Đồ án thiết kế máy bánh răng trụ nghiêng vít tải


KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

THUYẾT MINH TÍNH TỐN THIẾT KẾ
MƠN: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
MDPR310423_21_1_02CLC
Đề- P/án: 4-4
Nhóm: 02CLC
SVTH: Vũ Nhật Bảo
GVHD: Mai Đức Đãi

Tp.HCM, ngày 5 tháng 1 năm 2022

1


Mục lục
Mục
Trang
PHẦN I: TÍNH TỐN CƠNG SUẤT TỐC ĐỘ TRỤC CƠNG TÁC..................4
1. Thơng số đầu vào.................................................................................................4
2. Tốc độ quay trên trục cơng tác...........................................................................4
3. Cơng suất của vít tải............................................................................................4
PHẦN II: CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...........................5
1. Thông số đầu vào.................................................................................................5
2. Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền...............................................................5
3. Bảng thơng số kỹ thuật hệ thống truyền động...................................................5
PHẦN III: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH.................................7
1. Thơng số đầu vào.................................................................................................7
2. Chọn loại xích......................................................................................................7
3. Chọn số răng của xích.........................................................................................7

4. Xác định bước xích..............................................................................................7
5. Tính đường kính vịng chia các đĩa xích ...........................................................8
6. Khoảng cách trục và số mắc xích.......................................................................8
7. Kiểm nghiệm........................................................................................................9
8. Bảng thơng số kích thước bộ truyền, lực tác dụng lên trục............................10
PHẦN IV: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG..................11
1. Thông số đầu vào...............................................................................................11
2. Chọn vật liệu làm bánh răng.............................................................................11
3. Xác định ứng suất cho phép..............................................................................11
4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục......................................................................12
5. Xác định thông số ăn khớp................................................................................13
6. Kiểm nghiệm......................................................................................................13
7. Bảng thông số.....................................................................................................16
PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI...............................................................................17
1. Chọn nối trục.....................................................................................................17
2. Phân tích lực trên khớp nối...............................................................................18
PHẦN VI: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ TRỤC.......................................................19
1. Chọn vật liệu......................................................................................................19
2. Tính tốn thiết kế trục.......................................................................................19
3. Kiểm nghiệm, chọn ổ, then................................................................................26
Tài liệu tham khảo.................................................................................................35
2


Trường ĐHSPKT TP.HCM

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY,MMH:

MDPR310423

Khoa: Cơ khí Chế tạo máy
TẢI
Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy
SVTH: VŨ NHẬT BẢO
GVHD: MAI ĐỨC ĐÃI
Ngày nhận đề: 8/2021

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG VÍT
Đề số: 04 -- Phương án: ….4.....

MSSV: 19144098
Chữ ký:
Ngày bảo vệ: 6/1/2022

Điều kiện làm việc:
- Tải trọng không đổi, quay một chiều
- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)
- Sai số tỉ số truyền hệ thống ∆�/� ≤ 5%
Số liệu cho trước:
STT
1
2
3

Tên gọi
Loại vật liệu vận chuyển a
Năng suất Q (tấn/giờ)
Đường kính vít tải D (m)

Giá trị

Tro xỉ
35
0,32
3


4
5

Chiều dài vận chuyển L (m)
Góc nghiêng vận chuyển λ (độ)

11
10

4


PHẦN I: TÍNH TỐN CƠNG SUẤT, TỐC ĐỘ TRỤC CƠNG TÁC
1.Thông số đầu vào
- Loại vật liệu vận chuyển: Tro xỉ
- Năng suất, � = 35 �ấ�/ℎ
- Đường kính vít tải, � = 0,32 �
- Chiều dài vận chuyển, � = 11 �
- Góc nghiên vận chuyển,  = 10
2.Tốc độ quay trên trục cơng tác [2]
Ta có năng suất của vít tải tính theo cơng thức:
� = 60 . S. n. . . � (tấn/h)
 n= �lv = = = 157,4 v/ph
Trong đó:

n(v/ph): Tốc độ quay trục vít
�: bước vít, � = �. D.
D(m): đường kính vít tải.
K: Hệ số phụ thuộc vào bước vít và trục vít, trong điều kiện vật liệu khó vận
chuyển & mài mịn ta lấy K= 0,8
=1,8 - Khối lượng riêng vật liệu
=0,125- Hệ số điền đầy
c=0,8 - Hệ số phụ thuộc vào góc nghiêng () của vít tải
3.Cơng suất của vít tải [2]
� = (L.  + �) = ( + ���)
= (4 + sin(10) ) = 4,37835
Trong đó:
Q (tấn/h): Năng suất vít tải.
L (m): Chiều dài vít tải.
=4: Hệ số cản chuyển động của vật liệu

(kW)

PHẦN II: CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Thông số đầu vào
- Công suất trục vít tải, �� = 4,37835 ��
5


- Tốc độ quay trục vít, �lv = 157,4 vịng/phút
2. Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền
- Công suất trên trục động cơ [1]
Tra bảng: ta được hiệu suất: ; x = 0,95; br = 0,98; ol = 0,99 ; kn = 0,98 [1]
 = x . br. ol3. kn = 0,95 .0,98. 0,993. 0,98 = 0,885281

+ Công suất cần thiết trên trục động cơ [1].
Pct = = = 4,945717 kW
+ Chọn TST sơ bộ gồm 2 phần: phần tỉ số truyền ngoài �x và tỉ số truyền trong hộp
giảm tốc �h. Tỉ số truyền được chọn sơ bộ tham khảo trang 54 [4]:
Tỉ số truyền sơ bộ theo công thức
�sb = �x . �h = 2,26 . 4 = 9,04
+ Số vòng quay sơ bộ [1].
nsb = nlv. usb = 157,4 . 9,04 = 1422,896 rpm
Từ công suất cần thiết và tốc độ đồng bộ đã xác định, chọn động cơ điện phù hợp
+ Chọn động cơ theo tài liệu tham khảo [3]
Có
Tra bảng, chọn động cơ M2QA 132 S4A với
+ Sai lệch tỉ số tuyền sơ bộ
∆� = x100%= = 0,1405% ≤ 4% (thỏa)

3. Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
P3 = Plv = 4,37835

kW

P2 = = = 4,655342

kW

P1 = = = 4,798332

kW

Pđc = = = 4,945717

kW

Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động
Trục
Thông số
Công suất P,
kW
Tỉ số truyền u

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục công tác
(Trục làm
việc)

4.945717

4.798332

4.655342

4.37835

1

4

6

2.26


Số vịng quay
n, v/phút
Mơmen xoắn
T, N.mm

1425

1425

356.2

157.6

33145

32157

124796

265312

PHẦN III: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
1.Thơng số đầu vào
+Cơng suất trên trục đĩa dẫn P = P2 = 4,655342 kW
+Tốc độ quay trên trục đĩa xích dẫn n1 = n2 = 356,2 (vg/ph)

+Tỷ số truyền u = ux = 2,26
2.Chọn loại xích
Chọn xích con lăn
+Ưu điểm:
- Xích con lăn có độ bền cao hơn xích ống
- Xích con lăn được chế tạo đơn giản hơn, giá thành rẻ hơn xích răng.
7


+Nhược điểm:
-Làm việc ồn
3.Chọn số răng của xích
-Số răng z1 của đĩa dẫn được chọn theo công thức:
Z1 = 29 – 2.u = 29 - 2. 2,26 = 24,48 (răng)
= > Chọn Z1 =25 răng
-Số răng z2 của đĩa xích bị dẫn:
Z2 = u.Z1 = 2,26. 25 = 56,5
= > Chọn 57 răng Zmax = 120 ( Xích con lăn )
-Tỷ số truyền thực theo công thức:
u=
 Giá trị sai lệch tỉ số truyền là: 0,877%
4.Xác định bước xích
Bước xích p được xác định về chỉ tiêu của độ bền mịn của bản lề và thể hiện bằng
cơng thức:
[P]
[1]
Trong đó:
+Pt, P, [P]: lần lượt là cơng suất tính tốn, cơng suất cần truyền(cơng suất đĩa xích
nhỏ), cơng suất cho phép
+ Kz =1

- Hệ số số răng;
+ Kn = 1,123 - Hệ số số vòng quay;
+ Kd = 1
- hệ số xét đến số dãy xích
Số
dãy
1
2
3
4
xích
Kđ
1
1,7
2,
3
K = K0.Ka.Kđc.Kbt.Kd.Kc = 1,625

[1]

Tra bảng 5.6[1] ta có:
-K0 = 1 : Đường nối tâm 2 tâm đĩa xích so với phương nằm ngang đến 60
-Ka = 1 : Khoảng cách trục a = 40.
-Kđc = 1,1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
-Kbt = 1 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
-Kd = 1,25 : Hệ số tải trọng kể đến tính chất của tải trọng
-Kc = 1,25 : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Tra bảng 5.5[1]
Ta có:

8


Điều kiện chọn [P]: n01 = 400 v/ph và [P] 8,986844 kW
Tra bảng trên ta được [P] = 19,0 8,986844 với bước xích = 25,4 mm
Chiều rộng xích răng B = 22,61 mm.
Đường kính chốt, dc = 7,95 mm
5.Tính đường kính vịng chia các đĩa xích
+Đường kính bánh dẫn: d1 = = = 202,659
+Đường kính bánh bị dẫn: d2 = = = 461,082

mm
mm

6.Khoảng cách trục và số mắc xích
Khoảng cách trục a thõa điều kiện:
amin amax
Khi thiết kế ta sơ bộ chọn a = ( 30 50)
[1]
Do hệ số u = 2,26 (nhỏ) nên ta chọn a = 35. = 35. 25,4 = 889 mm
Từ khoảng cách trục a ta xác định được số mắc xích X:
X = 2a/ + (z1 + z2)/2 +
[1]
= 111,741
= > Chọn Xc = 112 (mắt xích)
Tính lại khoảng cách trục a theo số mắc xích chẵn xc:
a= 0,25{xc-0,5(z2+z1)+} [1]
= 892,323 mm
Để xích khơng chịu lực quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm bớt một lượng:
= 0,002. 892,323 = 1,784646 mm

Vậy a = 890,538 mm
7.Kiểm nghiệm
+Kiểm nghiệm số lần va đập xích trong 1s
-Số lần va đập i của xích trong 1s:
+Xích con lăn có = 25,4 mm nên tra bảng 5.9[1] trang 85 ta được [i] = 30
i= 5,3 [i] = 30 (Thỏa)
[1]
+Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.2 trang 78 ( xích 1 dãy)
Ta có:
Để đảm bảo cho xích khơng bị phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về q
tải theo hệ số an tồn:
s [s]
[1]
Trong đó:
- Q = 31800 N -Tải trọng phá hỏng (N)
- Kd = 1,25
-Hệ số tải trọng động (vít tải 1,25; tải mở máy = 200% tải danh nghĩa)
- Fv =q.=2,6.= 36,934 N - Lực căng do lực ly tâm sinh ra
+q = 2,6 kg - khối lượng 1m xích
9


+v =

= 3,769 (m/s)

-Ft : Lực vịng tính theo cơng thức Ft =

= =1235,166 N

-F0: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bi dẫn , lực căng ban đầu
F0 = 9,81.Kf.q.a = 9,81. 4. 2,6. 0,890538 = 90,856
N
+ a: Khoảng cách trục (m)
+ q = 2,6: Khối lượng 1m xích (kg)
+ Kf = 4: Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của nhánh xích nghiêng một góc dưới 40
so với phương ngang.
- Hệ số an tồn cho phép tính và tra bảng 5.10[1]
s
19,022 [s]=9,3(Thỏa)

+Xác định lực tác dụng lên trục
+Lực tác dụng lên trục:
❖ Fr= Kx.Ft = 6.107 = 6.107 = 1420,146
Trong đó:
+Kx = 1,15: Hệ só kể đến trọng lượng xích khi bộ truyền nghiêng góc 40
❖ Fxx = Fr. Cos( 20ᵒ) =1420,146. cos(20ᵒ) =579,536
❖ Fyx = Fr. sin( 20ᵒ) =1420,146. sin(20ᵒ) =1296,515

N

N
N

8.Bảng thơng số kích thước bộ truyền, lực tác dụng lên trục
Thông số
Công suất trên trục dẫn

Ký hiệu

Giá Trị

Đơn vị

P2

4,655342

kW

356,2

Vòng/phút

Tốc độ quay trục dẫn
Tỉ số truyền (thực)

u

2,28

Loại xích

..

…

Xích con lăn

25,4

mm

890,538

mm

Số răng đĩa xích dẫn

25

Răng

Số răng đĩa xích bị dẫn

57

Răng

Bước xích
Khoảng cách trục

a

10


Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn

202,659

mm

Đường kính vịng chia đĩa xích bị
dẫn

461,082

mm

1
1420,146

dãy
N

Số dãy xích
Lực tác dụng lên trục

z

PHẦN IV: TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1.Thơng số đầu vào
+Công suất trên trục bánh răng dẫn: P = P1 = 4.798332 Kw
+Tốc độ quay trên trục dẫn n1 =n1 = 1425 (vg/ph)
+Tỉ số truyền u = ubr = 4
+Mô men xoắn trên trục bánh dẫn T=T1=32157 N.mm
+Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

2.Chọn vật liệu làm bánh răng
Từ Bảng 6.1[1] ta chọn được vật liệu
Bảng 4.1: Chọn vật liệu
Vật liệu

Nhiệt luyện

Giới hạn
bền b(Mpa)

Giới hạn chảy
ch(Mpa)

Độ cứng HB

BR dẫn

Thép C45

tôi cải thiện

850

580

250

BR bị dẫn

Thép C45

tôi cải thiện

750

450

235

3.Xác định ứng suất cho phép
+Chọn độ cứng: HB1 = 250 580
HB2 = 235 450
Theo bảng 6.2[1], tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350

11


= 2HB +70 SH =1,1
= 1,8HB
SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh dẫn HB1 =250
độ rắn bánh bị dẫn HB2 = 235
Hlim1 = 2HB1 +70 = 570 Mpa
Hlim2 = 2HB2 +70 = 540 MPa
Flim1 = 1,8HB1 = 450 Mpa
Flim2 = 1,8HB2 = 423 MPa
Theo 6.5[1] NHo1 = 30HB1 = 30.= 1,7.
NHo2 = 30HB2 = 30.= 1,47.
Theo 6.6[1]
. Tải trọng tĩnh, không đổi dùng cho cả 2 bánh răng:

NHE = NFE = 60c.n.t
Thời gian sử dụng của bánh răng: t= 5.300.2.6 = 18000 (h)
. NHE2 = NFE2 = 60.1. .18000 = 1,539.
NHE2 NHo2 do đó KHL2 =1 (1,5444. > 1,47.)
NHE1 NHo1 do đó KHL1 =1
❖ Như vậy theo 6.1a[1] sơ bộ ta xác định được :
[H] = Hlim.KHL/SH
[H1] = Hlim1.KHL1/SH = = 518,18 MPa
[H2] = Hlim2.KHL2/SH = = 490,91 MPa
❖ Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
[H] = 504,5 Mpa
Ta có NFE2 = NHE2 = 1,5444. ( tải trọng tĩnh ,không đổi)
NFO = 4.
Vì NFE2 NFO do đó KFL2 =1  KFL1 = 1
Theo 6.2a[1]
[F] = Flim.KFC.KFL/SF
Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1
[F1] = Flim1.KFC.KFL1/SF = = 257,14 MPa
[F2] = Flim2.KFC.KFL2/SF = = 241,7 1MPa
Hlim

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải 6.13[1]:
[H]max = 2,8.ch2= 2,8. 450 = 1260 MPa
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải 6.14[1]:
[F1]max = 0,8.ch1= 0,8.580 = 464 MPa
[F2]max = 0,8.ch2= 0,8.450 = 360 MPa
4.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw =Ka.(u+1)
Trong đó:
Ka = 49,5

-Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng(răng thẳng)
12

Flim


T1 = 32157 N.mm -Mo men xoắn trên trục bánh dẫn
[H] = 518,18 MPa -Ứng suất tiếp cho phép
u=4
-Tỉ số truyền
-Vị trí của bánh răng đối với các ổ lăn trong HGT ( đối xứng)
ba = 0,315
bd = 0,53.ba.(u+1) = 0,53.0,315.(4+1 ) = 0,835
Tra bảng 6.7[1]  = 1,03
aw =Ka.(u+1) = 49,5. (4+1) = 114,069 mm
=> Chọn aw =120 mm
5. Xác định thông số ăn khớp
* Xác định modun
Từ 6.17[1] m = ( 0,01 0,02).aw = (0,01 0,02).115 = 1,15 2,3
Tra bảng 6.8[1] chọn modun pháp m =2
*Xác định số răng và góc nghiêng
Bánh trụ răng thẳng = 0
Số răng bánh dẫn: z1 = = = 24  Chọn 24 răng (6.19[1])
Số răng bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 4. 24 =96  chọn 96 răng
Số răng tổng zt = z1 + z2 =24+ 96 = 120 răng
Tính lại aw = = = 120 mm
Tỉ số truyền thực tế: ut = z2/z1 ==4
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền của hệ nhở hơn 4%
= = 0% 4% (Thõa mãn)

Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền hệ thống:

=0.864%5% (Thoã mãn)
6.Kiểm nghiệm
+Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc H
H

= ZM.ZH.. H]

Tra bảng 6.5[1]: ZM = 274
ZH = = 1,76
Trong đó
Tra bảng 6.11[1] = 20; = 0
Bánh răng trụ răng thẳng cosb = 1
t = arctg(tg/cos = 20
tw = arccos(a.cost/aw) = arccos(115.cos/115) = 20
a= 0,5m(z1+z2)/cos = 0,5. 2. (24+96)/1 = 120 mm
aw = 120 mm (tính ở 4.4)
= . Sin /(m) = 0
=> Z = = = 0,873 (6.36a[1])
= [1,88- 3,2(1/z1 + 1/z2)]. Cos = 1,713
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
13

[1]

[1]
[1]

KH = KH.KH.KHV
(6.39[1])
Trong đó :
KH = 1 (bánh răng thẳng)
Đường kính lăn bánh dẫn:dw1= 2.aw/(ut+1) = 2.120/(4+1) = 48 mm
Vận tốc vòng :v = .dw1.n1/60000 = 48. 1425/60000 = 3,581 m/s
Với v = 3,581 m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 8
KH = 1,03 ( đã tra, xem ở phần 4.3)
KHv = 1+ = 1 + = 1,151 (6.41[1])
vH = = 0,006.56 .3,581. = 5,521 (6.42[1])
H = 0,006 (bảng 6.15[1])
go =56 (bảng 6.16[1])
bw = ba . aw = 0,315.120 = 37,8 mm
Do đó KH = KH.KH.KHV = 1,03. 1. 1,151 = 1,185
Thay giá trị vừa tính được vào cơng thức 6.33[1]
Ứng xuất tiếp xúc:
H =274.1,76.0,873.
= 440,308 MPa
*Xác định ứng suất tiếp cho phép
Theo công thức 6.1[1] với v=3,581 m/s 5 m/s, Zv = 0,96,
Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức độ tiếp xúc là 8, khi đó
cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2,51,25 m, do đó ZR = 0,95 với da 700 mm. KXh=1 do
đó theo cơng thức 6.1 và 6.1a[1]:
[H] = [H].ZV.ZR.ZxH= 504,55. 0,96. 0,95. 1 = 460,1 MPa
Như vậy H = 440,308 < 460,1 MPa = [H]
= .100% = 4,3% ( nhỏ hơn)
Thõa mãn về độ bền tiếp xúc
+Kiểm nghiệm răng về độ uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được
vượt quá giá trị cho phép:

(6.43[1])
F1 =2.T1.KF...YF1/(bw.dw1.m) [F1]
(6.44[1])
F2 = F1.YF2/YF1 [F2]
Với bd = 0,795 (tính ở 4.3) tra bảng 6.7[1] ta được KF = 1,07
Bánh răng trụ răng thẳng KF =1
Theo công thức 6.47[1] vF = F.go.v. = 0,016.56. 3,581. =14,722
F = 0,016 (Tra bảng 6.15[1])
Theo công thức 6.68[1] KFV = 1+vF.bw.dw1/(2.T1.KF.KF)
=1+ = 1,388
Theo công thức 6.67[1] KF = KF. KF. KFV =1,07. 1. 1,388 = 1,485
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y =1/ = 1/1,713 = 0,585
14


Hệ số kể đến độ nghiêng của răng = 1 (răng thẳng)
Tra bảng 6.9[1] với z1 = 24 và m = 2 ta được x1 = 0; x2 = 0
zv1 = z1 / = 24
zv2 = z2 / =96
Tra bảng 6.18[1] ta được YF1 = 4; YF2 = 3,6
Với m =2 ; YS = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,03
YR = 1 – hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , thơng thường
KxF=1 hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ uốn với da
Thay các giá trị vừa tính vào 6.43 và 6.44[1] ta được
MPa
F1 =2.T1.KF.Y.Y.YF1/(bw.dw1.m) == 61,586
MPa
F2 = F1.YF2/YF1 = = 55,427
Theo công thức 6.2 và 6.2a[1]:
[F1] = [F1].YR.YS.YxF = 257,14. 1. 1,03.1 = 264,85

MPa
[F2] = [F2].YR.YS.YxF = 241,71. 1. 1,03. 1 = 248,961
MPa
Ta có
F1 = 61,586 264,85 MPa = [F1]
F2 = 55,427 248,961 MPa = [F2]
Thõa điều kiền độ bền uốn
+Kiểm nghiệm răng về quá tải
Hệ số quá tải Kqt = 1
Theo 6.48[1] H max = H. = 518,18 MPa [H]max = 1260 MPa
Theo 6.49[1] F1 max = F1.Kqt = 61,586
[F1]max = 464 Mpa
[F2]max =360 Mpa
F2 max = F2.Kqt = 55,427

7.Bảng thông số
Bảng 4.2: Thông số bộ truyền bánh răng trụ
Thơng số
Kí hiệu
Khoảng cách trục
aw
Mơ đun
mn hoặc m
Tỉ số truyền
ut
Chiều rộng vành răng
bw
Góc nghiêng
β
Góc ăn khớp

15

Giá trị
120
2
4
37.8
0
20

Đơn vị
mm
mm
mm
Độ
Độ


Số răng bánh nhỏ
Z1
Số răng bánh lớn
Z2
Đường kính vịng chia bánh nhỏ
d1
Đường kính vịng chia bánh lớn
d2
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng
σH
Bảng 4.3: Kết quả tính tốn bộ truyền bánh răng trụ
Thông số

Công suất trục bánh răng dẫn
Tốc độ quay của trục dẫn
Mô men xoắn trên trục dẫn
Tỉ số truyền
Thời gian làm việc
Khoảng cách trục
Mô đun pháp/ mô đun
Tỉ số truyền
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng (BTRT khơng có)
Góc ăn khớp
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ
Đường kính vịng lăn bánh lớn
Đường kính vịng đỉnh bánh nhỏ
Đường kính vịng đỉnh bánh lớn
Đường kính vịng đáy nhỏ
Đường kính vịng đáy lớn
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng
Lực tác ăn khớp
Lực vịng
Lực hướng tâm

24
96
52
196
440,31

Răng
Răng
mm
mm
MPa

Kí hiệu
P1
n1
T1
ut
Lh
aw
mn hoặc m
ut
b
β
αtw
Z1
Z2
dw1
dw2
da1
da2
df1
df2
σH

Giá trị
4,798332

1425
32157
4
18000
120
2
4
37,8
0
20
24
96
48
192
52
196
43
187
440,31

Đơn vị
kW
Vòng/phút
Nmm

Ft
Fr

1339,875
487,675

N
N

Giờ
mm
mm
mm
Độ
Độ
Răng
Răng
mm
mm
mm
mm
mm
mm
Mpa

PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI
1.Chọn nối trục
Chọn khớp nối đàn hồi có các ưu điểm : giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng
hưởng do dao động xoắn gây ra và bù lại độ lệch trục ( làm việc như nối trục bù), nối
trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu phi kim rẻ và đơn giản dùng làm vật để truyền
momen xoắn nhỏ và trung binhg ( đến 10000 N.mm).
Trục I: P1 = 4,798332 kW
N1 = 1425 (vg/ph)
16

+ Momen xoắn tính tốn Tt
Momen danh nghĩa truyền qua nối trục:
T= = = 32157,243N.mm =32,157 N.m
Momen xoắn tính tốn
Tt = k.T = 2.32,157 = 64,314 N.m
K: Hệ số làm việc; Tra bảng 9.1[2] với vit tải k = 1,52  chọn k = 2
Chọn kích thước khớp nối trong bảng, tra bảng 9.10a[2]
Bảng 5.1
T,N.m

d

D

dm

L

l

d1

D0

Z

nmax

B

B1

l1

D3

l2

63

20

100

36

104

50

36

71

6

5700

4

28

21

20

20

Các kích thước cơ bản của vòng đàn hồi, tra bảng 9.10b[2]
Bảng 5.2
T, N.m

dc

d1

D2

l

l1

l2

l3

h

63

10

M8

15

42

20

10

15

1,5

 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập của vịng đàn hồi theo cơng thức 9.1[2]
d = [d]
Với [d]: là ứng suất dập cho phép của vòng cao su ([d]=2-4 Mpa)
 d = = 2,012972

d

= 2,012972 [d] => thõa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi.

 Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt:
u = [u]
Với : [u] là ứng suất cho phép của chốt ([u]=60-80 Mpa)
Với l0=l1+l2/2 = 21 + 20/2 = 31

 u = = 46.801621 MPa
= 46.801621 Mpa [u] => thõa mãn điều kiền bền của chốt.

u

Kết luận : Các thông số của khớp nối như trên được chấp nhận.
2.Phân tích lực trên khớp nối
Lực trên khớp nối: Có 2 thành phần lực
17


+ Fr=0,25.Ft = 0,25. 2041,714286 = 510,428572 N:Lực do nối trục tồn tại độ khơng đồng
tâm
+ Lực vịng của khớp nối: Ft = 2Tt/Dt = 2 = 2041,714286 N

Hình minh hoạ
Hình 5.1

PHẦN 6: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC
1.Chọn vật liệu
Đối với trục ở máy móc quan trọng như hộp giảm tốc, chịu tải trọng trung bình ta dùng
thép C45 tơi cải thiện, =750 Mpa
= (15...30) Mpa. Chọn = 20 Mpa
2.Tính toán thiết kế trục
+Tải trọng tác dụng lên trục.
a) Lực tác dụng từ bộ truyền bánh trụ
Các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền được chia làm 2 loại như sau:
+ Ft : Lực vòng.
+Fr : Lực hướng tâm.
Trị số của các lực được xác định theo công thức sau :

18


+ Ft1= Ft2 = 2T1/dw1= = 1339,875 N
+Fr1 = Fr2 = Ft1.tagtw /cos= 1339,875.tag(20)/cos(0)= 487,674618 N
-

Lực do khớp nối: Fkn = = = 1811,661972 (N)
Lực do xích tác dụng: Frx= 1420,146 (N)
+ Fxx = Frx.sin(30) = 710,073 (N)
+ Fxy = Frx.cos(30) = 1229,882513 (N)

+Tính sơ bộ trục.
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức:
d (mm)

(10.9[1])

- Ứng suất xoắn cho phép, Mpa
Với vật liệu trục là thép 45X thì = (15...30) MPa.
Với T1 = 32157 N.mm : Momen xoắn
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
 d 20,032654 mm  Chọn d1 = 20 mm
Với T2 = 124796 N.mm : Momen xoắn
= 20 Mpa : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu thép C45
 d 31,480882 mm  Chọn d2 = 35 mm
+Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Với d1 = 20 mm, tra bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn b o1 = 15 mm, d2= 35
mm chiều rộng ổ lăn bo2 = 21 mm
Tra bảng 10.3[1]

ta được các kích thước liên quan đến chiều dài trục chọn
Tên gọi

Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong
của hộp

k1 = 10

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

k2 = 10

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

k3 = 15

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

hn = 17

19


Trục I
lm12 = (1,4 2,5)d1 = 2.d1 = 40 mm,

Chiều dài mayơ của nửa khớp nối ( nối trục vòng
đàn hồi) (10.10[1])

lm13 = (1,2 1,5)d1= 1,5.d1 = 30 mm ,

Chiều dài mayơ bánh răng trụ (10.10[1])

lc12 = 0,5(lm12 + b01) +k3 + hn = 59,5 mm, khoảng công-xôn trên trục 1 tính từ khớp
nối ở ngồi hộp giảm tốc đến gối đỡ
l12 =-lc12= -59,5 mm,

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện khớp nối
trên trục 1

l13 = 0,5.(lm13 +b01 ) + k1 + k2 = 42,5 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện
bánh răng trên trục 1
l11 = 2.l13 = 85 mm,

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến gối đỡ 1 trên trục1

Trục 2
lm22 = (1,2 1,5)d2 = 1,4.d2 = 49 mm, Chiều dài mayơ đĩa xích

(10.10[1])

lc22 = 0,5(lm22 + b02) +k3 + hn = 67 mm, khoảng cơng-xơn trên trục 1 tính từ khớp nối ở
ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ
l22 =-lc22=-67 mm, Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện đĩa xích trên trục 2
Hình 6.1: Sơ đồ động

20

+tính tốn trục I
Với l12= 59,5 mm l11 = 85 mm l13= 42,5 mm
Momen xoắn từ trục II truyền cho trục I TI= 32157 N.mm
Lực vòng: Ft1 = 1339,875 N
Lực hướng kính: Fr1 = 487,674618 N
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz:
ΣMB=0 => Fr1.l13= FDy. .l11
=> FDy = 243,837309 N
ΣFy =0 =>FBy+FDy =Fr1
=> FBy= 243,837309 N
Xét Oxz:
ΣMB=0 <=> Ft1.l13 +Fnt.l12 = FDx. l11
=> FDx= 1027,2375 N
ΣX =0 <=> -FBx+FDx= Ft1-Fnt
21


=> FBx= 197,791072 N
Hình 6.2: Biểu đồ lực và momen

 Đường kính các đoạn trục: :([]=63 MPa)
MA== 0
MtđA=== 27848,77891 (N.mm)
dA= = =16,411762 (mm)
-

Tại B:

MB===30373,50003 (N.mm)
MtđB=== 41208,05735 (N.mm)
dB= = = 18,701676 (mm)
-

Tại C:
22


MC=== 44870,69239(N.mm)
MtđC=== 52810,35431 (N.mm)
dC= = = 20,313878 (mm)
- Tại D: MD=0, TD=0, dD=0
 Chọn đường kính theo tiêu chuẩn:dA= 17; dB=dD= 20 mm ; dC = 22 mm.
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thơng qua vị trí tương
quan của cặp bánh răng trên bộ truyền.
+tính tốn trục II
Với l21= 85 mm ; l23= 42,5 mm ; l22= 67 mm
Momen xoắn từ trục I truyền cho trục II TII= 124796 N.mm
Lực vòng: Ft2 = 1339,875 N
Lực hướng kính: Fr2 = 487,674618 N
Lực sinh ra tại khớp nối Fkn= 510,428572 N
Frx = Fr.sin(30) = 710,073 (N)
Fry = Fr.cos(30) = 1229,882513 (N)
Phản lực tại các gối đỡ:
Xét Oyz:
ΣMA=0 <=> Fr2.( l21- l23)+ FCy. l21 = Fxy.( l21+ l22)
=> FCy= 1955,482008 N
ΣY=0 <=> FAy - FCy - Fr2 + Fxy = 0

=> FAy= 1213,274113 N
Xét Oxz:
ΣMA=0 <=> Ft2.(l21-l23)+ FCx. l21= Fxx.( l21+ l22)
=> FCx= 599.8401 N
ΣX = 0 => -FAx + FCx + Ft2 - Fxx = 0
=> FAx=1229,6421 N
23


Hình 6.3: Biểu đồ lực và momen

 Đường kính các đoạn trục: :([]=56,5 MPa)
- Tại A: MA=0, TA=0, dA=0
- Tại B:
MB=== 73416.25593 (N.mm)
MtđB===130654,0388 (N.mm)
dB= = = 28,489935 (mm)
-

Tại C:

MC=== 95149,78199 (N.mm)
MtđC=== 143993,0978 (N.mm)
dC= = = 29,428248 mm
-

Tại D:

MD== 0 (N.mm)
24

MtđD=== 108076,5063 (N.mm)
dD= = = 26,744077 (mm)
Chọn đường kính theo tiêu chuẩn:
dA= dC= 30 mm, dD = 26 mm, dB = 32 mm
Các thông số chiều dài các đoạn trục khác có thể xác định dễ dàng thơng qua vị trí tương
quan của cặp bánh răng trên bộ truyền.

Bảng 6.1 : Thông số các trục (mm):
Tiết diện

A

B

C

D

I

17

20

22

20

II

30

32

30

26

Trục

3.Kiểm nghiệm, chọn ổ, then
4.3. Chọn ổ, then và kiểm nghiệm độ bền.
*Trục 1
1. Chọn và kiểm nghiệm then cho trục 1:
Vì khoảng cách từ chân răng tới đỉnh thăng thỏa mãn điều kiện X ≤ 2,d5m nên ta chọn
bánh răng liền trục tại khoảng đường kính trục dC = 30 mm
Theo bảng 9.1a [1, trang 173] ta sử dùng then bằng:
Then cho khớp nối có dA = 17 (mm) có thơng số:
b = 5 (mm); h = 5 (mm); t1 = 3 (mm); t2 = 2,3 (mm)
 Kiểm nghiệm then
Kiểm nghiệm độ bền dập theo công thức (9.1) [1, trang 173]
d

=[d]

[ d ] =100 MPa , tra bảng 9.5 [1, trang 178]

lt = (0,80,9).lm12 = (0,80,9).40 =3236 =>Chọn lt = 35 (mm) (theo chuẩn)

T = 32157 N.mm
25