Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray

ĐẠI HỌC QUỐC GIA
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ

BÀI TẬP LỚN: CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XE TẢI TRÊN ĐƯỜNG
RAY
LỚP L04 --- HK211

Giảng viên hướng dẫn: GS.TS NGUYỄN THANH NAM
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Xuân Trung
MSSV: 1910647

Thành phố Hồ Chí Minh – 2021


Bộ mơn CSTKM
Khoa: Cơ Khí
-------oOo-------

MƠN HỌC:

BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY

Sinh viên thực hiện: Nguyễn Xuân Trung MSSV: 1910647
Ngày nộp: 27/11/2021
NHIỆM VỤ BÀI TẬP LỚN:
- Tìm hiểu hệ thống truyền động máy.
- Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống
truyền động.

- Tính tốn thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính tốn các bộ truyền ngồi (đai, xích hoặc bánh răng).
b. Tính tốn các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng,
trục vít - bánh vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các
lực.
d. Tính tốn thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bulơng và các chi tiết phụ khác.
g. Tính toán các chi tiết hệ thống truyền động.
h. Chọn dung sai lắp ghép.
- Chọn dầu bôi trơn, bảng dung sai lắp ghép.
Tên đề tài:
ray

Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường

Sơ đồ hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray
Thơng số ban đầu:
- Lực vịng thùng quay F: 1800 N
- Vận tốc vòng v: 1 m/s


- Đường kính bánh xe: 200.
- - Thời gian phục vụ số ngày, số ca làm việc:5 năm, 300 ngày, 1 ca
làm việc 8 giờ
Giáo viên hướng dân: GS.TS. Nguyễn Thanh Nam

Chữ ký:……

Mục lục
LỜI NĨI ĐẦU…………………………………….......................................1
LỜI CÁM ƠN……………………………………….....................................2
I. PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ
SỐ TRUYỀN………………………………………….................................3
1. Tính cơng suất cần thiết:..........................................................................3
2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:.......................................3
3. Chọn động cơ..................................................................................................3
4. Phân phối tỉ số truyền:...............................................................................3
II. TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG ĐỂ HỞ..5
1. Chọn vật liệu bánh răng.............................................................................5
2. Chọn số răng trên bánh dẫn.....................................................................6
3. Tính lại tỉ số truyền thực tế:.....................................................................6
4. Xác định thông số bánh răng...................................................................6
5. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:...................................................7
6. Kiểm nghiệm bền...........................................................................................7
7. Bảng thơng số bánh răng:.........................................................................7
III. TÍNH TỐN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC......8
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ
tính vật liệu............................................................................................................8
2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép.........................8
3. Xác định thông số bộ truyền....................................................................9
4. Kiểm nghiệm độ bền...................................................................................11
5. Bảng thơng số bánh răng:.......................................................................11
IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN.......................13
1. Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:............................13
2. Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên
nó:.............................................................................................................................14
3. Xác định lực tác dụng lên gối đỡ.........................................................14
4. Tính tốn đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:...........17

5. Thiết kế then.................................................................................................18


6. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an tồn...............................................19
V. TÍNH CHỌN Ổ LĂN TRONG VÀ NGOÀI HỘP GIẢM TỐC VÀ NỐI
TRỤC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ………………………......................22
1.Chọn loại ổ lăn theo tải trọng và kết cấu :.......................................22
2. Thiết lập sơ đồ bố trí ổ lăn.....................................................................22
3. Xác định phản lực Fr tác dụng lên ổ....................................................22
4. Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e.............................................................22
5. Tính các thơng số ổ lăn.............................................................................23
6. Tính chọn khớp nối trục...........................................................................26
7. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc.........................................................................28
8. Các chi tiết phụ:..........................................................................................29
9. Dung sai lắp ghép.......................................................................................34
KẾT LUẬN……………………………………………………………………………..37
TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………...................................38


Lời nói đầu

Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng
một vai trị hết sức quan trọng đối với đời sống con người. Việc áp dụng
khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng
góp phần khơng nhỏ trong việc thay thế sức lao động của người lao động
một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an tồn cho họ trong quá trình làm
việc. Các hệ thống cơ khí chính là sự thay thế tuyết vời cho sức người
trong việc tự động hóa sản xuất và tăng năng suất lao động. Kết hợp với
việc điều khiển chúng, ta sẽ góp phần vào cơng cuộc tự động hóa hiện đại
hóa mà đất nước Việt Nam đang thực hiện.

Mơn học chi tiết máy giúp cho sinh viên Cơ khí có những kiến thức
cơ bản về việc tính tốn, thiết kế các hệ thống truyền động cơ khí, để từ
đó có cách nhìn về hệ thống sản xuất, về việc điều khiển các hệ thống tự
động trong các nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng.
Trong phạm vi môn học, các kiến thức từ các môn cơ sở như Nguyên
Lý Máy, Cơ lý thuyết, Vẽ kỹ thuật...được áp dụng giúp sinh viên có cái
nhìn tổng quan về cách tính tốn lựa chọn chi tiết cho một hệ thống dẫn
động cơ khí. Từ đây, cộng với những kiến thức chuyên ngành, em sẽ tiếp
cận được với các hệ thống thức tế, có được cái nhìn tổng quan hơn để
chuẩn bị cho đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp.

1


Lời cám ơn
Em xin chân thành cảm ơn Thầy GS.TS Nguyễn Thanh Nam đã tận
tâm hướng dẫn em hoàn thành bài tập lớn Chi tiết máy. Đây là sự khởi
đầu cho việc tính tốn thiết kế nên sẽ khơng tránh được những thiếu sót
và thiếu kinh nghiệm trong việc tính tốn, chọn lựa các chi tiết. Em kính
mong được sự chỉ dẫn thêm của Thầy để em được củng cố kiến thức và
đúc kết thêm những kinh nghiệm quý báu phục vụ cho công việc sau này.

2


I. Phân tích phương án – Chọn động cơ điện – Phân phối tỉ số
truyền
Hệ thống truyền động xích tải gồm: 1) Động cơ điện; 2) bộ truyền bánh
răng trụ răng thẳng để hở; 3) Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng; 4) Nối
trục vịng đàn hồi; 5) Bộ phận cơng tác.

Thơng số đầu vào:
…
1. Tính cơng suất cần thiết:
- Cơng suất trên xích tải:
Pct Pct =¿

Fv
1000

Pct =6.14 (kW )

=

Fv
1000

Fv
1000

=

1800.1
1000

= 1,8 kW

- Tính hiệu suất truyền động:
Theo bảng 3.3 Trang 96 ta chọn:
ƞkn = 0,99: Hiệu suất nối trục đàn hồi
ƞol = 0,99: Hiệu suất ổ lăn

ƞbr2 =0,98: Hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng.
ƞbr1 =0,95: Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
3
3
η= ηkn . ηbr 1 . ηol . ηbr 2=0,99.0,95 .0,99 .0,98=0,894

- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pđc Pct =¿

Pct =6.14 (kW )

=

Plv
η

=

1,8
0,894

= 2,01 kW

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
- Số vòng quay của trục công tác:
nct =

60000. v
πD

=

60000. 1
π .200

= 95,5 vg/ph

- Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ:
ubr2 = 3,3
- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng để hở:
ubr1 = 3
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv. ubr2. ubr1 = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/ph
3. Chọn động cơ
Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với Pdc ≥ Pct Pct =¿
≥ nsb

nđb=1500 (

Pct =6.14 (kW ) và ndc
vòng
) , ta chọn động cơ 4A100L6Y3 với thông số như sau:
phút

Ký hiệu
4A100L6Y3

Công
suất
Pdm(kw)

2,2

Vận tốc
quay
nđc(v/ph)
950



cos

TK
Tdn

Tmax
Tdn

81

0,73

2,2

2,0
3


4. Phân phối tỉ số truyền:
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
950

95,5

u = ndc / nlv =

= 9,95

- Chọn ubr2 = 3,32 , tính:
9,95
3,32

ubr1 = u / ubr2 =

=3

- Tính cơng suất trên các trục:
Pct = 1,8 kW
P ct
= 1,91 kW
ηol . ηbr 1
PIII
PI =
= 1,97 kW
ηol . ηbr 2
PI
Pđc =
= 2,01 kW
ηol . ηkn

PII =

- Tính tốc độ quay các trục:
nđc = 950 vg/ph
nI =
nII =
nct =

nđ c
ukn
nI

u br 2
n II
u br 1

950
= 950 vg/ph
1
950
=
= 286,1 vg/ph
3,32
286,4
=
= 95,4 vg/ph
3

=

- Tính momen xoắn trên các trục:
Tđc = 9,55.1 06 .

6
TI = 9,55.1 0 .

PI
nI

6

=9,55.10 .

1,97
=19803,68( Nmm)
950

PII

6 1,91
=63755,68( Nmm)
=9,55.1 0 .
286,1
n II
P
6 1,8
9,55.1 06 . ct =9,55.1 0 .
=180188,68( Nmm)
n ct
95,4

6
TII = 9,55.1 0 .

Tct =

Pđ c
6 2,01
=9,55.10 .
=20205,79( Nmm)
950
nđc

- Tính tốc độ quay các trục:
nI = 950 vg/ph
nI
950
=
= 286,4 vg/ph
3,32
u br 2
n II
286,4
nIII =
=
= 95,5 vg/ph
u br 1
3

nII =

- Bảng đặc tính:
Thơng số

Trục

Động cơ

I

II

Cơng tác

4


Cơng suất (KW)
Tỷ số truyền
Số vịng quay
(vg/ph)
Moment xoắn
(N.mm)

2,01

1,97

1

1,91
3,32

1,8
3

950

950

286,1

20205,7
9

19803,6
8

63755,6
8

95,4
95,5(0,1
%)
180188,6
8

5


II. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng để hở
Thông số đầu vào:
PII = 1,91 kW

nII = 286,1 vg/ph
ubr1= 3
Công suất truyền P1=1,91 k W
Momen xoắn T 1 =63755,68 Nmm
Ti số truyền u=3
Số vòng quay trục dẫn n1=286,1 vg / ph
Số vòng quay trục bị dẫn n2=95,4 vg / ph
Thời gian làm việc Lh=5.300 .8 .1=12000 h
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1. Chọn vật liệu bánh răng
Dựa vào bảng 6.13:
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn H 1 ≈ 250 HB ;
giới hạn bền σ b =850 MPa giới hạn chày σ ch =580 MPa
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn H 2 ,
theo quan hệ H 1 ≥ H 2 +(10 ÷ 15) HB nên độ rắn bánh lớn H 2 ≈ 235 HB ;
giới hạn bền σ b =750 MPa ; giới hạn chày σ ch =450 MPa
Số chu kỳ làm việc cơ sở
2,4

2,4

7

N HO 1=30 H B1 =30.250 =1,71 .10 chu k ỳ
2,4
2,4
7
N HO 2=30 H B2 =30.235 =1,47. 10 chu k ỳ
N FO1 =N FO 2=5. 106 chu k ỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương:

N HE 1= N FE 1=60.c . n1 . Lh=60.1 .286,1.12000=20,60.107 chu k ỳ
7
N HE 2= N FE 2=60.c . n2 . Lh=60.1.95,4 .12000=6,87.10 chu k ỳ
Vì N HE 1> N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1> N FO1 ; N FE 2 > N FO 2 cho nên:
N HL 1=N HL2=N FL1= N FL2=1

-

Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
σ oHlim=2 HB+70, suy ra

σ oHlim1 =2.250+70=570 MPa
σ oHlim 2=2.235+70=540 MPa
σ oFlim=1,8 HB

σ oFlim1 =1,8.250=450
MPa
σ oFlim2 =1,8.235=423 MPa

-

Ứng suất tiếp xúc cho phép

[ σ H ]=

σ oHlim . Z R . Z V . K L . K XH σ oHlim .0,9 . K HL
=
sH

sH

Tra bảng 6.13 ta có s H =1,1
K HL = 570.0,9
[ σ H 1] = σ oHlim 1 s.0,9.
=466,4 MPa
H

[ σ H 2] =

11
σ oHlim 2 .0,9. K HL 540.0,9
=441,8 Mpa
=
1,1
sH

Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
6


[ σ H ]=[ σ H 2 ]=441,8 Mpa
-

Ứng suất uốn cho phép

[ σ F ]=

σ oFlim . K FL
sF

Tra bảng 6.13 ta có s F =1,75
σ oFlim 1 . K FL 450.1
=257,14 MPa
=
sF
1,75
σ
.K
423.1
[ σ F 2]= oFlims2 FL = 1,75 =241,71 Mpa
F

[ σ F 1]=

2. Chọn số răng trên bánh dẫn
Ta chọn số răng bánh dẫn z1 = 20 răng . Số bán răng của bánh bị dẫn:
z2 = u.z1 = 3.20 = 60 răng.
- Hệ số dạng răng Y F :
13,2
13,2
= 3,47 +
= 4,13
z1
20
13,2
13,2
= 3,47 +
= 3,47 +
= 3,69

z2
60

- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47 +
- Đối với bánh bị dẫn: YF2

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
- Bánh dẫn:

[ σF 1]

- Bánh bị dẫn:

YF1
[ σ F 2]

257,14
4,13

=

=

YF2

241,71
3,69

= 62,26
= 65,50

Ta tính tốn thiết kế theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
3. Tính lại tỉ số truyền thực tế:
u=

z 2 60
= =3
z 1 20

Sai số tỉ số truyền:
Δu 0
= .100 %=0 %
u 3

(chấp nhận)

4. Xác định thông số bánh răng
Chọn hệ số chiều rộng vành răng ❑bd=0,8 và hệ số xét đến ảnh hưởng
sự phân bố tải trọng không đồng đều theo chiều rộng vành răng
K Fβ =1,05

Môđun độ bền uốn:

√

m=1,4 3

-

z21 . ψ bd . [σ F ]

=2,1mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm
Các thơng số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
d1 =

-

T 1 . K Fβ .Y F

 Đường kính vịng chia
z 1 . m = 20.3 = 60 mm

d2 = z 2 . m = 60.3 = 180 mm
Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
7


-

a w =¿

( d 1+d 2)
2

=

60 + 180
2

= 120 mm

 Chiều rộng vành răng:
+ Bánh bị dẫn:
b2=ψ bd . d 1=0,8.60=48 mm

+ Bánh dẫn:

b1=b2 +5=48+5=53 mm

-

Vận tốc vòng bánh răng
v=

π . d 1 . n1
60000

=

π .60 .286,1
60000

= 0,90 m/s

Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ thẳng và v =0,9 nên ta chọn cấp
chính xác 9 với v gh=3 m/s
5. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
2. T 1 2.63755,68

=
=2125,19 N
60
d1
- Lực hướng tâm Fr = Ft . tan α=2125,19. tan ( 20 °) =773,51 N

- Lực vòng Ft =

6. Kiểm nghiệm bền
Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số
σ F=

K FV =1,1 ,

K HV =1,06

2. Y F 1 . T 1 . K Fβ . K FV 2.4,13 .63755,68 .1,05.1,11
=64,34 ≤257,14 MPa
=
60.53 .3
d w 1 . bw . m

Độ bền uốn được thõa

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
σ H=

Z M . ZH . Zε
dw 1

√
2

2T 1 . K HB . K HV .( u+1 )
bw .u

√

275.1,76 .0,96 2 2.63755,68 .1,02 .1,06(3+1)
.
=479,23
60
48.3
1.0,99 .0,99.1 .1,02
=490,76 MPa
σ H =479,23<540
1,1
¿

7. Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng
bánh răng thẳng
Khoảng cách trục (aw,
120
mm)
Số răng z1
20
z2
60
Đường kính vịng chia d1

(mm )
60
d2 (
180
mm)
Đường kính vòng đỉnh da1
66
8


(mm)

da2

Đường kính(mm
vịng đáy df1
(mm)
df2
(mm
Chiều rộng vành răng b1
(mm)
b2
(mm)

186
52,5
172,5
53
48

α
20
Vận tốc vịng v (m/s)
0,90
III. Tính tốn, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
Thông số cho trước:
PI = 1,97 kW
nI = 950 vg/ph
ubr2= 3,32
Công suất truyền P1=1,97 k W
Momen xoắn T 1 =19803,68 Nmm
Ti số truyền u=3 , 32
Số vòng quay trục dẫn n1=950 vg / ph
Số vòng quay trục bị dẫn n2=286,1 vg / ph
Thời gian làm việc Lh=5.300 .8 .1=12000 h
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh

1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ
tính vật liệu
. Dựa vào bảng 6.13:
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn H 1 ≈ 250 HB ;
giới hạn bền σ b =850 MPa giới hạn chày σ ch =580 MPa
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn H 2 ,
theo quan hệ H 1 ≥ H 2 +(10 ÷ 15) HB nên độ rắn bánh lớn H 2 ≈ 235 HB ;
giới hạn bền σ b =750 MPa ; giới hạn chày σ ch =450 MPa
2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
2,4
2,4
7
N HO 1=30 H B1 =30.250 =1,71 .10 chu k ỳ

2,4
2,4
7
N HO 2=30 H B2 =30.235 =1,47. 10 chu k ỳ
N FO1 =N FO 2=5. 106 chu k ỳ

Số chu kỳ làm việc tương đương:
Vì

N HE 1= N FE 1=60.c . n1 . Lh=60.1 .286,1.12000=20,60.107 chu k ỳ
7
N HE 2= N FE 2=60.c . n2 . Lh=60.1.95,4 .12000=6,87.10 chu k ỳ

cho nên:

K HL 1=K HL2=K FL1= K FL2=1

-

Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
σ oHlim=2 HB+70, suy ra

σ oHlim1 =2.250+70=570 MPa
σ oHlim 2=2.235+70=540 MPa
9


σ oFlim=1,8 HB

σ oFlim1 =1,8.250=450

MPa
σ oFlim2 =1,8.235=423 MPa

Ứng suất tiếp xúc cho phép

-

[ σ H ]=

σ oHlim . Z R . Z V . K L . K XH σ oHlim .0,9 . K HL
=
sH
sH

Tra bảng 6.13 ta có s H =1,1
σ oHlim 1 .0,9. K HL

570.0,9
=
=466,4 MPa
1,1
sH
σ oHlim 2 .0,9. K HL 540.0,9
=
=441,8 MPa
[ σ H 2] =
sH
1,1

[ σ H 1] =

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [ σ H ]≤ 1,25 [ σ H ],min

[ σ H ]=0,45 ( [ σ H 1 ]+ [ σ H 2]) =408,62≤ [ σ Hmin ] =441,8 MPa

Ta chọn [ σ H ]=441,8 MPa

Ứng suất uốn cho phép

-

[ σ F] =

σ oFlim . K FL
sF

Tra bảng 6.13 ta có s F =1,75
σ oFlim 1 . K FL 450.1
=257,14 MPa
=
1,75
sF
σ
.K
=241,71 Mpa
[ σ F 2]= oFlims2 FL = 423.1
1,75
F

[ σ F 1]=

3.

Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên
❑ba=0,3−0,5 , chọn ❑ba=0,4 theo tiêu chuẩn khi đó:
❑bd=

❑ba ( u+1 )
=0,86
2

Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được :
và K Fβ =1,05

K Hβ =1,03

-

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng

√

a w =43 ( u+1) . 3

T 1 K Hβ
2

ψ ba . [ σ H ] . u
19803,68 .1,03

=43(3,32+1) . 3
2

0,4. 441,8 .3,32

= 79,6

mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn a w =80 mm
- Mơđun răng
m= (0,01 ÷ 0,02). a w = (0,01 ÷ 0,02).80= 0,8 ÷1,6 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Từ điều kiện: 20 ° ≥ β ≥ 8 °
Ta có :

10


m. z1 ( u+1 )
2 aw

cos 8 ° ≥
2 . a w . cos 8 °
m(u+1)



≥ cos 20 °

≥ z1

2 . a w . cos 20 °
m(u+1)
≥ 23,2

≥

≥

24,45
z1
Ta chọn z1 = 24 răng . Số bán răng của bánh bị dẫn:
z2 = u.z1 = 3,32.24 = 79,68. Lấy z2 bằng 80 răng.
Tính lại tỉ số truyền thực tế:

80
=3,33
24
Δu 0,01
.100 %=0,3 % (ch ấ p nh ậ n đư ợc )
=
u 3,32

u=

Sai số:
-

Góc nghiêng răng:

= arccos

β

-

m(z 1 + z 2)
2 aw

= arccos

1,5 .(24 +80 )
=
2.80

12,84 °

Các thơng số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
 Đường kính vịng chia
d1 =

z1 . m
cos β

=

24.1,5
cos 12,84 °

= 36,92 mm

d2 =

z2 . m
cos β

=

80.1,5
cos 12,84 °

= 123,08 mm

 Đường kính vịng đỉnh
d a 1=d 1 +2 m=36,92+2.1,5=39,92mm
d a 2=d 2 +2 m=123,08+2.1,5 =126,08 mm

 Đường kính vịng đáy

d f 1 =d 1−2,5 m=36,92−2,5.1,5 =33,17 mm

d f 2=d 2−2,5 m=126,08 −2,5.1,5=122,33 mm

 Khoảng cách trục:
a w =¿

( d 1+ d 2)
2

=

36,92 + 123,08
2

= 80 mm

 Chiều rộng vành răng:
+ Bánh bị dẫn:
+ Bánh dẫn:

b2=ψ ba . a =0,4.80=32 mm

b1= b2 +5=32 +5=37 mm

-

Vận tốc vòng bánh răng

11


v=
-

π . d 1 . n1
60000

=

π .36,92.950

60000

= 1,84 m/s

Chọn cấp chính xác
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn
cấp chính xác 9
-

Lực ăn khớp:

-

Lực vòng:

-

Lực hướng tâm:
Fr1 = F

-

Ft1 = Ft2 =

r2

=

Lực ăn khớp:
Fa1 = Fa2 =

F t 1. tan α
cos β

=

2. T 1
d1

=

2.19803,68
36,92

1072,79. tan(20
⁡ °)
cos ( 12,84 ° )

= 1072,79 N

= 400,48 N

Ft 1.tan β = 1072,79. tan(12,84
⁡
°)

=244,52 N

- Hệ số tải trọng động
Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:

K Hv=1,02 v à K Fv =1,04

4. Kiểm nghiệm độ bền
- Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Z M . ZH . Zε
dw 1

√

2T 1 . K H .(u+ 1)
bw . u
274.1,73.0,765 2 2.19803,68.1,25 .( 3,33+ 1)
σ H=
.
=440,54 Mpa
36,92
32.3,33

σ H=

2

Ta có cơng thức:
o
⋅
[ σ H ]=σ Hlim

√

K HL ⋅ Z R ⋅ ZV ⋅ K l ⋅ K xH

SH
570.1 .0,95 .0,93.1 .1,02
=466,97 MPa
1,1
540.1 .0,95 .0,93.1 .1,02
=442,39 MPa
[ σ H 2] =
1,1

[ σ H 1] =

Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [ σ H ]≤ 1,25 [ σ H ] ,min

[ σ H ]=0,45 ( [ σ H 1 ]+ [ σ H 2]) =400,21≤ [ σ Hmin ] =442,39 MPa

Ta chọn [ σ H ]=442,39 MPa
Suy ra: σ H ≤ [ σ H]

12


Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa
- Hệ số dạng răng Y F :
- Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,47 +
= 4,01

13,2. cos (β)3
z1

- Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47 +

3

13,2. cos (12,84 °)
80

13,2. cos ( β)3
z2

= 3,47 +

13,2. cos (12,84 °)3
24

= 3,47 +

= 3,63

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
- Bánh dẫn:

[ σF 1]

YF1
[ σ F 2]
- Bánh bị dẫn:
YF2

=

257,14

= 64,12
4,01
241,71
=
= 66,58
3,63

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
-

Ứng suất uốn

Ta có:
2 Y F 1 . T 1 . K F β . K FV 2.4,01 .19803,68.1,04 .1,25
=
36,62.32.1,5
d w 1 bw . m
σ F 1=117,46 MPa≤ 257,14 Mpa
σ F 1=

Do đó độ bền trục được thõa

5. Bảng thông số bánh răng:
bánh răng
nghiêng

Thông số bánh răng
Khoảng cách trục (aw,
mm)
Mô đun m (mm)

Số răng z1
z2
Góc nghiêng răng β ( o)
Đường kính vịng chia d1
(mm )
d2 (mm)
Đường kính vịng đỉnh da1
(mm)
da2
(mm)
Đường kính vịng đáy df1
(mm)
df2
(mm)
Chiều rộng vành răng b1
(mm)
b2
(mm)

80
1,5
24
80
12,84
36,92
123,08
79,92
126,08
33,17
122,33

32
37

13


Vận tốc vòng v (m/s)

1,84

14


IV. Tính tốn thiết kế trục – Thiết kế then
1. Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:
- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]
- Xác định đường kính trục sơ bộ
Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : σ b = 785
Mpa ; σ ch = 540 Mpa ; τ ch = 324 Mpa; [ σ ] = 65 Mpa ; Chọn [ τ ] =
20 Mpa đối với trục vào và trục ra.
Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo cơng thức : d ≥
-

d1 ≥

-

d2 ≥

√

√

5T
[τ ]
3 5T
[τ]
3

=
=

√
√

5.19803,68
20
3 5. 63755,68
20
3

= 17,04 mm

√
3

5T
[ τ]

= 25,17mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 20 mm, d2 = 30 mm
o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định
chiều rộng ổ lăn:
d 1 = 20 mm => b01 = 15 mm
b02 = 19 mm

d 2 = 30 mm =>

Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thơng số như sau:
 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp:
k 1 = 10 mm.
 Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp:
k 2 = 8 mm.
 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 =
12mm.
 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18 mm.
 Chiều dài mayơ khớp nối :
l m 12= ( 1,2 ÷ 1,5 ) d 1=( 1,2 ÷ 1,5 ) .20 => chọn l m 12 = 25 mm
 Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I:
l m 13= ( 1,2 ÷ 1,5 ) d 1=( 1,2 ÷ 1,5) .20 => Chọn l m 13=29 mm .
 Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II:
l m 23= ( 1,2 ÷ 1,5 ) d 2=( 1,2 ÷ 1,5) .30 => Chọn l m 23=80 mm .
 Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng :
l mbr= (1,4 ÷ 2,5 ) d 2= ( 1,4 ÷ 2,5) .30
=> l mkn=¿ 61 mm
 Trục I:
- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:

15

1
1
l 12= ( l m 12+b 01) +k 3 +hn= (25 + 15 )+ 12+18=50( mm)
2
2

-

Khoảng cách từ gối b01 tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:
1
1
l 13= ( l m 13+b01 )+ k 1 +k 2 = (29 + 15 )+10+8=40(mm)
2
2

-

Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
l 11=2. l 13=2.40= 80 (mm)

 Trục II:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
l 21=l 11=80 (mm)

-

Khoảng cách từ gối b02 tới bộ truyền bánh răng:

1

1
l 22= ( l mbr+ b02 )+hn + k 3= ( 61 + 19) + 18 + 12=70 (mm)
2
2

2. Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên
nó:
- Thiết lập sơ đồ phân tích lực
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy
Frk = ( 0.2 ÷ 0,3) Ftk
Trong đó :
Ftk =

2. T t
D0

Với Tt là mơ men xoắn được tính tốn theo cơng thức : Tt = K.T2.Trong đó
T2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm
việc ứng với bộ phận công tác là xích tải
Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D0 sơ bộ. Suy ra D0 = 63mm
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
Frk =0,25

2.1,5 .20205,79
63

= 962,18 N

Frk ngược chiều với lực vòng Ft2 trên bánh răng.
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:

-

Lực vòng:

2. T 1
d1

=

2.19803,68
36,92

= 1072,79 N

Lực hướng tâm:
Fr1 = F

-

Ft1 = Ft2 =

r2

=

Lực ăn khớp:
Fa1 = Fa2 =

F t 1. tan α
cos β

⁡ °)
= 1072,79. tan(20
cos ( 12,84 ° )

= 400,48 N

Ft 1.tan β = 1072,79. tan(12,84
⁡
°)

=244,52 N
16


Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
2. T 1 2.63755,68
=
=2125,19 N
d1
60
- Lực hướng tâm Fr = Ft . tan α=2125,19. tan ( 20 °) =773,51 N

- Lực vòng Ft =

3. Xác định lực tác dụng lên gối đỡ
Trục I:
-Momen do lực dọc trục gây ra:
M a 1=F a1

d1
36,92
=4513,84 Nmm
=244,52.
2
2

-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:

∑ F y=0 →− R Ay−RCy −Fr 1=0
+Momen cân bằng quanh điểm C:

∑ M C= 0→ − R Ay .80−F r 1 .40+ M a 1=0
→

{

R Ay =−143,82 N
RCy =−256,66 N

-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:

∑ F x = 0→ F rk − Ft 1− R Ax −RCx =0
+Momen cân bằng quanh điểm C:

∑ M C=0→ Frk .50+ Ft 1 .40 + R Ax .80=0

{

→ R Ax =−1137,76 N
RCx =1027,15 N

17


Trục II:
-Momen do lực dọc trục gây ra:
M a 2=F a 2

d2
123,08
=15047,76 Nmm
=244,52.
2
2

-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:

∑ F y=0 → Fr 1 =RBy + R Dy + F r
+Momen cân bằng quanh điểm D:

∑M
→

{

=0 →− F 150 − R

R By=−1061,99 N
R Dy =688,96 N

80+ F

40 + M =0

-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
18


+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:

∑ F x=0→ Ft + F t 1 −R Bx − R Dx =0
+Momen cân bằng quanh điểm D:

∑ M D=0 → Ft .150+ F t 1 .40=R Bx .80

{

→ R Bx =4521,13 N
R Dx =−1323,15 N

1
4. Tính tốn đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm:
- Xác định các tiết diện nguy hiểm
 Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục I là tại C
 Theo biểu đồ moment thì tiết diện nguy hiểm nhất trên trục II là tại
B
19

- Tính tốn đường kính tại các tiết diện nguy hiểm
 Trục I:
- Ứng suất cho phép: [ σ ] = 65 MPa
- Mômen tương đương tại tiết diện j:
M tdj = √ M 2j +0,75 T2j ; M j = √ M xj2 + M2yj
Với M xj và M yj là mơmen uốn trong hai mặt phẳng vng góc tới nhau
tại tiết diện j.
- Đường kính trục xác định theo công thức:
dj

M tdC

-

√

=

3

√

=

3

√M

2
xj

+ M 2yj +0,75 T 2j
0,1[ σ ]

Theo biểu đồ mơmen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:
=
dC

√M

+ M2yC+0,75 T 2C =

2
xC

√
3

≥

mm
-

M tdj
0,1[σ ]

dA

=

√
3

M tdC
0,1[σ ]

M tdA
0,1[σ ]

=

√
3

√ 48109,22 +0,75.19803,682
48109,35
0,1.65

= 51074,93

= 19,88 mm ⇒ Chọn d C

= 0 ⇒ Chọn d A

= 20

= d C = 20 mm cho trùng với

đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
-

dB

=

-

dD

=

√
√
3

3

M tdB
0,1[σ ]

= 19,7 ⇒ Chọn d B

M tdD
0,1[σ ]

= 13,82 ⇒ Chọn d D =15

= 25 mm

 Trục II:
- Theo biểu đồ mơmen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:
M tdB

=

√M

-

dB

≥

-

dC

=

-

dD

=

2
XB

+ M2YB+0,75 T B2 =167662,95

√
3

√
√
3

3

M tdB
0,1[σ ]

= 29,55 ⇒ Chọn d B

=30 mm

M tdC
0,1[σ ]

= = 23,79 ⇒ Chọn d C

= 35 mm

M tdD
0,1[σ ]

=0

dB

= ⇒ Chọn d D

=

= 30 mm cho trùng

với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
-

dA

=

3

M tdA

= 20,4

⇒ Chọn d A

= 25

5. Thiết kế then

Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1].
Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:
σd

=

2T
d lt ( h−t 1)

≤

[ σ d ] = 150 MPa

20


τd

=

2T
d lt b

≤

[ τ d ] = 60 MPa

Trong đó:
σ d , τ d ứng suất dập và ứng suất cắt tính tốn, Mpa;
- T mơmen xoắn trên trục, Nmm;
- d đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm;
l t chiều dài then, mm;
- h chiều cao then, mm;

t 1 chiều sâu rãnh then, mm.
σ d (MP
τ d (MP
Đường kính d B x h x lt (m
Trục
t1
(mm)
m)
a)
a)
25
8x7x4
32
63,25
23,72
I
15
5x5x3
25
37,18
17,53
II

25

8x7x4

32

63,25

23,72

35
12x8x5
50
127,64 31,91
- Nhận xét: Tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.
6. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
- Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Trục vừa thiết kế được kiểm nghiệm độ bền mỏi theo các công thức
sau đây:
S j=

S σj Sτj

√S

2
σj

≥

+ S2σj

[S]

o Trong đó:[S] hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3, như vậy ta
không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.

S σj , S τj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất
xoắn, xác định theo công thức sau:
S σj

=

S τj

=

σ −1
Kσ σa
+Ψ σ σ m
εσ β
τ−1
Kτ τa
+Ψ τ τ m
ετ β

Với giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon (vật liệu chế tạo trục) là:
σ −1 = 0,43 σ b = 258 MPa
Giới hạn xoắn uốn là:
= 0,23
= 138 MPa
o Trong đó: σ b =600 MPa - giới hạn bền vật liệu.
σ a , σ m , τ a , τ m - biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
σ aj

= σ maxj

=

Mj
Wj

, σ mj

=0
21