đương:
 
3 3
3
. 4 4
8102,5. 1 . 0,7 . 7095,7
8 8
m
i i
m
E
i
Q L
Q N
L
   


=>  
3
7095,7. 37,2 23,7
m
d E
C Q L kN
   < C = 48,2 kN
=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ
Theo CT 11-18/221[TL1] : 0
t
Q C

Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ chặn một dãy :
X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47
0 0 0 0 0 0
. . = 0,5.8129,4+0,47.2885,9 = 5421,1(N) <
 
t r a r
Q X F Y F F
0 0
8129,4( )< Co = 40,1 (kN)
  
r
Q F N
1 0 1 0 1 1
. . = 0,5.1502,6+0,47.1215,6=1322,6<
 
t r a r
Q X F Y F F
1 1
1502,6( )< Co = 40,1 (kN)
  
r
Q F N
Như vậy ổ bi đỡ chặn kí hiệu 36212 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có các thông số :
d = 60(mm); D = 110(mm); B = 22 (mm); Co = 40,1kN C = 48,2 kN

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  0,03. 3 0,03.230 3 9,9( )
     
w
a mm
Chọn  = 10mm
10
Nắp hộp 1
1 0,9. 0,9.10 9( )
mm
 
   9
Gân tăng
cứng:
Chiều dày gân e (0,8 1). (0,8 1).10 8 10( )
e mm

     
Chọn e = 10mm
10
Chiều cao gân, h 5 50

 
h (mm), chọn h= 50mm 50
Độ dốc Khoảng 20
Đường
kính :
Bulông nền, d1 10
.
04
,
0
1 
 w
a
d =0,04.230 + 10 = 19,2>12
Chọn d1 =20mm, chọn bulông M20.
20
Bulông cạnh ổ,d2 d2=0,7d1 = 0,7.20= 14(mm), chọn d2=14mm và chọn
bulông M14
16
Bulông ghép bích nắp và
thân,d3
d3 = (0,8 0,9).d2 =11,2 -12,6(mm)
 chọn d3 = 12 và chọn bulông M12
14
Vít ghép nắp ổ, d4 d4 = (0,6  0,7)d2=(0,6  0,7)14 = 8,4 - 9,8(mm)
Chọn d4 = 10mm và chọn vít M10
10
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d5 =( 0,5  0,6)d2=( 0,5  0,6)14= 7- 8,4(mm)
Chọn d5 = 8mm và chọn vít M8
8
Mặt bích
ghép nắp
và thân:
-Chiều dày bích thân hộp,
S3
S3 =(1,41,8)d3 = (1,41,8)12 = 16,8  21,6(mm)
Chọn S3 = 20mm
20
-Chiều dày bích nắp hộp,
S4
S4 = ( 0,9  1) S3 =( 0,9  1)20 = 18  20 (mm)
Chọn S4 = 20mm
20

-Bề rộng bích nắp hộp và
thân, K3
3 2
(3 5)
K K
   = 45 – 5 = 40(mm)
Với 2 2 2
(3 5)
K E R
   
2 2
1,6. 1,6.14 22,4( )
  
E d mm
lấy E2 =23mm
2 2
1,3. 1,3.14 18,2( )
  
R d mm
lấy R2 = 19mm
2
23 19 3 45( )
   
K mm
40
23
19
45
Mặt đế: -Chiều dày khi không có
phần lồi S1
S1 = (1,3  1,5) d1=(1,3  1,5).20 = 26 - 30(mm)
Chọn S1 = 26mm
26
-Bề rộng mặt đế hộp,K1và q q k1 + 2. = 60 +2.10 = 80 mm 80
Khe hở
giữa các
chi tiết
-Giữa bánh răng và thành
trong hộp
  ( 1..1,2). = (1..1,2)10 = 10....12 mm
Chọn  = 15mm
10
-Giữa đỉnh bánh răng lớn
với đáy hộp
1 = (3…5).  = (3…5).10 = 30…50 mm
Chọn 1 = 30 [mm]
40
-Giữa mặt bên các bánh
răng với nhau
2   =10 , lấy 2 = 10 mm 10
Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200  300)  (600+350)/ 200
= 4,75 ; chọn Z = 6
Sơ bộ chọn L=600, B=350(L,B:chiều dài và rộng của
hộp.
6

230
200
150
200
250
180
4
2. Một số chi tiết khác
a. Cửa thăm
Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có
lắp cửa thăm. Dựa vào bảng 18-5/92[TL2] ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ:
b. Nút thông hơi
Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên
ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm(hình vẽ nắp cửa thăm).
Theo bảng 18-6/93[TL2] ta chọn các kích thước của nút thông hơi như sau:
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M48x3 35 45 25 70 62 52 10 5 15 13 52 10 56 36 62 55

c. Nút tháo dầu
Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu
mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào
bảng 17-7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ.
d. Kiểm tra mức dầu
Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình
vẽ.
e.Chốt định vị
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ lắp ở trên nắp và
thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công
cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng
vòng ngoài của ổ.
28
15
9
25,4
M20
22
30
30
18
12
6
6 12
8
1:50

g. Bu lông vòng
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng. Kích thước
bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc.Với Hộp giảm tốc bánh răng tụ 2 cấp tra bảng 18-
3b[2] ta có Q = 480(kG), do đó theo bảng 18-3a/89[TL2] ta dùng bulông vòng M16
h. Các bánh răng
Bánh răng 1 lắp trên trục I:
Tên gọi Kí hiệu Bánh răng 1 Bánh răng
2
Bánh răng
3
Bánh răng
4
Chiều dày của vành răng σ - 8 - 8
Chiều dài mayơ l 40 70 70 85
Bề dày nan hoa C - 10 - 12
Đường kính ngoài của mayơ D - 80 - 100
Đường kính lỗ trên nan hoa d0 - 20 - 20
Rãnh then trên bánh răng b x h x t2 10 x 8 x 3,3 14x9x3,8 14x9x3,8 18x11x4,4
Bán kính góc lượn R - 2 - 2
Đường kính tâm lỗ trên nan hoa D0 - 180 - 200

3. Bôi trơn cho hộp giảm tốc
a. Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi
trơn ngâm dầu.Với vận tốc vòng của bánh răng côn v = 4,15m/s, tra bảng 18-11[2] ta được độ nhớt 8 ứng
với 1000C
Theo bảng 18-15 ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20Centistoc.
b. Bôi trơn ngoài hộp giảm tốc
Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn
định kì bằng mỡ.
Bảng thống kê giành cho bôi trơn
Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi
trơn
Lượng dầu
hoặc mỡ
Thời gian thay
dầu hoặc mỡ
Dầu ô tô máy
kéo AK- 15
Bộ truyền trong
hộp
0,6 lít/Kw 5 tháng
Mỡ T
Tất cả các ổ và bộ
truyền ngoài
2/3chỗ rỗng
bộ phận ổ
1 năm

4. Xác định và chọn kiểu lắp
T Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới
hạn của lỗ và
trục(m)
Ghi chú
1 Bánh trụ răng thẳng 1 và trục
I
32
7
6
H
k
+25
+18
+2
2 Bánh đai với trục I
24
7
6
H
k
+21
+15
+2
3 Vòng trong ổ lăn với trục I 25k6 +15
+2
2 ổ lắp giống nhau
4 Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp
với thân
52H7 +30 2 ổ lắp giống nhau
5 Then và trục I
10
8
9
h
E +61
+25
b x h = 10 x 8
-22
6 Trục I và vòng trong bạc chặn 24
7
6
H
k
+21
+15
+2
7 Bánh trụ răng thẳng 2 và trục
II
48
7
6
H
k
+25
+18
+2
8 Bánh trụ răng nghiêng 3 và
trục II
48
7
6
H
k
+25
+18
+2
10 Vòng trong ổ lăn với trục II 45k6 +18
+2
12 Then và trục II
14
8
9
h
E +75
+32
b x h = 14 x 9

-27
15 Bánh trụ răng nghiêng 4 và
trục III
63
7
6
H
k
+30
+21
+2
16 Khớp nối đàn hồi
55
7
6
H
k
+30
+21
+2
17 Vòng trong ổ lăn với trục III 60k6 +21
+2
18 Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp
với thân
110H7 +35 2 ổ lắp giống nhau
19 Then và trục III
18
8
9
h
E +75
+32
b x h = 18 x 11
-27
20 Trục III và vòng trong bạc
chặn
60
7
6
H
k
+30
+21
+2

Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

Similar to Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo (20)

More from https://www.facebook.com/garmentspace

More from https://www.facebook.com/garmentspace (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Bản thuyết minh đồ án chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo