đề Số-1

1
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI.
Thông số đầu vào:
PHẦN A: Tính toán động học hệ dẫn động.
I.Chọn động cơ.
1 .Công suất làm việc.
Plv=
𝐹.𝑣
1000
=
3344.1,62
1000
= 5.417 (KW)
2. Hiệu suất hệ dẫn động.
1. Lực kéo băng tải: F = 3344
2. Vận tốc băng tải: v =1.62(m/s)
3. số răng đĩa xích tải : z=8 (răng)
4.bước xích tải: p=90 (mm)
5. Thời hạn phục vụ: 𝑙ℎ= 20000(giờ)
6. Số ca làm việc: Số ca = 3 ca
7.Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: @ = 30o
8.đặc tính làm việc: Va đập vừa.
Đặc tính làm việc: Va đập nhẹ.

2
η = ηol
3
. ηkn. ηđ. ηbr (1)
Tra bảng  
2.3
19
I ta có: ta co
+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn : ηol=0,99
+ Hiệu suất của bộ xích : ηx = 0,92
+ Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr = 0,97
+ Hiệu suất của khớp nối: ηkn= 1
Thay số vào (1) ta có:
η=ηol
3
.ηkn.ηd.ηkn=0,993.0,92.0,97.1 = 0,866
3.Công suấtcần thiết trên trục động cơ.
Pyc=
Plv
η
=
5.41728
0,866
= 6.255 (KW)
4.Số vòng quay trên trục công tác.
nlv=
60000𝑣
𝑧𝑝
=
60000.1.62
8.90
= 135 (v/phút)
5.Chọntỉ số truyền sơ bộ.
usb= uđ . ubrc
Tra bảng  
2.4
21
B I ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

3
+ Tỉ số truyền động xích: ux = 3
+ Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng thẳng: ubrt =4
Suy ra : usb = uđ . ubrc = 3 . 4 = 12
6.Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ.
nsb= nlv . usb= 135 . 12 = 1620 (v/ph)
7.Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: t
dbn =1500 (v/ph)
8.Chọnđộng cơ.
Tra bảng phụ lục  
1.3
237
P
I chọn động cơ thỏa mãn :
1500( / )
6,247
b t
db db
y
dc yc
n n vg ph
p p
  

 
Ta được động cơ vớicác thông số sau:
Kí hiệu động cơ Pđc (kW) nđc (v/ph) dđc (mm)
4A132S4Y3 7,5 1455 38
II.Phân phối tỉ số truyền
1.Tỉ số truyền của hệ
uch =
nđc
nlv
=
1455
135
= 10,77778
Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: ubr = 4

4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ux =
uch
ubr
=
10.77778
4
= 2.69
III.Tính các thông số trên trục hệ dẫn động.
*Côngsuất trên các trục:
+ Công suất trên trục côngtác : Pct = Plv = 5.417 (kW)
+ Công suất trên trục II :
PII =
Pct
ηol. ηx
=
5.417
0,99 .0,92
= 5.947 (kW)
+ Công suất trên trục I là :
PI =
PII
ηol. ηbrc
=
5,947
0,99 .0,97
= 6,1928(kW)
+ Công suất thực của động cơ là:
Pđc =
PI
ηkn. ηol
=
6,1928
1.0,99
= 6,255 (kW)
*Số vòng quay trên trục động cơ:nđc = 1455 (v/ph)
+ Số vòng quay trên trục I:
nI =
nđc
uđ
=
1455
1
= 1455(v/ph)
+ Số vòng quay trên trục II:
nII =
nI
ubrc
=
1455
4
= 363,75(v/ph)

5
+ Số vòng quay trên trục công tác:
nct =
nII
ux
=
363,75
2,69
= 135,22(v/ph)
*Mômenxoắn trên các trục
+ Mômen xoắn trên trục I là :
TI = 9,55.106
.
PI
𝑛𝐼
= 9,55.106
.
6,1928
1455
= 40647 (N.mm)
+ Mômen xoắn trên trục II là:
TII = 9,55.106
.
PII
nII
= 9,55.106
.
5,947
363,75
= 156134(N.mm)
+ Mômen xoắn trên trục công tác là:
Tct = 9,55.106
.
Pct
nct
= 9,55.106
.
5,417
135,22
= 382579 (N.mm)
+ Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
Tđc = 9,55.106
.
Pđc
nđc
= 9,55.106
.
6,255
1455
= 41055 (N.mm)

6
IV. Bảng thông số động học.
Thông
số/Trục
Động Cơ I II Công Tác
u ux =2,69 ubrc =4 ukn =1
P(KW) 6,25 6,19 5.95 5,417
n (v/ph) 1455 1455 363,75 135.22
T(N.mm) 41055 40647 156134 382597

7
Phần B: Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài xích.
Thông số yêu cầu:
1.Chọnloại xích : chọn loại xích ống con lăn (do yêu cầu chụi tải trọng nhỏ, vận
tốc truyền thấp)
2.chọnsố răng đĩa xích.
𝑍1=29-2u= 29- 2.2,69= 23,62 chọn 𝑍1= 25
𝑍2= u. 𝑍1= 2,69.25=67,25 chọn 𝑍2 = 67
3.xáchđịnh bước xích.
Bước xích p được tra bảng 𝐵81
5.5
[1] với điều kiện Pt< P với:
Pt là công suất tính toán : Pt= P.K.Kz.Kn
Ta có: chọn bộ truyền xích thì nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và
vận tốc vòng đỉnh xích là:
01
01
25
400( / )
Z
n vg ph



Do vậy ta tình được : Kz =
𝑧01
𝑧1
=
25
25
= 1
Kz: hệ số răng.
Kn=
𝑛01
𝑛1
=
400
363,75
= 1,099
Kn: hệ số vọng quay.
P=𝑃𝐼𝐼=5,95(kW)
𝑇1 = 𝑇𝐼𝐼 = 156134(𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛1 = 𝑛𝐼𝐼 = 363,75(𝑣/𝑝ℎ)
ux =2,69
𝑢 𝑥= 3,592
β=30°

8
K=𝑘0. 𝑘 𝑎. 𝑘đ𝑐 . 𝑘 𝑏𝑡. 𝑘đ. 𝑘𝑐
+ 𝑘0 −hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.Tra bảng 𝐵82
5.6
[1] với β= 30 ta được
𝑘0=1.
+𝑘 𝑎 – hệ số ảnh hưởng bởi khỏang cách trục và chiều dài xích.
Chọn a=(30..50)p .Tra bảng 𝐵82
5.6
[1] ta được 𝑘 𝑎=1
+𝑘đ𝑐 –hệ số ảnh hưởng bởi việc điều chỉnh lực căng xích
Tra bảng 𝐵82
5.6
[1] ta được 𝑘đ𝑐 =1
+𝑘 𝑏𝑡 –hệ số ảnh hưởng của bôi trơn.Tra bảng 𝐵82
5.6
[1] ta được 𝑘 𝑏𝑡= 1,3
bộ truyền làm việc trong môi trường có bụi, chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu.
+𝑘đ hệ số ảnh hưởng của tải trọng động. Tra bảng 𝐵82
5.6
[1] ta được 𝑘đ = 1,2
+𝑘𝑐 −hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. Tra bảng 𝐵82
5.6
[1] ta được
𝑘𝑐 = 1,45.
Vậy: K=𝑘0. 𝑘 𝑎. 𝑘đ𝑐. 𝑘 𝑏𝑡. 𝑘đ. 𝑘𝑐=1.1.1.1,3.1,2.1,45= 2,262
Công suấtcần truyền P=5,95(KW)
Do vậy ta có: Pt= P.k.𝑘 𝑧 𝑘 𝑛=5,95.2,262. 1. 1,099=14,79(KW)
Tra bảng 𝐵82
5.5
[1] với điều kiện
Tra bảng  
5.5
1
81
B với điều kiện
 
01
14,79
400( / )
tP P
n vg ph
  


ta được:
 Bước xích: p = 25,4 (mm)
 Đường kính chốt: dc = 7,95 (mm)
 Chiều dài ống: B = 22,61 (mm)
 Công suất cho phép: [P] = 19,0 (KW)
2.4 Xác định khoảng cáchtrục và số mắt xích
Chọn sơ bộ:

9
a= 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm)
Số mắt xích:
1 2 2 1
2 2
( )2 2.1016 25 67 (67 25)
126,001
2 4 25,4 2 4.3,14 .1016
Z Z Z Z pa
x
p a
   
      
Chọn số mắt xích là chẵn: x = 128
Chiều dài xích L =x.p =128.25,4 = 3251,2 (mm).
2 2
* 1 2 1 2 2 1
2
4 2 2
Z Z Z Z Z Zp
a x x

              
     
2 2
* 25,4 25 67 25 67 67 25
128 128 2 1027,4( )
4 2 2
a mm

               
     
Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
*
0,003. 0,003.1027,4 3,08( )a a mm   
Do đó:
*
1027,4 3,08 1024,32( )a a a mm     
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng  
5.9
1
85
B với loại xích ống con lăn, bước xích p = 25,4 (mm) => Số
lần va đập cho phép của xích: [i] = 30
 1 1. 25.363,75
4,73 30
15.x 15.128
Z n
i i    
(ct: 5.14)
2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
 
0.đ t V
Q
s s
k F F F
 
 
, với:
Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng  
5.2
1
78
B với p = 25,4 (mm) ta được:

10
 Q = 56,7 (KN)
 Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg).
kđ – Hệ số tải trọng động:
Do làm việc ở chế độ va đập vừa => kđ = 1,2
Ft – Lực vòng:
1000 1000.5,95
1545,45( )
3,85
t
P
F N
v
  
Với: 1 1. . 25.25,4.363,75
3,85( / )
60000 60000
Z p n
v m s  
Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
2 2
. 2,6.3,85 38,53( )vF q v N  
F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
0 9,81. . .fF k q a , trong đó:
kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =30° <40°=> kf = 4
3
0 9,81. . . 9,81.4.2,6.1024,32.10 104,5( )fF k q a N
  
[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng  
5.10
1
86
B với p = 25,4 (mm);
n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 9,3
Do vậy:  
0
56700
28,42
. 1,2.1542,86 104,5 38,53đ t V
Q
s s
k F F F
   
   
2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia:

11
1
1
2
2
25,4
202,66( )
sinsin
25
25,4
541,90( )
sinsin
67
p
d mm
Z
p
d mm
Z



      
   
   

   
    
   
  
Đường kính đỉnh răng:
1
1
2
2
0,5 cot g 25,4 0,5 cot g 213,76( )
25
0,5 cot 25,4 0,5 cot g 554,00( )
67
a
a
d p mm
Z
d p g mm
Z
 
 
      
          
     

      
         
    
Bán kính đáy: '
10,5025d 0,05r   với '
1d tra theo bảng  
5.2
1
78
B ta được: '
1d 
15,88(mm)
'
10,5025d 0,05 0,5025.15,88 0,05 8,029( )r mm    
Đường kính chân răng:
1 1
2 2
2 202,65 2.8,029 186,07( )
2 541,9 2.8,029 525,84( )
f
f
d d r mm
d d r mm
    

    
Kiểm nghiệm răng đĩaxích về độ bền tiếp xúc:
1 v0,47 ( )
.
H r t đ đ
đ
E
k F K F
Ak
   , trong đó:
Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,2
A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng  
5.12
1
87
B với p = 25,4 (mm);
A = 180 (mm2)
kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]
theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,42

12
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy
(nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1)
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:
7 3 7 3
v 113.10 . . . 13.10 .363,75.25,4 .1 7,49( )đF n p m N 
  
E – Môđun đàn hồi:
51 2
1 2
2E E
2,1.10 ( )
E E
E MPa 

do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng
làm bằng thép.
Do vậy:
5
1 v
2,1.10
0,47 ( ) 0,47 0,42.(1545,45.1,2 7,49) 448,56( )
. 180.1
H r t đ đ
đ
E
k F K F MPa
Ak
     
Tra bảng  
5.11
1
86
B ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính
tôi cải thiện, có   500 448,56( )H H MPa   
2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
x .r tF k F trong đó:
kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,15 vì 𝛼 ≤ 400.
=> x . 1,15.1545,45 1777,3( )r tF k F N  
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
 
 
 
1
1
x
0
P 6,247 KW
T N.mm
n 415,71 v / ph
u u 3,079
3
13645
0
3






  
 

13
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích ---- Xích ống conlăn
Bước xích P 25,4 (mm)
Số mắt xích X 128
Chiều dài xích L 3251,2 (mm)
Khoảng cách trục a 1024,32(mm)
Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25
Số răng đĩa xích lớn Z2 67
Vật liệu đĩa xích Thép 45   500( )H MPa 
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,66 (mm)
Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 541,9 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩaxích nhỏ da1 213,76 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩaxích lớn da2 554,0 (mm)
Bán kính đáy r 8,029 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 186,07 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 525,84(mm)
Lực tác dụng lên trục Fr 1777,3(N)
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

14
P=PI= 6,19 (KW)
T1=TI= 40647 (N.mm)
n1=nI= 1455 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=20000 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng
6.1
[1]
92
B , ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
 Nhãn hiệu thép: 45
 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
 Độ rắn: :192 240HB  Ta chọn HB2=230
 Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
 Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
 Nhãn hiệu thép: 45
 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
 Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 245
 Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
 Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

15
0
lim
0
lim
[ ]
[ ]
H
H R v xH HL
H
F
F R S xF FL
F
Z Z K K
S
Y Y K K
S








 

, trong đó:
Chọn sơ bộ:
1
1
R v xH
R S xF
Z Z K
Y Y K



SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng
6.2
[1]
94
B với:
 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
0 0
lim lim,H F  - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
0
lim
0
lim
2 70
1,8
H
F
HB
HB


  


=>
Bánh chủ động:
0
lim1 1
0
lim1 1
2 70 2.245 70 560( )
1,8 1,8.245 441( )
H
F
HB MPa
HB MPa


     

  
Bánh bị động:
0
lim2 2
0
lim2 1
2 70 2.230 70 530( )
1,8 1,8.230 414( )
H
F
HB MPa
HB MPa


     

  
KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền:
0
0
E
H
F
Hm
HL
HE
Fm
FL
F
N
K
N
N
K
N




 

, trong đó:
mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6

16
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn:
2,4
6
30.
4.10
HO HB
HO
N H
N
 


2,4 2,4 6
1 1
2,4 2,4 6
2 2
6
O1 O2
30. 30.245 16,26.10
30. 30.230 13,97.10
4.10
HO HB
HO HB
F F
N H
N H
N N
   

  

 
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

6
1 1 1
61
2 2 2
60. . . 60.1.1455.20000 1746.10
1455
60. . . 60. . . 60.1. .20000 498.10
3,5
HE FE
HE FE
N N c n t
n
N N c n t c t
u

 
    


    

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:

17
0
lim1
1 1
1
0
lim2
2 2
2
0
lim1
1 1
1
0
lim2
2 2
2
560
[ ] .1.1 509,10 )
1,1
530
[ ] .1.1 481,82( )
1,1
441
[ ] .1.1 252( )
1,75
414
[ ] .1.1 236,57( )
1,75
H
H R v xH HL
H
H
H R v xH HL
H
F
F R S xF FL
F
F
F R S xF FL
F
Z Z K K MPa
S
Z Z K K MPa
S
Y Y K K MPa
S
Y Y K K MPa
S









  
  

  
  











Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>  
   1 2
2
H H
H
 



=>  
   1 2 509,09 481,82
495,46
2 2
H H
H
 

 
   (MPa)
b. Ứng suất cho phép khi quá tải
ax 1 2
1 ax 1
2 ax 2
[ ] 2,8. ax( , ) 2,8.580 1624( )
[ ] 0,8. 0,8.580 464( )
[ ] 0,8. 0,8.450 360( )
H m ch ch
F m ch
F m ch
m MPa
MPa
MPa
  
 
 
  

  
   
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cáchtrục
  1
3
w 2
.
1 .
[ ] . .
H
a
H ba
T K
a K u
u

 
  , với:
Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng
 
6.5
1
96
B => Ka= 43 MPa1/3.
T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 40647(N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495,46 (MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4
,ba bd  – Hệ số chiều rộng vành răng:
Tra bảng  
6.6
1
97
B với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được 0, 4ba 

18
0,5 ( 1) 0,5.0,4(4 1) 1bd ba u     
KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng
6.7
[1]
98
B với 1bd  và sơ đồ
bố trí là sơ đồ 6 ta được:
1,05
1,1
H
F
K
K





Do vậy:
  1
33
w 2 2
4064. .1,05
1 . 43(4 1)
7
102,59( )
[ ] . . 495,46 .4.0,4
H
a
H ba
T K
a K u mm
u

 
    
Chọn aw = 105 (mm)
3.4 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).105 = 1,05÷2,1 (mm)
Tra bảng
6.8
[1]
99
B chọn m theo tiêu chuẩn: m = 1,5 (mm).
b. Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 100 => cosβ = 0,9848
Ta có:
0
w
1
2. cos 2.105.cos10
27,57
( 1) 1,5(4 1)
a
Z
m u

  
 
, lấy Z1= 27.
Z2= u.Z1= 4.27= 108
Tỷ số truyền thực tế: 2
1
108
4
27
t
Z
u
Z
  

19
Sai lệch tỷ số truyền: 4 4
.100% .100% 0
4
tu u
u
u
 
    <4% thoả mãn.
c. Xác định góc nghiêng răng
 1 2
w
0
1,5 27 108( )
os 0.964
2 2.105
ar os( os ) ar os(0,983) 15,35
m Z Z
c
a
cc c cc

 

  
  
d. Xác định góc ăn khớp αtw
0
0
w
20
ar ar 20,68
os 0,964
t t
tg tg
ctg ctg
c

 

  
     
   
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:
  0 0 0
ar os . ar ( os20,68 . 15,35 ) 14,40b tctg c tg ctg c tg    
3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
w
w1
w2 w w1
2. 2.105
42( )
1 4 1
2. 2.105 42 168( )
t
a
d mm
u
d a d mm

  
 
     
Vận tốc trung bình của bánh răng: w1 1. .42.1455
3,2( / )
60000 60000
d n
v m s
 
  
Tra bảng
6.13
[1]
106
B với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 3,2 (m/s) ta được
cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9
Tra phụ lục
2.3
[1]
250
PL với:
 CCX= 9
 HB < 350
 Răng nghiêng

20
 V =3,2 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
Hệ số tập trung tải trọng:
1,04
1,10
Hv
Fv
K
K



KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng  
6.14
1
107
B với
3,2( / )
X=9
v m s
CC



nội suy ta được:
1,14
1,38
H
F
K
K





3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
 1
2
w w1
2 1
Z Z [ ]
. .
H t
H M H H
t
T K u
Z
b u d
 

 
[ ]H - Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]. Z K 495,46.0,95.1 470,69( )H H R v xHZ MPa   
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng
6.5
[1]
96
B
=> ZM = 274 MPa1/3
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
0
0
w
2 os 2 os14,40
1,71
sin(2 ) sin(2.20,68 )
b
H
t
c c
Z


  
Z – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα
và hệ số trùng khớp dọc εβ:
εα – Hệ số trùng khớp ngang:

21
0
1 2
1 1 1 1
1,88 3,2 . os 1,88 3,2 . os15,35 1,67
27 108
c c
Z Z
 
     
           
    
εβ – Hệ số trùng khớp dọc:
0
w sin 45.sin15,35
2,53
. 1,5.
b
m



 
  
1 1
Z 0,773
1,7


  
KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
K K K 1,14.1,05.1,04 1,24H H H HvK    
bw – chiều rộng vành răng:
w w. 0,4.103 41,2( )bab a mm   lấy bw = 45(mm).
Thay vào ta được:
   1
2 2
w w1
2 1 2.40647.1,24 4 1
Z Z 274.1,74.0,767 460,71( )
. . 45.4.42
H t
H M H
t
T K u
Z MPa
b u d

 
  
Ta có 460,71 [ ] 470,69( )H H MPa   
=> Thoả mãn
b. Kiểm nghiệm độ bền uốn
1 1
1 1
w w1
1 2
2 2
1
2. . .
[ ]
. .
.
[ ]
F F
F F
F F
F F
F
T K Y Y Y
b d m
Y
Y
 
 

 

 


  

1 2[ ],[ ]F F  - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
1 1
2 1
[ ] [ ]. 252.1.1,03 259,56( )
[ ] [ ]. 236,57.1.1,03 243,66( )
F F R S xF
F F R S xF
Y Y K MPa
Y Y K MPa
 
 
  

  

22
KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
. . 1,38.1,1.1,11 1,685F F F FvK K K K   
Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1 1
0,5988
1,67
Y

  
Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
0 0
0 0
15,35
1 1 0,89
140 140
Y

    
YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:
1
1 3 3 0
2
2 3 3 0
27
30,1
cos cos 15,35
108
120,4
cos cos 15,35
v
v
Z
Z
Z
Z



  


   

Tra bảng  
6.18
1
109
B với:
 Zv1 =30,1
 Zv2 = 120,4
 x1 = 0
 x2 =0
Ta được:
1
2
4
3,6
F
F
Y
Y



Thay vào ta có:
1 1
1 1
w w1
1 2
2 2
1
2. . . 2.40647.1,685.0,588.0,933.4
106( ) [ ] 252( )
. . 45.42.1,5
. 106.3,6
95,4( ) [ ] 236,75( )
4
F F
F F
F F
F F
F
T K Y Y Y
MPa MPa
b d m
Y
MPa MPa
Y
 
 

 

    


     

c. Kiểm nghiệm về quá tải:

23
 
 
 
ax ax
ax1 1 1 ax
ax2 2 2 ax
.
.
Hm H qt H m
Fm qt F F m
Fm qt F F m
K
K
K
  
  
  
  

 

 
Kqt – Hệ số quá tải:
ax ax
2,2m m
qt
dn
T T
K
T T
  
Do vậy:
 
 
 
ax ax
ax1 1 1 ax
ax2 2 2 ax
460,71. 2,2 683,3( ) 1624( )
. 2,2.106 233,2( ) 464( )
. 2,2.95,4 209,88( ) 360( )
Hm H qt H m
Fm qt F F m
Fm qt F F m
K MPa MPa
K MPa MPa
K MPa MPa
  
  
  
     

    

    
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia:
1
1 0
2
2 0
.Z 1,5.27
42( )
os os15,35
.Z 1,5.108
168( )
os os15,35
m
d mm
c c
m
d mm
c c



  


   

Khoảng cách trục chia:
1 20,5( ) 0,5(42 168) 105( )a d d mm    
Đường kính đỉnh răng:
1 1
2 2
2 42 2.1,5 45( )
2 168 2.1,5 171( )
a
a
d d m mm
d d m mm
    

    
Đường kính đáy răng:
1 1
2 2
2,5. 42 2,5.1,5 45,75( )
2,5. 168 2,5.1,5 164,25( )
f
f
d d m mm
d d m mm
    

    
Đường kính vòng cơ sở:

24
0
1 1
0
2 2
os 42 os20 39,46( )
os 168 os20 157,86( )
b
b
d d c c mm
d d c c mm


   

  
Góc prôfin gốc: α = 200.
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
 
 
 
 
1
1
t
h
P 6,19 KW
T 40647 N.mm
n 1455 v / ph
u u 4
L 20000 h





  
 
Khoảng cách trục chia a 102,6(mm)
Khoảng cách trục aw 105(mm)
Số răng Z1 27
Z2 108
Đường kính vòng chia d1 42(mm)
d2 168(mm)
Đường kính vòng lăn dw1 42(mm)
dw2 168(mm)
Đường kính đỉnh răng da1 45(mm)
da2 171(mm)
Đường kính cơ sở db1 39,46(mm)
db2 157,86(mm)

25
Hệ số dịch chỉnh x1 0
x2 0
Góc prôfin gốc α 200
Góc prôfin răng αt 20,680
Góc ăn khớp αtw 20,680
Hệ số trùng khớp ngang εα 1,67
Hệ số trùng khớp dọc εβ 2,53
Môđun pháp m 1,5
Góc nghiêng của răng β 15,35
PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Tính toán khớp nối
Mô men cần truyền: T = Tđc = 41055 (N.mm)
Đường kính trục động cơ: dđc = 38 (mm)

26
4.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:
cf
t kn
cf
t kn
T T
d d
 


Trong đó:
dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =38 (mm)
Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng
 
16.1
2
58
B ta lấy k = 1,7
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = Tđc = 41055(N.mm)
Do vậy:
Tt = k.T = 1,7.41055= 69793,5 (N.mm)
Tra bảng  
16.10a
2
68
B với điều kiện:
69793,5( . )
38( )
cf
t kn
cf
t kn
T N mm T
d mm d
  

 
Ta được các thông số khớp nối như sau:
0
250( . )
40( )
6
105( )
cf
kn
cf
kn
T N m
d mm
Z
D mm
 




 
Tra bảng  
16.10b
2
69
B với: 250( . )cf
knT N m ta được:

27
1
3
0
34( )
28( )
14( )
l mm
l mm
d mm



 
4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối
a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
 
0 0 3
2. .
. . .
d d
k T
Z D d l
   , trong đó:
 d - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy   (2 4)d MPa   ;
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:
 
0 0 3
69793,2. . 2.1,7.
0,96 )
. . . 6.105.14.28
5
d d
k T
MPa
Z D d l
    
b. Điều kiện bền của chốt:
 1
3
0 0
. .
0,1. . .
u u
k T l
d D Z
   , trong đó:
 u - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy   (60 80) ;u MPa  
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:
 1
3 3
0 0
69793,. . 1,7. .34
23,3( )
0,1. . . 0,1.14 .105.
5
6
u u
k T l
MPa
d D Z
    
4.1.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có: (0,1 0,3)kn tF F  ; lấy 0,2kn tF F trong đó:
69793,2 2.
1329,4( )
10
5
5
t
o
T
F N
D
  
0,2 0,2.2658,8 265,88( )kn tF F N  

28
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được cf
knT 250 (N.m)
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối cf
knd 40 (mm)
Số chốt Z 4
Đường kính vòng tâm chốt D0 105 (mm)
Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 (mm)
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm)
Đường kính của chốt đàn hồi d0 14 (mm)
4.2. Thiết kế trục
4.2.1 Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho
phép
[τ] = 12 ÷ 30 Mpa.
4.2.2 Xác định lực tác dụng
a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:

29
TrụcI
Trục II
b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: Fx = 1777,3 (N)

30
Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 265,54(N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
- Lực vòng: 1 2
w1
2 2.40647
1935,57
42
I
t t
T
F F
d
    (N)
- Lực hướng tâm:
1 w
1 2
. ( )
os
t t
r r
F tg
F F
c


 
0
1 2 0
1935,57. (20,68 )
757,64( )
os(15,35 )
r r
tg
F F N
c
  
- Lực dọc trục: 1 2 1.a a tF F F tg 
0
1 2 1935,57. (15,35 ) 531,33( )a aF F tg N  
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
- Với trục I:
 
31
0,2.
I
sb
T
d

 , trong đó:
TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 40647(N.mm)
[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc
ta chọn [τ] = 15 (MPa)
3
1
40647
23,84
0,2.15
sbd   (mm)
- Với trục II:
 
32
0,2.
II
sb
T
d


TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 156134 (N.mm)
[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc
ta chọn [τ] = 25 (MPa)

31
3
2
156134
31,5
0,2.25
sbd   (mm)
Ta chọn: 1
2
25( )
30( )
sb
sb
d mm
d mm



4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cáchgiữa các gốiđỡ và điểm đặt lực
a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục
Tra bảng  
10.2
1
189
B với: 1
2
25( )
30( )
d mm
d mm



Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: 01
02
17( )
19( )
b mm
b mm



b. Xác định khoảng cách trục
Trục I:
Tra bảng  
10.3
1
189
B ta được:
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cáchgiữa các gốiđỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
Chiều dài may ơ của khớp nối
(1,4 2,5)mc tl d 
1 1(1,4 2,5) (1,4 2,5)25 35 62,5( )mcl d mm     
Chọn lmc1 = 40 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ

32
lm=(1,2…1,5)dsb
 lm1 =(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)25=(30…37,5 ) mm
Chọn lm1= 37,5 mm
lm2 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5)30 = 36 ÷ 45
Chọn 2 45( )ml mm
Chiều dài may ơ đĩa xích:
(1,2 1,5)ml d 
2 2 2(1,2 1,5) (1,2 1,5)30 36 45( )mc ml l d mm      
Chọn 2 2 45( )mc ml l mm 
Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng  
10.3
1
189
B
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm
4.3.1. Vớitrục I
l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(40 +17)+15+20=63,5 mm
l12= 0,5.(lm1+b01)+k1 + k2=0,5.( 37,5 +17)+10+10=47,25 mm

33
l11 = 2.l12 = 2. 47,25 = 94,5mm
4.3.2. Vớitrục II
L21 = l11 =94,5 mm ;
l22 = l12 = 47,25 mm ;
l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(45+17) +15+20= 66 mm
4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ

34
- Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn = 265,54 (N)
- Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: Fx =1777,3 (N)
- Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 1935,57 (N)
Fr = Fr1 = Fr2 = 757,64 (N)
Fa = Fa1 = Fa2 =531,33 (N)
Trục II:
Từ hệ phương trình cân bằng lực:
0
. 0
i
i i i
F
M F l
 

 

 
Trong đó:
Fi – Lực thành phần
Mi – Mômen uốn
li – Cánh tay đòn

35
Ta có :
0
2 .cos 30y C D r XYF Y Y F F    =0
0
2.cos30 .160,5 .94,5 .47,25 .82,4 0D
x xy c r aM F Y F F    
0
2.cos30 .160,5 .47,25 .82,4
94,5
xy r a
yC
F F F
F
  
 
0
1774,3.160,5.cos30 746,02.47,25 370.82,4
2559,37( )
94,5
cY N
  
   
0 0
2 .cos30 476,02 1774,3.cos30 2559,37 1498,8( )D r xy cY F F Y N      
2 .sin30 0xD xC t xyx
F F F F F    
0
2.94,5 .47,25 .sin30 .160,5 0y xC t xy
D
M F F F    
0 0
2.sin30 .160,5 .47,25 1774,3.sin30 .160,5 1980,34.47,25
516,57( )
94,5 94,5
xy t
xc
F F
F N
 
   
0 0
2 .sin30 1980,34 516,57 1774,3.sin30 1609,76( )xD t xC xyF F F F N          
Trục I

36
Từ hệ phương trình cân bằng lực:
0
. 0
i
i i i
F
M F l
 

 

 
Trong đó:
Fi – Lực thành phần
Mi – Mômen uốn
li – Cánh tay đòn
Ta có :
1y A B rF Y Y F  
1.94,5 .47,25 .21 0B
x A r aM Y F F   

37
1.47,25 .21
94,5
r a
yA
F F
F
 
 
757,64 531,3.47,25 .21
261( )
94,5
3
AY N
 
   
1 757,64 261 496,64( )r AY F Y N       B
1 0kn xA t xBx
F F F F F    
---
1.47,25 .158 1935,57.47,25 265,54.158
523,8 )
94,5 94,5
t kn
xA
F F
F N
 
   
1 1935,57 523,8 265,88 1145,89( )xB t xA knF F F F N       
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục II
+Với d2sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d12 =30 mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d11 = d13=25mm
-Tại tiết diện lắp xích : d10 =20 mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a/173 [I] với d11 = 25 mm,và d10=20ta chọn được then có các thông số
sau:
b = 8 (mm b=6(mm)
h =7(mm) h=6(mm)

38
t1=4(mm) t1=3,5 (mm)
t2 =2,8 t2 =2,8
rmin=0,25 (mm)
rmax=0,4 (mm)
Chiều dài then bằng : lt=(0,80,9) lm22= (48,4 54,45) chọn lt=50(mm)
Sơ đồ trục II
4.5.2.Tínhchi tiết trục I
Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj Mtđj ứng với các tiết diện j đươc tính
theo công thức: 𝑀𝑗 = √ 𝑀 𝑦𝑗
2
+ 𝑀𝑥𝑗
2
𝑀𝑡đ𝑗 = √ 𝑀𝑗
2
+ 0,75𝑇𝑗
2
M10 = 0
Mtđ10 = √0,75.T1
2
= √0,75.02 = 0 (Nmm)
M11 = √23490,182 + 54120,352 = 58231 (Nmm)
Mtđ11 = √582312 + 0,75.406472 = 68121 (Nmm)
M12 = √168272 = 16827 (Nmm)

39
Mtđ12 = √168272 + 0,75.406472 = 39016(Nmm)
M13 = 0
Mtđ13 = √0,75.406472 =35201,33(N.mm)

40
-Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.
với  =63N/mm2 tra bảng 10.5/195
- tiết diện tại khớp nối:
d13 = √
Mtđ13
0,1.[σ]
3
= √
35201,33
0,1.63
3
= 17,74mm
-Tại tiết diện lắp bánh răng:
d11 = √
Mtđ11
0,1.[σ]
3
= √
68121
0,1.63
3
= 22,11mm
-Tại tiết diện ổ lăn:

41
d12 = √
Mtđ12
0,1.[σ]
3
= √
39016
0,1.63
3
= 18,36 mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn:
d10 = √
Mtđ10
0,1.[σ]
3
= √
0
0,1.63
3
= 0 mm
Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:
D13<d12= d10 < d11
Suy ra ta chọn được: d11=22mm
D12= d10 = 20 mm
D13= 18mm
Sơ đồ trục 1 tại các tiết diện :

42
Chọn then:
+Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính
công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục.
Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như
sau:
Tiết
diện
Đường
kính trục
Kích thước tiết
diện
Chiều sâu
rãnh then
Bán kính góc lượn của
rãnh

43
b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất
1-3 18 5 5 3 2,3 0.16 0.25
1-1 22 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25
+Kiểm nghiệm độ bền của then:
a. Tạitiết diện 1-1 (tiết diện lắp bánh răng)
-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,8…0,9)lm=
(0,8…0,9) 37,5= 34 mm.
Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được
  MPad 100
  MPac 30...20
Công thức (9.1) ta có:
σd =
2T
dlt(h − t1)
=
2.40597
22.33.(6 − 3,5)
= 44,73 MPa < 100 𝑀𝑃𝑎

44
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):
τc =
2T
dltb
=
2.40597
22.33.6
= 18,64MPa < [τc]
=> thỏa mãn
b. Tạitiết diện1-3 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài)
-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn
lt=(0,8…0,9)lmc1=(0,8…0,9).40 = 35 mm.
Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được
  MPad 100
  MPac 30...20
Công thức (9.1) ta có:
σd =
2T
dlt(h − t1)
=
2.40597
18.35.(5 − 3)
= 64,44 MPa < 100𝑀𝑃𝑎
=> thỏa mãn
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):
τc =
2T
dltb
=
2.40597
18.35.6
= 21,48 < [τc]
=> thỏa mãn
4.6.Kiểmnghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi.
Với thép 45 có: MPab 600 , MPab 6,261600.436,0.436,01  
MPa728,1516,261.58,0.58,0 11    và theo bảng 10.7 ta có:
05,0 , 0

45
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta
có :
j
j
jaj
W
M
 max và 0mj  ; với
 
j
jj
j
d
tdbtd
W
.2
.
32
.
2
11
3



(trục có một rãnh then)
Nên:
 
j
jj
j
j
j
jaj
d
tdtbd
M
W
M
.2
..
32
.
2
11
3max





Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có :
oj
jj
ajmj
W
T
.22
max


 với
 
j
jj
j
d
tdbtd
W
.2
.
16
.
2
11
3
0



nên
 







 


j
jj
j
oj
jj
ajmj
d
tdbtd
T
W
T
.2
.
16
.
.2
.22 2
11
3
max



Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm.Ta có:
Tiết
diện
Đường
kính trục
b*h t1 W W0 a a
1-3 18 5*5 3 478 1050 0 38,71

46
1-2 20 0 0 785 392,5 21,4 103,56
1-1 22 6*6 3,5 1021,5 1926,32 67,42 21,10
Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.
Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy
hiểm là tiết diện lắp bánh răng 1 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế
đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều
kiện sau:
 sss/s.ss 22
 
Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5
s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất
tiếp, được tính theo công thức sau:
Trong đó :-1, -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng a, avà m,
m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên
xét .
Chọn sơ bộ kiểu lắp
7
6
H
r
theo bảng  
10 11
1
198
B

ta có
2,75
K



 2,05
K




Ứng suất uốn biên : a
u
M
W
 

47
Ứng suất xoắn biên
2.
o
a
x
M
W
 
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : 1
.
.
a m
s
K




  
 



;
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là 1
.
.
a m
K





  
 



Trong đó 1  - hệ số bề mặt
0,05
0







tra bảng  
10 7
1
197
B

với  600b MPa 
Hệ số an toàn tổng  sss/s.ss 22
 
Mặt
cắt
W Wo a m S a m S S
1-3 478 1050 0 0 0 38,71 38,71 3,39 0
1-2 785 392,5 21,4 0 4,44 103,56 103,56 1,23 1,18
1-1 1021,5 1926,32 67,42 0 2,25 21,10 21,10 6,07 2,1
PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN
5.1. Chọn ổ lăn cho trục II

48
Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất. chọn ổ bi đỡ chặn .Chọn kết cấu
ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm.
Tra phụ lục 2.12/264 với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 46305, có các
thông số sau :
d = 25mm ; D= 62 mm ; b= 17 mm ; r= 2 mm ;
C= 21,10 kN ; C0 =14,90 kN.
5.2.Chọnổ lăn cho trục I
5.2.1.Chọnloạiổ lăn
a. Phản lực hướng tâm lên các ổ là :
+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng (tại D)
Fr0 = √Fx10
2
+Fy10
2
= √1145,892 + 496,642 = 1248,88 N
+ phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng (tại C)
Fr1 = √Fx11
2
+ Fy11
2
= √523,82 + 2612 = 585,22 N
Lực dọc trục: Fa1 =531,33N
Xét tỷ số :Fa1 / Fr1 = 531,33/585,22 = 0,90 > 0,3
 Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ chặn. Vì hệ thống các ổ lăn
trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướng
tâm 20 micrô mét.
5.2.2.Chọnkíchthước ổ lăn
Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn :

49
D12= D10 = 20 mm.
Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ trung hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn có kí
hiệu là 46304 có các thông số sau :
d= 20 mm ; D= 52 mm ; b = 15 mm ; r= 2,0mm ;
C= 14 kN ; C0 =9,17 kN.
Tính tỉ số : i.Fa1 / C0 với : +i : số dãy con lăn, i= 1
+C0 =9,17 kN
+ Fa1 =531,33 N
=> 1
3
531,33
0,0579
9,17.10
a
o
F
i
C
 
tra bảng  
11 4
1
216
B

, nội suy ta được e= 0,26 ; góc tiếp xúc
α = 26 (độ)
5.2.3.Chọnsơ đồ bố trí ổ lăn
Bố trí dạng chữ O

50
5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ
Fs1 =e.Fr1 = 0,26. 585,22 =152,15 (N)
Fs0 =e.Fr0 = 0,26. 1248,88 =324,71 (N)
1
  ao S at
F F F =152,15 +531,33 = 683,48 (N) > Fs0 nên F0a =683,48
1 0
  a S at
F F F = 324,71- 531,33 = -206(N) < Fs1 nên F1a =Fs1=152,15 N
5.2.5. Tính tỷ số
+Xét F0a / V. Fr0 = 683,48/ 1. 1248,88= 0,547 > e
Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được : X0 = 0,41
Y0 = 0,87
+Xét F1a / V. Fr1 = 152,15 /1. 585,22 = 0,259 < e
Suy ra ta có : X1 = 1
Y1 = 0
5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.
Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.F0a ) kt .kd =(0,41.1. 1248,88 +0,87. 683,48).1.1=1106,6 ( N)

51
Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.F1a ) kt .kd =(1.1. 585,22 + 0.152,15).1.1=582,22 (N)
Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 1106,6 N
5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
Ta có:
m
d LQC .
Với :
m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;
L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh= 20000 giờ
Tuổi thọ của ổ lăn:
L = Lh.n1.60.10-6 = 20000. 1455. 60. 10-6 = 1746 (triệu vòng)
Q = 1868,1 N
Cd = 1106,6.√1746
3
=34440,90 N= 13,33 kN < C = 14 kN
Thoả mãn điều kiện tải động.
5.2.8.Kiểmnghiệm theo khả năng tải tĩnh
0 0 1 0 1. .r aQ X F Y F 
Tra bảng 11.6 ta được 0
0
0,5
0,37
X
Y



1 0 1 0 1. . 0,5.585,22 0,37.152,15 348,9t r aQ X F Y F    
0 0 0 0 0. . 0,5.1248,88 0,37.683,48 877,3t r aQ X F Y F    
 max 0 1 1,t t tQ Max Q Q Q 

52
 max 1, 877,3t tQ Q Q Q   < Co=9,17kN
Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 46304 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh
PHẦN 6: KẾT CẤU VỎ HỘP
6.1.VỎ HỘP
6.1.1Tínhkếtcấu của vỏ hộp
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọnvật 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.
6.1.2 Kết cấunắp hộp
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Tên gọi Tính toán
Chiều dày: Thân hộp, δ
Nắp hộp, δ1
δ = 0,03a + 3 = 0,03.105 + 3 = 6,15 (mm)
Chọn δ = 7 (mm)
δ1 = 0,9.7 = 0,9.7 = 6,3 (mm) chọn 1 6 

53
Gân tăng cứng: Chiều dày, e
Chiều cao, h
Độ dốc
e = (0,8÷1)δ = 5,6÷ 7 mm Chọn e = 6 (mm)
h < 35 mm = 5. =5.7=35
khoảng 20
Đường kính:
Bulông nền, d1
Bulông cạnh ổ, d2
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp ổ, d4
Vít ghép nắp của thăm, d5
d1 > 0,04a + 10 = 0,04.105 + 10 = 14,2 (mm)
Chọn d1 = 15 (mm)
d2 = (0,7÷0,8)d1 = 10,5÷12 mm chọn d2 = 12(mm)
d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mm chọn d3 = 10 (mm)
d4 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d4 = 8 (mm)
d5 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d2 = 7 (mm)
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Chiều rộng bích nắp và thân, K3
S3 = (1,4÷1,8)d3 = 14÷18mm chọn S3 = 16(mm)
S4 = (0,9÷1)S3 = 14,4÷16 mm chọn S4 = 15 (mm)
K3 = K2 - (3÷5) = 38- (3÷5)= 34÷36 mm
chọn K3 = (mm)
Kích thước gối trục:
Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C (k là
khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Chiều cao, h
Trục I: D2 = 65 (mm), D3 = 80(mm)
Trục II: D2 = 75(mm), D3 = 90 (mm)
K2 = E2+R2+(3÷5)=19+16+3=38 (mm)
E2 = 1,6d2 = 1,6.12=19,2(mm) chọn E2 = 19 (mm)
R2 = 1,3d2 =1,3.12=15,6 (mm) chọn R2 = 16 (mm)
Chọn h = (mm)
Mặt đế hộp:
Chọn S1 = (1,3  1,8)d1 =(19,5  27) chọn =S1

54
Chiều dày: khi không có phần lồi S1
khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
=24(mm)
S2=(1,0  1,1)d2=(12 13,2) chọn S2=13 (mm)
K1 = 3d1 = 3.15=45 (mm),
q ≥ K1 + 2δ =45+2.7= 62 (mm)
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên của các bánh răng với
Nhau
Δ ≥ (1÷1,2)δ = (1 1,2).7=(7÷8,4) chọn Δ = 8 (mm)
Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3 5).7=(21÷35) chọn Δ = 30 (mm)
Δ2   =7 chọn 2=8 (mm)
Số lượng bulông nền, Z
L: chiều dài vở hộp
B:chiều rộng vỏ hộp
Z=4
6.2.2 .Kếtcấu nắp ổ và cốc lót
6.2.2.1 Nắpổ
Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :
 
3 4
2 4
4.4
1.6 2
D D d
D D d
  
   
Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn
Căn cứ vào bảng  
18.2
2
88
ta có:
Vị trí  D mm  2D mm  3D mm  4D mm  4d mm Z h
Trục I 52 65 80 42 M6 4 8
D4
D2D3

55
Trục II 62 75 90 52 M6 4 8
6.2.2.2Cốc lót
Dùng cho ổ bố trí hình chữ “ O “
6.2.3.Cửathăm
Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên
đỉnh hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng  
18.5
2
92
B ta chọn được kích thước cửa
thăm như hình vẽ sau.
A
(mm)
B
(mm)
1A
(mm)
1B
(mm)
C
(mm)
1C
(mm)
K
(mm)
R
(mm)
Vít
(mm)
Số
lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8×22 4

56
6.2.4.Nútthông hơi
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa không khí
bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được
lắp trên nắp cửa thăm. Tra bảng  
18.6
2
93
B ta có kích thước nút thông hơi
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27×2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
6.2.5.Núttháo dầu
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và do
hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để thay dầu cũ, ở đáy hộp
có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng
 
18.7
2
93
B ta có kích thước nút tháo dầu
D b m f L c q D S oD
M20×2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

57
30
18
12
6
6 12
6.2.6.Kiểmtra mức dầu
Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như
hình vẽ.
6.2.7.Chốtđịnh vị.
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ
lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối
giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt
định vị, nhờ các

58
chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ.
Thông số kĩ thuật của chốt định vị là
d=4
c=0,6
l=38
6.2.8.Ốnglótvà lắp ổ
Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộ phận ổ
đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằng vật liệu GX15-
32 ta chọn kích thước của ống lót như sau.
Chiều dày: 6 8( )mm   , ta chọn 8( )mm 
Chiều dày vai 1 và chiều dày bích 2
1 2 8( )mm    
Đường kính lỗ lắp ống lót
'
2 68 2.8 84( )D D mm    
6.2.9.Bulông vòng

59
Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulong
vòng. Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc. Với a=
105 mm , hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng  
18.3
2
89
b
B ta có Q = 40(Kg),
ta chọn bulông vòng M8.
Ren d 1d 2d 3d 4d 5d h 1h 2h
M8 36 20 8 20 13 18 6 5
l  f b c x r 1r 2r Q(Kg)
18 2 10 1,2 2,5 1 4 4 40
6.3. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP
6.3.1.Bôitrơn trong hộp giảm tốc
Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có 12( / )v m s nên ta chọn
phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v =
2,05 m/s < 12 m/s tra bảng  
18.11
2
100
B ta được độ nhớt của dầu 186/16 ứng với
100oC
Tra bảng  
18.11
2
100
B ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20 Centistic.
6.3.2.Bôitrơn ngoàihộp
Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che
kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ.
Bảng thống kê dành cho bôi trơn

60
Tên dầu hoặc
mỡ
Thiết bị cần bôi
trơn
Lượng dầu hoặc
mỡ
Thời giant hay dầu
hoặc mỡ
Dầu ôtô máy
kéo
AK-15
Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng
Mỡ T
Tất cả các ổ và bộ
truyền ngoài
2/3 chỗ hổng bộ
phận
1 năm
6.3.3. Điềuchỉnh sự ăn khớp
Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là
H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc
bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng
bánh răng lớn.
6.3.4. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai:
Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu
lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được chọn trong bảng
sau :
Trục Vị trí lắp
Kiểu lắp ES es
EI ei
Trục-vòng trong ổ bi ∅20k6 +15
+2
 m  m
 m  m

61
I
Vỏ-lắp ổ H7
52
d11

+30 -100
0 -290
Vòng phớt trục I 8
20
6
D
k

+98 +15
+65 +2
Bạc chặn trục I
8
20
6
D
k

+98 +15
+65 +2
II
Bạc chặn trục II ∅30
7
6
H
k
+25 +15
0 +2
Truc ∅25k6 +18
+2
Bánh răng ∅30
7
6
H
k
+25 +50
0 +34
Vỏ và ổ lăn ∅62H7 +30
0
Then bánh răng 8 9
9
N
h
0 0
-36 -22
Then đĩa xích 9
9
6
N
h

0 0
-30 -30
Vỏ và nắp ổ ∅90
7
11
H
d
+35 -120
0 -340

62
Mục lục
Trang
Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1
1.1 Công suất làm việc 1
1.2 Hiệu suất hệ dẫn động 1
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ 1
1.4 Số vòng quay trên trục công tác 1
1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ 1
1.6 Số vòng quay trên trục động cơ 2
1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ 2
1.8 Chọn động cơ 2
1.9 Phân phối tỷ số truyền 2
1.10 Tính các thông số trên trục 2
1.11 Lập bảng thông số 3
PHẦN 2 : TÍNH TOÁNTHIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1 Chọn loại xích
2.2 Chọn số răng đĩa xích
2.3 Xác định bước xích
2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
5
6
6
6
8

63
2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
2.6 Xác định thông số của đĩaxích
2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
3.2 Xác định ứng suất cho phép
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3.4 Xác định các thông số ăn khớp
3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Tính toán khớp nối
4.1.1 Chọn khớp nối:
4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối
4.1.3 Lực tác dụng lên trục
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
4.2. Thiết kế trục
4.2.2 Xác định lực tác dụng
9
9
11
11
13
14
16
17
18
18
19
22
23
24
24
26
26
26
27
27

64
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
4.3.1. Với trục I
4.3.2. Với trục II
4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục I
4.5.2.Tính chi tiết trục II
4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.
PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN
5.1. Chọn ổ lăn cho trục I
5.2.Chọn ổ lăn cho trục II
5.2.1.Chọn loại ổ lăn
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn
5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn
5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ
5.2.5. Tính tỷ số
5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.
29
30
30
31
32
32
34
34
35
35
41
44
44
45
45
45
45
45
47
47
47
47

65
5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động
5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
PHẦN 6: KẾT CẤU VỎ HỘP
6.1.VỎ HỘP
6.1.1Tính kết cấu của vỏ hộp
6.1.2 Kết cấu nắp hộp
6.2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót
6.2.2.1 Nắp ổ
6.2.3.Cửa thăm
6.2.2.2 Cốc lót
6.2.4.Nút thông hơi
6.2.5.Nút tháo dầu
6.2.6.Kiểm tra mức dầu
6.2.7.Chốt định vị.
6.2.8.Ống lót và lắp ổ
6.2.9.Bulông vòng
6.3. BÔI TRƠNVÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP
6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc
6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp
47
48
49
49
49
49
51
51
54
52
52
53
53
54
54
54
55
55
56
56
56

66
6.3.3. Điều chỉnh sự ăn khớp
6.3.4. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai:
57
57
Tài liệu tham khảo
1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1 + 2) – Trịnh chất, Lê Văn Uyển
2. Chi tiết máy (tập 1 + 2) – Nguyễn Trọng Hiệp
3. Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn

đề Số-1

More Related Content

What's hot

Viewers also liked

Similar to đề Số-1

đề Số-1