bn full d an nguyen ly chi tit may de

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

MỤC LỤC
Mục lục ............................................................................................................1
Lời nói đầu ........................................................................................................2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...................3
I.1 Chọn động cơ...............................................................................................4
I.2 Phân phối tỷ số truyền..................................................................................5
PHẦN II: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH...................................................6
II.1 Chọn loại xích
...................................................................................................................................
6
II.2 Xác định các thơng số của xích và bộ truyền
...................................................................................................................................
7
II.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền
...................................................................................................................................
7
II.4 Xác định đường kính đĩa xích
...................................................................................................................................
8
II.5 Xác định các lực tác dụng lên trục
...................................................................................................................................
8
PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
...................................................................................................................................
9
III.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

...................................................................................................................................
9
III.2 Tính tốn bộ truyền cấp nhanh
..........................................................................................................................................
10
III.3 Tính tốn bộ truyền cấp chậm
15

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 1


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
19
IV.1 Chọn vật liệu
19
IV.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
19
IV.3 Tính tốn thiết kế trục
20
IV.4 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
28
IV.5 Kiểm nghiệm về độ bền của then
LỜI NÓI ĐẦU:

31
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi

PHẦN V: TÍNH TỐN CHỌN Ổ
32
một nền
khíI hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống
V.1cơ
Trục
truyền động 33.............................................................................................................
là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất
V.2 Trục II
nước. Hiểu biết,
34 nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ
V.3 Trụcđộng
III là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư
thống truyền
34
cơ khí.
trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu

Trong
cuộcVI:
sống
ta có
thể CHỌN
bắt gặp
hệ thống
PHẦN
TÍNH

TỐN
KHỚP
NỐI truyền động ở khắp nơi, có

35 một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản
thể nói nó đóng
xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một

PHẦN VII: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC
bộ phận không
35 thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế

PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP
39

hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các
môn học như Nguyên lý- Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một
trong những bộ phận điển hình mà cơng việc thiết kế giúp chúng ta làm
quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong
q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hồn thiện kỹ năng vẽ
AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Hồng Châu và các thầy cơ
trong khoa CƠ HỌC ỨNG DỤNG đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình
thực hiện đồ án

Trang: 2
Với kiến thức cịn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều khơng thể tránh khỏi,

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn


Lê Hồng Sương
ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Trần Thế Phương

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ điện:
1.1.1.Xác định công suất trên trục động cơ điện:
Công suất truyền trên các trục công tác: Pt = 5,7 kw
Công suất trên trục động cơ điện:

Pct 

Pt


(1)

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 3

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Hiệu suất truyền động:
 1 . 2 . 3 ...  k . ol3 . br2 . x . ot
(công thức 2.9 trang 19 tài liệu [1])
Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:
 x = 0,96
Hiệu suất bộ truyền xích:
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:

k = 1
 ol = 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng:

 br =0,97

Hiệu suất 1 cặp ổ trượt:

 ot = 0,98

Hiệu suất nối trục di động:

=>  1.0,993.0,972.0,96.0,98 = 0,859
P

5,7
Pct  t 
6,636 (kw)
Thay vào (1)
 0,859
1.1.2.Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

n sb u t .u lv
Ta có:
nlv = 92 (vòng/phút)
ut : tỷ số truyền của hệ thống dẫn động.
Trong đó: ut = un.uh
Uh : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp. Uh = 8
Un : tỷ số truyền bộ truyền xích. Un = Ux = 2 (chọn theo bảng 2.4 trang 21
tài liệu [1])
 Ut = 8.2 = 16
 Usb = 92.16 = 1472 (vòng/phút)
Theo bảng 1.3 phụ lục trang 236 tài liệu [1] ta chọn động cơ: Dk.62_4 có:
Pđc = 10 kw
Nđc = 1460 (vòng/phút)
1.2. Phân phối tỷ số truyền:
1.2.1Tỷ số truyền:

ut 

nđc 1460

15,87
nlv
92

1.2.2Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:

u t u n .u h
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 4


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Với un = ux = 2 (đã chọn)
=> u h 

ut 15,87

7,93
un
2

Mặt khác uh = u1.u2
Theo công thức thực nghiệm ta có:
u1 (1,2 1,3)u 2
Chọn u1 = 1,3u2
=> 1,3 u 22 = 7,93 => u2 = 2,467
=> u1 = 1,3.2,467 = 3,21
1.2.3. Tính lại giá trị un theo u1 và u2 trong hộp giảm tốc

ut
15,87

2,004
Un =
u1 .u 2 3,21.2,467
1.2.4.Xác định cơng suất, moment và số vịng quay trên các trục:
Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:
 Đối với trục I:

p1  pct . k . ol 6,636.1.0,99 6,57(kw)

n1 nđc 1460 (v/ ph)
p1
6,57
9,55.10 6.
42,975.10 3 (Nmm)
n1
1460
 Đối với trục II:
p2  p1 . br . ol 6.57.0,97.0,99 6,31 (kw)
T1 9,55.10 6

n2 

n1 1440

351(v / ph)
u1
4,1

T2 9,55.10 6

p2
6,31
9,55.10 6.
132,490.10 3 ( Nmm)
n2
454,83

 Đối với trục III:

p3  p2 . br . ol 6,31.0,97.0.99 6,06(kw)

n3 

n2 454,83

184,36(v / ph)
u2 2,467

T3 9,55.10 6

p3
6,06
9,55.10 6.
313,913.10 3 ( Nmm)
n3
184,36

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 5


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

 Đối với trục máy cơng tác:

pmct  p3 . x . ot 6,06.0,96.0,98 5,701(kw)

nmct 

n3 184,36

92,18(v / ph)
un
2

Tmct 9,55.106

pmct
5,701
9,55.10 6.
590,633.10 3 ( Nmm)
nmct
92,18

Trục
Thơng số
Cơng suất
P(kw)
Tỷ số truyền u
Số vịng quay
n (v/ph)
Momen xoắn
T (Nmm)

Động cơ

I

II

III

Máy cơng
tác

6,636

6,57

6,31

6,06

5,701

1
1460

3,21
1460

2,467

2,004

454,83
184,36
3
132,490.10 313,913.103

42,975.103

PHẦN II: TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1. Chọn loại xích:
 Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn.
2.2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền:
Với ux = 2,2 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25
Số răng của đĩa xích lớn:
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 6

92,18
590,636.103


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

z2 = ux.z1 = 2,2.25 = 55 < zmax = 120
Theo cơng thức 5.3 tài liệu [1] ta có cơng thức tính tốn:
Pt = P.k.kz.kn
z1 = 25 => kz = 25/z1 = 1
Chọn n01 = 200 (vg/ph)
=> kn = n01/nIII = 200/111 = 1,8
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <400)
Ka = 1 (chon a = 40p)
Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 1,3 (mơi trường làm việc có bụi)
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
Kc = 1,25 (làm việc 2 ca/ngày)
=> k = 1,3.1,2.1,25.1.1.1 = 1,95
Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 3,4.1,95.1,8 = 11,934 (kw)
Thấy  p  

pt
11,934(kw) (kd = 1 vì xích 1 dãy)

kd

Ta thấy [p] 19,3
Theo bảng 5.5 vói k01, xích 1 dãy. Ta chọn bước xích p= 31,75 (mm)
Khoảng cách trục:
a = 40.p = 40.31,75 = 1270 mm
Theo công thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích:

2a z1  z 2 ( z 2  z1 ) 2 . p
x 

p
2
4 2 .a
2.1270 (25  55) (55  25) 2 .31,75
x


120,57
31,75
2
4.3,14 2.1270
Lấy số mắt xích chẵn: x = 120
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu [1]
ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(120 – 120,57).31,75 = 1260,95 (mm)
Để xích khơng chịu lực căng q lớn ta giảm a 1 lượng a
a = 0,003.a = 3,78 (mm)
Do đó a = 1260,95 – 3,78 = 1256,22 (mm)
Số lần va đập của xích theo cơng thức 5.14 tài liệu [1]

i

z1.n1 25.111

1,54  i  25
15.x 15.120

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 7


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo cơng thức 5.15 tài liệu [1]

s

Q
k đ .Ft  F0  Fv

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q1 = 3,8 kg
Kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)

v

z1 .t.n1 25.31,75.111

1,47(v / ph)
60000
60000

1000.P
 Ft 
2312,93( N )
v
Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,472 = 8,21 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a
Với f = 0,015.a = 19,05
Lấy kf = 4 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400)
=> F0 = 9,81.4.3,8.1,25622 = 187,32 (N)
Do đó:

88500
s
29,79
12.2312,93  187,32  8,21

Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo
đủ bền.
2.4. Đường kính đĩa xích:
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4 :

p
31,75


253,32(mm)

180
sin( ) sin(
)
z1
25
p
31,75
d2 

556,15(mm)

180
sin( ) sin(
)
z2
55
d1 

da1 = p[0,5 + cotg(  /z1)] = 267,2 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg(  /z2)] = 571,12 (mm)
df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 (mm)
df2 = d2 – 2r = 556,15 – 2.9,62 = 536,91 (mm)
với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,63 (theo bảng 5.2)
Kểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo cơng thức 5.18 tài liệu [1]
ta có:

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 8


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

 H 0,47 k r ( Ft .k đ .  Fvđ ) E / A.k d [ H ]
Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25
Kr2 = 0,23 ứng với Z2 = 55
Kd = 1
do bộ truyền xích một dãy.
Kđ = 1,2 hệ số tải trong động.
Fvd
lực va đập trên một dãy xích:(N).
-7
Fvd = 13.10 n1.p3.m = 13.10-7.111.31,753 = 4,618 (N).
E: Mođun đàn hồi:
E = 2,1.105 Mpa.
A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])
 H ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1].





Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.
0,42(2312,93.1,2  4,618)2.1.10 5
= 454,69 Mpa
 H 1 0.47
262.1
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.
0,23(2312,93.1,2  4,618)2.1.10 5
= 336,48 Mpa.
 H 1 0.47
262.1
Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa
xích ta dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 170.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [  H ] = 500 (Mpa)
Thấy:  H  [  H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.5. Xác định các lực tác dụng lên trục:
P r = Kx F t
Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm ngang)
 Pr = 1,15.2312,93 = 2659,86 N

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP
GIẢM TỐC:
3.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 9

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

HB = 241 285, có  b1 = 850 MPa ,  ch1 = 580 MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cỉa thiện đạt đọ rắn
HB = 192 240 , có  b 2 = 750 MPa,  ch 2 = 450 MPa
Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 13 ; cấp nhanh
U1 = 4,1 ; cấp chậm U2 = 3,16.
Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 350.
 0 H lim 1 2.HB1  70 ;  H 1,1 ;  0 F lim 1,8 HB ; s F 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.
 H lim1 2.HB1  70 2.245  70 560 MPa.

 F lim1 1,8.245 411 MPa.
 H lim 2 2.HB2  70 2.230  70 530
 F lim 2 1,8.230 414 MPa.

MPa.

Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

N HO 30.H 2, 4 HB

Do đó:

N HO1 30.245 2, 4 1,6.10 7
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]
NHB = 60.C  ( Ti / Tmax)3 .niti
NB2 = 60.C (n1/u1) t   ti(Ti /Tmax)3

ti
 ti

1440

= 60.1 4,1 .18000(13.0,7+0,8.0,3)
= 3,24.108
NHB3 > NHO2 do đó KHL2 = 1
Tương tự  KHL1 = 1
Như vậy theo công thức 6.1a tài liệu [1] sơ bộ xác định được:
K HL
0
[  H ] =  Him
SH
560.1
K HL1
0
[  H ]1 =  Him1
=
= 509 Mpa.
SH
1,1

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 10

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

K HL 2
530.1
=
= 481,8 Mpa.
SH
1,1
Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng: [  H ]’ = min([  H ]1 ; [  H ]2) = 481,8

[  H ]2 =

0
 Him
2

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng.
509  481,8
[ ]  [ H ] 2
[  H ]” = H 1
=
= 495,4
2
2
Theo công thức 6.8 tài liệu [1].

NFB = 60C  (Ti/Tmax)MFni Ti
Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6
 NFB = 60.1.

Mpa.

Mpa.

1440
.18000(16.0,7 + 0,8.0,3) = 2,95.108.
4,1

Thấy NFB2 > NF0 do đó KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1.
Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.
[  F 1 ] =  F0 lim1 .KFC.KKL / SF.
441.1.1
=
= 252 Mpa.
1,75
[  F 2 ] =  F0 lim 2 . KFC. KFL / SF.
441.1.1
=
= 236,6 Mpa.
1,75
Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].
[  H ]max = 2,8  ch 2 = 2.8.450 = 1260 Mpa.
[  F 1 ]max = 0,8  ch1 = 0,8.580 = 464 Mpa.
[
]max = 0,8  ch 2 = 0,8.450 = 360 Mpa.



F 2

3.2. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)
3.2.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
aw1 = Ka( u 1)

3

T1 .K H
[ H ] R U 1 . ba

Trong đó :
 ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn
 ba = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 11


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

 ba = 0,53  ba (U1+1) = 0,53.0,3.(4,1+1) = 0,81.
Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH  = 1,03 ( sơ đồ 7).

 aw1 = 49,5(4,1+1) 3

24470.1,02
= 112,04 mm
481,8 2.4,1.0,3

Lấy aw1 = 112 mm.
3.2.2. Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01 0,02)aw1 = (0,01 0,02)112 = 1,12
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5.
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 tài liệu[1].
2a w1
2.112
Z1 =
=
= 29,28 lấy Z1 = 29.
m(u1  1) 1,5(4,1  1)
Số răng bánh lớn :
Z2 = U1.Z1 = 4,1 .29 = 118,9 lấy Z2 = 119.
m( Z 1  Z 2 ) 1,5(29  119 )
Do đó : aw1 =
=
= 111 mm.
2
2
Tỷ số truyền thực sẽ là:
Um =

Z 2 119
=

= 4,1.
29
Z1

3.2.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc profin gốc:  20 0
(theo TCVN 1065 – 71)
Góc nghiêng răng:  0 0  cos  1
Khoảng cách trục: aw = 111
mm
Môđun:
m = 1,5
Tỷ số truyền:
um = 4,1
Hệ số dịch chỉnh: x = 0
Số bánh răng:
Z1 = 29;
Z2 = 119
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:
Đường kính vịng chia:

d 1 m.

z1
29
1,5. 43,5 (mm)
sos
1

z2

119
1,5.
178,5 (mm)
sos
1
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 43,5 + 2.1,5 = 46,5 (mm)
d 2 m.

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 12

2,24.


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

da2 = d2 + 2.m = 178,5 + 2.1,5 = 181,5 (mm)
Đường kính vịng lăn:
dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.111/(4,1 + 1) = 43,53 (mm)
dw2 = dw1.um = 43,53.4,1 = 178,47 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 43,5 – 2,5.1,5 = 39,75 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 178,5 – 2,5.1,5 = 174,75 (mm)
Chiều rộng vành răng:
bw =  ba.aw1 = 0,3.111 = 33,3 (mm)

Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:
   [1,88 – 3,2.(1/Z1 + 1/Z2)].cos  = 1,74
Góc ăn khớp: theo cơng thức 6.27 tài liệu [1] ta có
Z .m. cos 
cos  tw  t
0,931   w 210 21' 40"
2.a w
3.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

 H  Z M .Z H .Z 

2.T1 .K H (u  1)
  H 
bw .u1 .d w21

Trong đó:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5
tài liệu [1] Zm = 274 (Mpa1/3).
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1]
ta có:
2. cos  b
2.1
ZH 

1,764
sin 2 tw
sin 2.20 0

Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
4  
4  1,74
Z 

0,87
3
3
K H : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng thẳng:
K H = 1
Vận tốc vòng của bánh răng:
 .d .n 3,14.43,53.1440
v  w1 1 
3,28 m / s
60000
60000
Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 13


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

6.16 tài liệu [1] ta có
6.15 tài liệu [1] ta có

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

g0 = 56
 H 0,006
 F 0,016

Vậy theo cơng thức 6.42 tài liệu [1]
a
111
v H  H .g 0 .v w 0,006.56.3,28.
5,73
um
4,1
Do đó:
v H .bw .d w1
5,73.33,3.43,53
K Hv 1 
1 
1,167
2.T1 .K H .K H
2.24470.1,02.1

K H  K H .K H .K Hv 1.1,02.1,167 1,189
Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

 H Z M .Z H .Z 

2.T1.K H (u  1)
2.24470.1,189.5,1
274.1,764.0,87.
450,37 Mpa

2
bw .u1.d w1
33,3.4,1.43,53 2

Theo 6.1 tài liệu [1]:
v = 3,28 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,925.3,280,05  1
Cấp chính xác 8 nên cần gia cơng đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25 m .
Do đó:
Zm = 0,95
Với da < 700 (mm) => KxH = 1
Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:
 H   H  '.Z v .Z R .K xH 481,8.1.0,95.1 257,11 Mpa
Ta thấy  H   H  vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

 F1 

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1
bw1 .d w1 .m

 F 1 

Trong đó:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y 
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 14

1
1

0,575
  1,74

0
Y 1 
1
140


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Z1
29
cos 3 
Z
Z v 2  32 119
cos 
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vịng ăn khớp khi tính về uốn:
KF  = 1
a
111

v F  F .g 0 .v. w1 0,016.56.3,28.
15,292
um
4,1
Thay vào cơng thức 6.46 tài liệu [1] ta có:
v F .bw .d w1
15,292.33,3.43,53
K Fv 1 
1 
1,44
2.T1 .K F .K F
2.24470.1,03.1
Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo cơng thức 6.45 tài liệu [1].
K F  K F .K F .K Fv 1,03.1.1,44 1,483
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
2.T1 .K F .Y .Y .YF 1 2.24470.0,575.1.3,8
 F1 

49,18
bw .d w1 .m
33,3.43,53.1,5
 F 1   F 1  252 Mpa
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
 .Y
49,18 / 3,6
 F 2  F1 F 2 
46,59   F 2  236,6 Mpa
Số răng tương đương: Z v1 

YF 1

3,8

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải:

K qt 

Tmax
1
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:  H max  H . K qt 405,37 Mpa    H max  1260 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
 F 1 max  F 1 .K qt 49,18 Mpa    F 1 max  464 Mpa
 F 2 max  F 2 .K qt 46,59 Mpa    F 2 max  360 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 15


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

3.3 Tính tốn bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):

T
TII'  II 48124 Nmm
Vì phân đơi cấp chậm nên
2
3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w 2 K a (u  1)3

TII' .K H

 H  "2 .u 2 . ba

Trong đó:
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng
6.5 tài liệu [1] ta có Ka = 43
KH  : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
 bd 0,53. ba (u 2  1) 0,66
răng khi tính về tiếp xúc. Với:
Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH  = 1,12; KF  = 1,27 (ứng với sơ đồ 3)
48125.1,12
a w 2 43(3,16  1)3
109,86 mm
495,4 2.3,16.0,3
Lấy a w 2 = 110 mm
3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01...0,02). a w 2 = (0,01...0,02).110 = 1,1...2,2. Chọn môđun tiêu
chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =1,5
Chọn  30 0  cos  0,886
Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.31 tài liệu [1]
2a . cos  2.110 .0,866

Z1  w2

30,5 lấy Z1 = 31
m(u 2  1)
1,5(3,16  1)
Số răng bánh lớn:
Z2 = u2.Z1 = 3,16.31 = 97,96
lấy Z2 = 98
Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3,16
Khi đó:

cos  

m( Z 1  Z 2 ) 1,5(31  98)

0,88   28 0 24'41"
2a w 2
2.110

3.3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
Góc prơfin gốc:  20 0
(Theo TCVN 1065 – 71)
0
Góc nghiêng răng:  28 24'41"
 tg 20 0 
 tg 

 22 0 28'





arctg

arctg
Góc prơfin răng: 1
 cos  


 0,88 
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 16


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

Góc ăn khớp:
cos  tw 

Z t .m. cos  (31  98).1,5. cos 20 0

0,8265   tw 34 015'32"
2.a w 2
2.110

Khoảng cách trục: aw2 = 110 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục.

Môđun: m = 1,5
Chiều rộng vành răng: bw  ba .d w 2 0,3.110 33 mm nên mỗi bánh răng có
chiều rộng vành răng là 16,5 mm
Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 31; Z2 = 98.
Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 3,16
Đường kính vịng chia:
Z1
31
1,5
52,84 mm
cos 
0,88
Z
98
d 2 m 2 1,5
167,05 mm
cos 
0,88
d 1 m

Đường kính vịng lăn:
2a
2.110
d w1  w 2 
52,88 mm
u m  1 3,16  1
d w 2 d w1 .u m 52,88.3,16 167,1 mm
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 52,84 + 2.1,5 = 55,84 mm
da2 = d2 + 2m = 167,05 + 2.1,5 = 170,05 mm

Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 52,84 – 2,5.1,5 = 49,09 mm
df2 = d2 – 2,5m = 167,05 – 2,5.1,5 = 163,3 mm
Hệ số trùng khớp ngang:

 1

1 
1 
 1
  1,88  3,2   . cos  1,88  3,2   .0,88 1,535
 31 98  

 Z1 Z 2  

Hệ số trùng khớp dọc:

bw . sin  33. sin 28 0 24'41"
 

3,33
m.
1,5.3,14
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
tg b cos  1 .tg cos 22 0 28'.tg 28 0 24'41" 0,499   b 26 0 33'37"
3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 tài
liệu [1] có Zm = 274 Mpa1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo công thức 6.34 tài liệu [1]
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 17


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

ZH

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

2 cos  b
2. cos 26 0 33'37"


1,39
sin 2 tw
sin 2.34 015'32"

Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo cơng thức 6.36 tài liêu [1]
Vì:    1  Z  

1
1

0,807

1,535

Vận tốc vòng của bánh răng:

 .d .n
3,14.52,88.351
v  w1 2 
0,97 m / s
60000
60000
Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác
về tiếp xúc là 8.
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s
=> K H = 1,13; K F =1,37
Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73;  H 0,002 ;  F 0,006

a w2
110
0,002.73.0,97
0,836 m / s
um
3,16
Thay các số liệu vừa tìm được vào cơng thức 6.41 tài liệu [1]
v H .bw .d w1
0,836.33.52,88
K Hv 1 
1 
1,012
'
2.48125.1,13.1,12
2.TII .K H .K H
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
K H  K H .K H .K Hv 1,13.1,12.1,012 1,28
 v H  H .g 0 .v

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 tài liệu [1]

2.TII' .K H (u 2  1)
2.48125.1,28(3,16  1)
 H Z M .Z H .Z 
247.1,39.0,807.
128,95 Mpa
2
bw .u 2 .d w1
33.3,16.167,12
Cấp chính xác 8 do đó cần gia cơng đạt Ra = 2,5...1,25 m => ZR = 0,95.
Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 1,22 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:
 H   H ".Z v .Z R .K xH 495,4.1.0,95.1 470,63 Mpa
Như vậy:  H   H  bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.
3.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y 

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 18

1
1

0,65
  1,535

ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

0
28,4
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Y 1 
1 
0,797
140
140
Số răng tương đương:
Z
31
Z v1  31 
45
cos  0,883
Z
98
Z v 2  32 
144
cos  0,883
Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65; YF2 = 3,6
Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
a
110
v F  F .g 0 .v. w2 0,006.73.0,97.
2,507

um
3,16
Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:
v .b .d
2,507.33.52,88
K Fv 1  F' w 2 w1 1 
1,026
2.48125.1,24.1,37
2.TII .K F .K F
Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:
K F K F .K F .K Fv 1,24.1,37.1,026 1,743
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43 tài
liêu [1]:
 F1 

2.TII' .K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1 .m



2.28125.1,743.0,65.0,797.3,65
121,2 Mpa
33.52,88.1,5

Thấy:  F 1    F 1  252 Mpa
Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài liêu [1]:
 .Y
121,2.3,6
 F 2  F1 F 2 
119,5   F 2  236,6 Mpa

YF 1
3,65

3.3.6 Kiểm nghiệm răn về quá tải:
Hệ số quá tải: K qt 

Tmax
1
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:  H max  H . K qt 128,95 Mpa    H max  1260 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 19


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Ứng suất uốn cực đại:
 F 1max  F 1 .K qt 121,2 Mpa    F 1max  464 Mpa
 F 2 max  F 2 .K qt 119 ,5 Mpa    F 2 max  360 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tơi, thường hóa có giới hạn bền

 b 600 Mpa ; và giới hạn chảy  ch 340 Mpa .
Ứng suất xoắn cho phép   12...20 Mpa
4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:
Lực tác dụng:
Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 2659,86 (N) = Fy34
Do cặp bánh răng trụ răng thẳng: xác dịnh theo công thức 10.1 tài liệu [1]
1T 2.24470
Ft1  I 
1124,28 ( N )  Fx13  Fx 23
d w1
43,53
F .tg tw
Fr1  t1
1124 ,28.tg 210 20'40" 439,72 ( N )  Fy13  Fy 23
cos 

Fa1 0
Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng:

Ft 2 .tg 34 015'32"
Fr 2 
1409,36  Fy 22  Fy 24  Fy 32  Fy 33
cos 28 0 24'41"
Fa 2  Ft1 .tg 1820.tg 280 24'41" 984,54  Fz 22  Fz 24  Fz 32  Fz 33

4.3 Tính Thiết Kế Trục:
4.3.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo cơng thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 20


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

d k 3

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Tk
0,2 

Với   lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra
Chọn   = 14 => d1 3

T1
24470
3
20,6 mm
0,2 
0.2.14

Chọn   = 16 => d 2 3

T2 '
28125
3
24,68 mm

0,2 
0.2.16

Chọn   = 18 => d 3 3

T3
292500
3
43,3 mm
0,2 
0.2.18

Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 20,6 mm; d2 = 24,7 mm; d3 = 43,3 mm
Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác đinhj được chiều rộng ổ lăn lần
lượt như sau:
bo1 = 15 mm; bo2 = 17 mm; bo3 = 25 mm
botb = (15 + 17 + 25)/3 = 19 mm
4.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I. Xác định theo công thức 10.10 tài liệu
[1].
Lm13 = (1,2...1,5)d1 = (1,2...1,5).20,6 = 24,72...30,9 mm; Chọn lm13 = 25 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:
l22 = lm23 = lm24 = (1,2…1,5)d2 = 29,64…37,05 mm; chọn lm22 = lm24 =
30mm; lm23 = 35mm.
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III:
l32 = lm33 = lm34 = (1,2…1,5)d3 = 51,95…4,95 mm. chọn l32 = lm33 = 60 mm.

lm34 = 55 mm
Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
lm13 = (1,4…2,5)d1 = 28,84…51,5 mm. Chọn lm13 = 40 mm
Chiều dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay)
l22 = 0,5(lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(30 +17) + 8 + 8 = 39,5 mm
l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + K1 = 39,5 + 0,5(30 + 35) + 8 = 80 mm
l24 = 2l23 – l22 = 2.80 – 39,5 =120,5 mm
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 21


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

l21 = 2l23 = 2.80 = 160 mm
l32 = l22 = 39,5 mm
l33 = l24 = 120,5 mm
l11 = l21 = l31 = 160 mm
l34 = 2l32 + (lc34 + b03) + K3 + hn = 215,125 mm
l12 = lc12 = 0,5(lm12 + b01) + K1 + hn = 0,5(25 + 15) + 8 + 15 = 43 mm
4.3.4 Tính toán thiết kế trục:
a. Trục I:
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I:

2TI
Theo phương ox. TI = 24,47 Nm tra bảng 16.10 tài
Dt

Fx12 (0,2...0,3)

liệu [2] ta có Dt = 63 mm

Fx12 (0,2...0,3)

2.24470
155,36...233 mm
63

Lấy Fx12 = 200 N
Phản lực tại các gối tựa:
Trong mặt phắng yoz
Xét phương trình mơmen tại điểm O:

M

O

( Fy ) 0  Fy13 .l13  Fy11 .l11 0
Fy13 .l13

439,3.80
219,65 N
l11
160
Phương trình tổng lực theo phương y:
 Fy11 



 Y 0   F

y10

 Fy13  Fy11 0

 Fy10  Fy13  Fy11 219,65 N
Trong mặt phẳng xoz:
Xét phương trình mơmen tại điểm O:

M

O

( Fx ) 0  Fx12 .l12  Fx13 .l13  Fx11 .l11 0

 Fx11 

Fx12 .l12  Fx13 .l13 200.43  1124 ,28.80

615,89 N
l11
160

Phương trình tổng lực theo phương x:

 X 0   F

x12

 Fx10  Fx13  Fx11 0

 Fx10  Fx11  Fx12  Fx13 615,89  200  1124 ,28 308,39 N
BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I:
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 22


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

Fy11

Fy10

Fx12

Fx10

Fx11
Fx13

Fy13
17572 Nmm

Mx

49271.2 Nmm
8600 Nmm

My
T
24500 Nmm

Xác định mơmen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

M j  M yj2  M xj2
M12 = 0 Nmm
M13 = 52310,86 Nmm
M10 = 8600 Nmm
M11 = 0
Xác định mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

M tđđ  M yj2  M xj2  0,75.T j2
Mtđ12 = 21217,6 Nmm
Mtđ10 = 22894,3 Nmm
SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 23


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HỒNG

Mtđ13 = 56450 Nmm
Mtđ11 = 0
Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]: với đường kính sơ bộ d1 = 20,6
mm ta chọn    = 63 Mpa
Ta có:

d j 3

M tdj
0,1  

Vậy:

d11 = 0
d10 = 15,37 mm
d13 = 10,77 mm
chọn đường kính các doạn trục theo các tiêu chuẩn:
d10 = d11 = 17 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)
d13 = 21 mm (đoạn trục lắp bánh răng)
d12 = 15 mm (đoạn trục lắp khớp nối)
b. Trục II:
Đối với bánh răng dẫn 2, 4:
Ft2 = 1280 N = Fx22 = Fx24
Fr2 = 1409,36 N = Fy22 = Fy24
Fa2 = 984,54 N = Fz22 = Fz24
Đối với bánh răng bị dẫn 3:
Ft1 = 1124,28 N = Fx23
Fr1 = 439,72 N = Fy23
Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phẳng yoz
Xét phương trình mơmen tại :

M

O

( Fyk ) 0  Fy 22 .l 22  Fy 23 .l 23  Fy 24 .l 24  Fy 21 .l 21 0

Fy 22 .l 22  Fy 23 .l 23  Fy 24 .l 24

1409,36.39,5  439,72.80  1409,36.120,5

1189 ,5 N
l21
160
Phương trình tổng lực theo phương Y:
 Fy 21 

 Y 0  F

y 20

 Fy 22  Fy 23  Fy 24  Fy 210 0

 Fy 20 2.Fy 22  Fy 23  Fy 21 1189,5 N
Trong mặt phẳng xoz:
Xét phương trình mơmen tại O:
 M O ( Fxk ) 0  Fx 22 .l22  Fx 23 .l23  Fx 24 .l24  Fx 21.l21 0

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 24


ĐỒ ÁN TT.TK HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
CHÂU

GVHD: Th.S NGUYỄN HOÀNG

Fx 22 .l 22  Fx 23 .l 23  Fx 24 .l 24 1820.39,5  1124,28.80 _ 1820.120,5

1257,86 N
l 21
160
Phương trình tổng lực theo phương X:
 Fx 21 

 X 0   F

x 20

 Fx 22  Fx 23  Fx 24  Fx 21 0

 Fx 20 2.Fy 22  Fy 23  Fy 21 1257,86

N

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

M j  M yj2  M xj2
M20 = M21 = 0
M22 = M24 = 68383,2 Nmm
M23 = 26979,7 Nmm
Mômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

M tđđ  M yj2  M xj2  0,75.T j2
M

tđ20

=M

tđ21

=0

M

tđ22

=M

tđ24

= 80071,7 Nmm

tđ23

M = 87571,3 Nmm

Tính đường kính trục với bảng 10.5 tài liệu [1] với đường kính sơ bộ d2 = 24,7
mm ta chọn    = 63 Mpa

d j 3

M tdj
0,1  

Vậy:
20

21

d =d =0
22

24

d = d = 22,14 mm
23

d = 16,24 mm
Chọn đường kính các đoạn trục theo các tiêu chuẩn như sau:
20

21

d = d = 20 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

SVTK: LÊ HỒNG SƯƠNG

Trang: 25