Đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ.
1.1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
P
lv
=
)(6
1000
12000.0,5
1000
F.v
Kw
==
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
P
yc
= P
ct
/η.
Trong đó: η là hiệu suất truyền động.
Hiệu suất truyền động:
η = η
đ.
.η
4
ol
.η
2
br

.η
k
Tra bảng 2.3 TTTKHTĐCK ta có
Hiệu suất của bộ truyền đai: η
đ
= 0,96
Hiệu suất của một cặp ổ lăn: η
ol
= 0,99
Hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : η
br
= 0,98
Hiệu suất của nối trục đàn hồi: η
k
= 1
Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là:
η = η
đ.
.η
4
ol
.η
2
br
.η
k
η = 0,96.0,99
4
.0,98
2

.1 = 0,89
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:
P
yc
= P
ct
/η = 6/0,89 = 6,74(Kw).
1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:
Số vòng quay trên trục làm việc:
N
lv
=
)/(1,28
340.14,3
5,0.60000
.
.1000.60
phvg
D
v
==
π
Trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang.
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv
.u
t

= n
lv
.u
đ
.u
1
.u
2
= 50
Với u
đ
là tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (bộ truyền đai)
chọn u
đ
= 2,5 ( tra bảng 2.4 Tr21)
u
t
là tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
u
h
= u
1
.u
2
= 20 (tra bảng 2.4 Tr21)
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv

.u
t
= n
lv
.u
đ
.u
h
= 28,1.50 = 1405(vg/ph)
1.1.3. Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : P
đc

≥
P
yc
, n
đc
≈ n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T
≤
1

Tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A132S4Y3 có:
công suất: P
đc
= 7,5(Kw)
vận tốc : n
đc
= 1455(vg/ph)
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
1
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
cosφ = 0.86
hiệu suất: η% = 87,5
tỷ số:T
max
/T
dn
= 2,2
và T
K
/T
dn
= 2,0 > T
mm
/T
1
=1,3
1.2. Phân phối tỷ số truyền.
Tỷ số truyền chung: u
t
= u

đ
.u
1
.u
2
= u
đ
.u
h
= 50
Mà u
đ
= 2,5 nên u
h
= u
1.
u
2
= = 20
Tỷ số truyền của các cặp bánh răng trong hộp giẩm tốc là: u
h
= 20
Tỷ số truyền từ trục 1 sang trục 2: u
1
= 0,7332.20
0,6438
= 5
Suy ra tỷ số truyền từ trục 3 sang trục 4: u
2
=

4
5
20
1
==
u
u
h
1.3. Tính các thông số.
1.3.1.Số vòng quay:
N
1
= n
đc
/u
đ
= 1455/2,5 = 582(vg/ph)
N
2
= n
1
/u
1
= 582/5 = 116,4(vg/ph)
N
3
= n
2
/u
2

= 116,4/4 = 29,1(vg/ph)
Sai số tốc độ quay của động cơ
%4%56,3%100.
1,28
1,281,29
%100.%
3
<=
−
=
−
=
lv
lv
n
nn
δ
Công suất của các trục trong hộp giảm tốc: trục 1, trục 2, truc 3.
P
lv
=
1000
Fv
= 6 kW
1,6
1.0,99
6
.ηη
P
P

olk
lv
3
===
kW
29,6
0,99.0,98
6,1
.ηη
P
P
brol
3
2
===
kW
48,6
0,99.0,98
6,29
.ηη
P
P
brol
2
1
===
kW
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
75,6
0,96

6,48
η
P
P
đ
1
*
dc
===
kW
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế nhỏ hơn so với công suất định
mức của động cơ.
1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
T
đc
=
44304
1455
75,6
.10.55,9.10.55,9
66
==
dc
dc
n
P
N.mm.
T
1
’ =

55165
582
48,6
.10.55,9.
2
1
.10.55,9.
2
1
6
1
1
6
==
n
P
N.mm.
T
2


=
516061
116,4
6,29
.,55.109
n
P
.10 9,55.
6

2
2
6
==
N.mm.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
2
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
T
3
= 9,55. 10
6
.
2001890
29,1
6,1
.9,55.10
n
P
6
3
3
==
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3
Công suất P, kw 6,75 6,48 6,29 6,1
Tỷ số truyền 2,5 5 4

Số vòng quay n, vg/ph 1455 582 116,4 29,1
Momen xoắn T, N.mm 44304 55165 516061 2001890
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI
Các thông số ban đầu: P
đc
= 6,75(kw), n
đc
= 1455(vg/ph)
2.1.1. Chọn loại đai.
Theo hình 4.1 ta chon đai hình thang tiết diện B.
2.1.2. Các thông số của bộ truyền đai.
Theo bảng 4.3 chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
= 140(mm).
Vận tốc bánh đai nhỏ: v =
60000

1 đc
nd
π
=
60000
1455.140.14,3
= 10,7(m/s) < 25(m/s).
Đường kính bánh đai lớn: d
2
*
=
357

02,01
5,2.140
1
.
1
=
−
=
−
ε
đ
ud
(mm0
Với ε = 0,02 là hệ số trượt đai.
So sánh với đường kính bánh đai lớn tiêu chuẩn chọn d
2
= 355(mm).
Tỷ số truyền thực tế: u
'
d
=
59,2
)02,01.(140
355
)1.(
1
2
=
−
=

−
ε
d
d
[ ]
%4%6,3%100.
5,2
5,259,2
'
=∆<=
−
=
−
=∆
đ
đ
đ
đ
đ
u
u
uu
u
Thỏa mãn điều kiện cho
phép.
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục: a
sb
= 1,6.d
2
= 1,6.355 = 568(mm)

Chiều dài của đai:
).4/()().(5,02
2
1221 sbsbsb
addddaL
−+++=
π
=
)(5,1933)568.4/()140355()355140.(14,3.5,0568.2
2
mm=−+++
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn L = 2000(mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s:
)/1(10)/1(35,5
2
7,10
ss
L
v
i <===
Tính toán lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L = 2000(mm)
4
8
22
∆−+
=
λλ
a
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
3

Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Với
85,1222
2
)355140.(14,3
2000
2
)(
21
=
+
−=
+
−=
dd
L
π
λ
5,107
2
140355
2
12
=
−
=
−
=∆
dd
)(6029

4
5,107.885,122285,1222
4
8
2222
mma =
−+
=
∆−+
=
λλ
Giá trị khoảng cách trục a thỏa mãn điều kiện:
99060275,285
)355140.(26025,13)355140.(55,0
).(2).(55,0
2121
≤≤
+≤≤++
+≤≤++ ddahdd
Vậy
)(602 mma =
và
)(2000 mmL =
Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh đai nhỏ


12064,159
64,15957.
602
140355

18057.180
1
12
1
>=
=
−
−=
−
−=
α
α
a
dd
2.1.3.Xác định số đai.
Số đai z được xác định theo công thức:
[ ]
zul
đđc
CCCCP
KP
z

.
0
α
=
Trong đó: P
dc
: công suất trên trục động cơ, P

dc
= 6,75(kw)
[P
0
]: công suất cho phép, [P
0
] = 2,82
K
d
: hệ số tải trọng động, theo bảng 4.7, K
d
= 1,1
Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
949,0)64,159180(0025,01C =−−=
α
C
l
: hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài
97,089,0
2240
2000
0
=⇒==
l
C
L
L
C
u
: hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền, C

u
= 1,135
C
z
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trong các dây đai
[ ]
95,0394,2
82,2
75,6
0
=⇒==
z
đc
C
P
P
Do đó:
[ ]
653,2
95,0.135,1.97,0.949,0.82,2
1,1.75,6

0
===
zul
đc
CCCCP
P
z
α

Lấy z = 3 đai.
2.1.4. Tính toán bánh đai
Chiều rộng bánh đai B được xác định theo công thức:
)(635,12.219).13(2).1( mmetzB =+−=+−=
Đường kính ngoài của bánh đai nhỏ:
)(4,1482,4.21402
012
mmhdd
a
=+=+=
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
4
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Đường kính ngoài của bánh đai lớn:
)(4,3632,4.23552
022
mmhdd
a
=+=+=
2.1.5. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu trên đai:
v
đđc
F
zCv
KP
F +=

780
0

α
Trong đó:
2
.vqF
mv
=
, lực căng do lực ly tâm sinh ra trong trường hợp bộ truyền
được đinh kỳ điều chỉnh lực căng.
178,0=
m
q
: khối lượng một met chiều dài đai.
Vậy:
)(5,6317,10.178,0
3.949,0.7,10
1,1.75,6.780
.3

780
.3
2
0
NF
zCv
KP
F
v
đđc
=







+=








+=
α
Lực tác dụng lên trục:
)(3732
2
64,159
sin.3.5,631.2
2
sin 2
1
0
NzFF
r
===

α

2.1.6.Các thông số của bộ truyền đai :
Khoảng cách trục: a = 602(mm)
Chiều dài đai: L = 2000(mm)
Số đai: z = 3
Lực căng ban đầu trên đai:
)(5,631
0
NF =
Lực tác dụng lên trục:
)(3732 NF
r
=
2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
2.2.1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo, ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như
nhau
Với
)1510(
21
÷+≥
HBHB
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh nhỏ: HB = 241…285 có

.850
1
MPa
b
=

σ

.580
1
MPa
ch
=
σ
Chọn HB
1
= 250
Bánh răng lớn: 192 240 có

.450
.750
2
2
MPa
MPa
ch
b
=
=
σ
σ
Chọn HB
2
= 235
2.2.2.Ứng suất cho phép
2.2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ

H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
Theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRHHH
KKZZS ).(][
0
lim
σσ
=
FLFCxFsRFFF
KKKYYS ).(][
0
lim
σσ
=
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
5
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng

Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
Y
S
–hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1
=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K
FC
=1
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 ta có :
S
H

=1,1; S
F
=1,75.
0
lim
0
lim
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ
sở
Ta có:
)(57070250.270.2
1
0
lim
0
lim
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(450250.8,1.8,1
1
0
lim
0
lim

31
MPaHB
FF
====
σσ
)(54070235.270.2
2
0
lim
0
lim
42
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(423235.8,1.8,1
2
0
lim
0
lim
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
N
HO

, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2
.30
HB
HN
HO
=
64,2
10.1,17250.30
1
==
HO
N
.10.626,1245.30
74,2
2
==
HO
N
6
10.4
21
===
FOFOFO
NNN
K
HL
, K

FL
-hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
FH
mm ,
- bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350 nên m
H
= 6, m
F
= 6.
Với bộ truyền cấp nhanh, bánh răng trụ răng nghiêng.
Ta có:

110.1,1710.2,34910000.582.1.60 60
111
66
=⇒=>===
Σ HLHOHE
KNtncN
ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
6
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
[ ]
HHLHH
SK /.
0
lim
σσ
=
Với S
H
= 1,1
[ ]
[ ]
)(491
1,1
1.540
.
)(518
1,1
1.570
.

12
2
11
1
0
lim
0
lim
MPa
S
K
MPa
S
K
H
HLH
sb
H
H
HLH
sb
H
===
===
σ
σ
σ
σ
Suy ra:
[ ]

[ ] [ ]
)(5,504
2
491518
2
.
21
12
MPa
sb
H
sb
H
H
=
+
==
σσ
σ
Ta thấy:
[ ]
[ ]
)(75,613491.25,1.25,15,504
2
12
MPa
sb
HH
==<=
σσ

110.410.2,349
111
66
=⇒=>==
FLFOHEFE
KNNN
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
[ ]
[ ]
[ ]
)(242
75,1
1.1.423

)(257
75,1
1.1.450

/
12
2
11
1
0
lim
0
lim
0
lim
MPa

S
KK
MPa
S
KK
SKK
F
FLFCF
sb
F
F
FLFCF
sb
F
FFLFCFF
===
===
=
σ
σ
σ
σ
σσ
Tương tự với bộ truyền cấp chậm, bánh răng trụ răng thẳng.
Ta có;
110.7,1410.84,6910000.4,116.1.60 60
222
66
=⇒=>===
Σ HLHOHE

KNtncN
ứng suất tiếp xúc (sơ bộ) cho phép :
[ ]
[ ]
)(491
1,1
1.540
.
)(518
1,1
1.570
.
24
4
23
3
0
lim
0
lim
MPa
S
K
MPa
S
K
H
HLH
sb
H

H
HLH
sb
H
===
===
σ
σ
σ
σ
[ ]
[ ]
)(491
4
34
MPa
sb
HH
==⇒
σσ
110.410.84,69
222
66
=⇒=>==
FLFOHEFE
KNNN
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
[ ]
[ ]
[ ]

)(242
75,1
1.1.423

)(257
75,1
1.1.450

/
24
4
23
3
0
lim
0
lim
0
lim
MPa
S
KK
MPa
S
KK
SKK
F
FLFCF
sb
F

F
FLFCF
sb
F
FFLFCFF
===
===
=
σ
σ
σ
σ
σσ
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
7
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
2.2.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

chH
σσ
.8,2][
max
=

)(1260450.8,2][][
)(1624580.8,2][][
max4max2
max3max1
MPa
MPa

HH
HH
===
===
σσ
σσ
2.2.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
[ ] [ ]
[ ] [ ]
)(360450.8,0
)(464580.8,0
.8,0
max4max2
max3max1
max
MPa
MPa
FF
FF
chF
===
===
=
σσ
σσ
σσ
2.2.3. Truyền động bánh răng trụ
2.2.3.1. Đối với cấp nhanh.
A, Khoảng cách trục a

w1

Theo công thức (6.15a):
3
1
2
12
'
1
][
.
)1.(
1
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
+=

'
1
T
là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng
của bộ phân đôi,
).(55165
'

1
mmNT =
12
][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép,
[ ]
)(5,504
12
MPa
H
=
σ
K
a
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
Tra Bảng 6.5 ta có: K
a
= 43; K
d
= 67,5
ba
ψ
- hệ số chọn theo bảng 6.6:
4,025,0
÷=
ba
ψ
.chọn

3,0=
ba
ψ
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
( )
954,06.3,0.53,01 53,0
1
==+= u
babd
ψψ
Chọn được
β
H
K
=1,15
)(142
3,0.5.5,504
15,1.55165
).15.(43
3
2
1
mma
w
=+=

Chọn a
w1
= 160(mm)
B, Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
)(2,36,1160).002,0001,0().002,0001,0(
1
mmam
w
÷=÷=÷=
Theo bảng 6.8: Chọn
)(5,2 mmm =
-Xác định số răng , góc nghiêng
β

Chọn sơ bộ β = 30º, theo 6.31 số răng bánh răng nhỏ:
5,18
)15.(5,2
30cos.160.2
)1.(
cos 2
1
1
1
=
+
=
+
=


um
a
Z
w
β
Chọn Z
1
= 18 (răng)
Số răng bánh lớn
9018.5.
112
===
ZuZ
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
8
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Chọn z
2
= 90(răng)
Tính lại góc
β
:
84375,0
160.2
)9018.(5,2
.2
).(
cos
1
21

=
+
=
+
=
w
a
zzm
β

→

β
=32
0
28'
Cấp nhanh của bộ truyền sử dụng bánh răng nghiêng nhờ góc nghiêng không cần
dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước. Dịch chỉnh bánh răng nghiêng chỉ
nhằm cải thiện chất lương ăn khớp nhưng không mang lại hiệu quả cao vì dịch chỉnh
làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp.
BẢNG CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CẶP BÁNH RĂNG CẤP NHANH
Thông số Ký
hiệu
Giá trị
Khoảng cách trục
1
w
a
1
w

a
= 160(mm)
Modun pháp m
m = 2,5(mm)
Chiều rộng vành răng
w
b
)(48160.3,0.
1
mmab
wbaw
===
ψ
Tỷ số truyền u
1
u
1
= 5
Góc nghiêng của răng β
β = 32º28'
Số răng bánh răng Z
Z
1
= 18, Z
2
= 90(răng)
Hệ số dịch chỉnh x
0
1
=x

,
0
2
=x
(mm)
Đường kính vòng chia d
m
Zm
d
mm
Zm
d
(68,266
'2832cos
90.5,2
cos
.
)(34,53
'2832cos
18.5,2
cos
.
2
2
1
1
===
===



β
β
Đường kính vòng đỉnh răng d
a
)68,2715,2.268,266.2
)(34,585,2.234,53.2
2
1
2
1
mmmdd
mmmdd
a
a
=+=+=
=+=+=
Đường kính vòng chân răng d
f
)(43,2065,2.5,268,266.5,2
)(09,475,2.5,234,53.5,2
2
1
2
1
mmmdd
mmmdd
f
f
=−=−=
=−=−=

Góc profin gốc α
Theo TCVN 1065-71,

20=
α
Đường kính vòng cơ sở d
b
)(6,25020cos.68,266cos.
)(12,5020cos.34,53cos.
2
1
2
1
mmdd
mmdd
b
b
===
===


α
α
Góc profin răng α
t
'2023
'2832cos
20
.
cos

.



===
tag
arctag
tag
arctag
t
β
α
α
Góc ăn khớp α
tw
'2023
cos.
.

==
w
tw
tw
a
a
arccsos
α
α
Hệ số trùng khớp ngang ε
α

406,1=
ε
α
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
9
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
C, kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
11
1
'
1
H
ww
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z

M
: Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
M
= 274(MPa)
1/3

.
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
: Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos
=
.
'1830
584217,0)'2832().'2023cos(
0
00
=→
==→

b
b
tgtg
β
β
( )
541,1
'2023.2sin
'1830cos.2
0
0
==→
H
Z
Z
ε
: hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo
hệ số trùng khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
1281,3
.5,2
)'2832sin(.3,0.160
.
sin
.
sin.
>====
ππ

βψ
π
β
ε
β

m
a
m
b
baww
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=Z
.
Và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:

( )
406,1'2832cos
90
1
18
1
2,388,1cos
11

2,388,1
0
21
=












+−=















+−=
βε
α
zz
843,0
406,1
1
==→
ε
Z
K
H
: hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc:
HvHHH
KKKK
αβ
=
Với
15,1
=
β
H
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
α
H
K
= 1,09 là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các

đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
v: vận tốc vòng, tính theo công thức: v = π.d
w1.
n
1
/60000(m/s)
v = 3,14.53,34.582/60000 = 1,625(m/s)
Tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v = 1,625(m/s) ta chọn cấp chính xác
theo vận tốc vòng là cấp 9. ( tra bảng 6.13)
Hv
K
: hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
10
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Công thức 6.41:
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K
2

1
'
1
1

+=
uavg
woHH
/
δυ
=
H
δ
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ

= 0,002.
g
o
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
ta có: g
o
= 73.(bảng 6.16)
026,1
09,1.15,1.53165.2
34,53.160.3,0.342,1
1
342,15/160.625,1.73.002,0
=+=→
==→
Hv
H
K

υ

286,1026,1.09,1.15,1
==→
H
K
Vậy:
)(16,390
34,53.5.160.3,0
)15.(286,1.53165.2
.843,0.541,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v = 1,625(m/s) <5 m/s ta có Z
v
= 1
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5 1,25(µm), do đó: Z
R
=0,95;
Với d
a

< 700(mm) suy ra K
xH
=1
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] được tính theo công thức 6.1
)(28,4791.1.95,0.5,504 ][][
12
MPaKZZ
xHvRHH
===
σσ
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.
D, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Công thức 6.43:
[ ]
1
1
1
'
1
1

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
][
2
1
21
2
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
Trong đó
711,0
406,1
11
===

α
ε
ε
Y
hệ số kể đến sự trùng khớp ngng của răng, với ε
α

là hệ số trùng khớp ngang).
768,0
140
'2832
1
140
1
00
=−=−=
β
β
Y
hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
21
,
FF
YY
: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương
đương
971,29
'2832cos
18
cos

033
1
1
===
β
Z
Z
v
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
11
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
855,149
'2832cos
90
cos
033
2
2
===
β
Z
Z
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
6,3
8,3
2
1

=
=
F
F
Y
Y
F
K
: hệ số tải trọng khi tính về uốn:
FvFFF
KKKK
αβ
=
β
F
K
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính, bảng 6.7:
β
F
K
=1,32.
α
F
K
: hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm
việc êm là 9, ta có:
α
F

K
= 1,37.
Fv
K
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn:
.
2

1
'
1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
u
a
vg
w
FF

0
δυ
=

.
006,0
=
F
δ
. (bảng 6.15).
73
0
=
g
. (bảng 6.16).
V = 1,625(m/s)
→
026,4
5
160
.625,1.73.006,0 ==
F
υ
→
054,1
37,1.32,1.53165.2
34,53.160.3,0.026,4
1
=+=
Fv
K
→
906,1054,1.37,1.32,1
===

FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:
)(7,65
5,2.34,53.160.3,0
8,3.768,0.711,0.906,1.53165.2
1
MPa
F
==
σ
Và:
)(24,62
8,3
6,3.7,65
2
MPa
F
==
σ
Với m = 2,5, Y
S
= 1,08- 0,0695ln2,5 = 1,016
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K

xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
)(112,2611.1.016,1.257
1
1
1
MPaKYY
xFRS
sb
FF
===
σσ


[ ] [ ]
)(974,2451.1.016,1.1,242
2
2
2
MPaKYY
xFRS
sb
FF
===
σσ
⇒ σ
F1
= 65,7(MP)

< [σ
F1
]
1
= 274(MPa), và
⇒ σ
F2
= 62,24(MPa)

< [σ
F2
]
2
= 257,4(MPa)
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
12
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
E, Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
: hệ số quá tải,

2,2
max
==
dn
qt
T
T
k
→
)(1260][7,5782,2.16,390
maxmax1
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
[ ]
)(464)(54,1442,2.7,65.
max
1max
11
MPaMPak
qtFF
=<===
σσσ
].[360][93,1362,2.24,62.
max2max
22
MPak

FqtFF
=≤===
σσσ
2.2.3.2. Đối với cấp chậm - Bánh răng thẳng
A, Khoảng cách trục a
w2

Theo công thức (6.15a):
3
2
2
2
22
][
.
)1.(
34
baH
H
aw
u
kT
uKa
ψσ
β
+=

T
2
= 516061(Nmm) và tra Bảng 6.5 ta có: K

a
=49,5
ba
ψ
: hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
chọn
ba
ψ

= 0,3
β
H
k
: hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
795,0)14.(3,0.53,0)1.(.53,0
1
=+=+=
u
babd
ψψ

Chọn được
.
β

H
K
=1,02
⇒

)(15,302
3,0.4.491
02,1.516061
).14.(5,49
3
2
2
mma
w
=+=
Chọn a
w2
= 300(mm)
2.2.3.2.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m: m
34
= (0,01
÷
0,02) a
w2
= 3 ÷ 6
Theo bảng 6.8: Chọn m
34
= 3
-Xác định số răng

Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
40
)14.(3
300.2
)1.(
.2
234
2
3
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
Chọn z
3
= 40(răng)
Số răng bánh lớn:
Z
4
= u
2
.Z
3
= 4.40 = 160(răng)

Chọn z
4
= 160(răng)
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
13
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Tỷ số truyền thực:
4
40
160
3
4
'
2
===
Z
Z
u
Tính lại khoảng cách trục a
w
:
a
w2
= m
34
.(Z
3
+Z
4
)/2 = 3.200/2 = 300(mm)

chọn a
w2
= 300(mm) do đó ta không cần dịch chỉnh
CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CẶP BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
Thông số
Ký
hiệu
Giá trị
Khỏng cách trục
2
w
a
2w
a
= 300(mm)
Modun
m
m = 3(mm)
Chiều rộng vành răng
w
b
)(90300.3,0.
2
mmab
wbaw
===
ψ
Tỷ số truyền
U
2

U
2
= 4
Góc nghiêng của răng
β
β = 0
Số răng bánh răng
Z
Z
1
= 40, Z
2
= 160(răng)
Hệ số dịch chỉnh
x
0
1
=x
,
0
2
=x
(mm)
Đường kính vòng chia
d
)(480160.3.
)(12040.3.
44
33
mmZmd

mmZmd
===
===
Đường kính đỉnh răng
d
a
)(4863.2480.2
)(1263.2120.2
44
33
mmmdd
mmmdd
a
a
=+=+=
=+=+=
Đường kính đáy răng
d
f
)(5,4723.5,2480.5,2
)(5,1123.5,2120.5,2
4
33
2
mmmdd
mmmdd
f
f
=−=−=
=−=−=

Góc profin gốc
α
Theo TCVN 1065-71,

20
=
α
Đường kính cơ sở
d
b
)(1,45120cos.480cos.
)(76,11220cos.120cos.
4
33
4
mmdd
mmdd
b
b
===
===


α
α
Góc profin răng
α
t




20
0cos
20
.
cos
. ===
tag
arctag
tag
arctag
t
β
α
α
Góc ăn khớp
α
tw

20
cos.
. ==
w
tw
tw
a
a
arccsos
α
α

Hệ số trùng khớp ngang
ε
α
78,1=
ε
α
2. 2 .3. 2 .3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
w
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
14
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos
=
.=0
⇒
b
β
=0
ở đây : α

t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
( )
693,1
'822.2sin
2
0
==→
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số
trùng khớp dọc
β
ε
.
π
β
ε
β
.
sin.
m
b
w
=
=0 ; với b

w
là bề rộng vành răng.
b
w3
=
ba
ψ
.a
w2
=0,5.140=70
Khi đó theo công thức (6.36a):
3/)4(
αε
ε
−=
Z
.
Với ε
α
-hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công
thức:

.753,10cos
105
1
33
1
2,388,1cos
11
2,388,1

21
=












+−=














+−=

βε
α
zz
.865,03/)753,14(
=−=→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=
Với
β
H
K
=1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
α
H
K
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các
đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công
thức:
v=πd
w3
n

1
/60000 (m/s)
v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
.
2

1
2
33
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K +=
T
2
-momen xoắn trên trục 2. T
2
=109484,6(Nmm)
uavg
woHH
/
δυ

=
.
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ
=0,002.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
15
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính
xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: g
o
= 73.
.021,1
13,1.035,1.6,109484.2
86,66.70.844,0
1
.844,0182,3/140.872,0.73.002,0
=+=→
==→
Hv
H
K

υ

.194,1021,1.13,1.035,1
==→
H
K
][5,420
86,66.182,3.70
)1182,3.(194,1.6,109484.2
.865,0.693,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có Z
v
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5 1,25
m
µ
, do đó :
Z
R

=0,95; với d
a
< 700mm suy ra K
xH
=1;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1
xHvRmHH
KZZ ][][
3434
σσ
=
504,55. 0,95.1.1=479,3MPa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
34
do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.
2.2.3.2.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
[ ]
3
2
3.1
3

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
4
3
43
4
][
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó
7855,0
273,1
11

===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đến sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số
trùng khớp ngang).
1
=
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z
3
, Z
4
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x
3
=0,27;x
4
=0,79 ta có:
{
.47,3
.54,3

2
3
=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính tra bảng 6.7 với ψ
bd
=1,11:
β
F
K
=1,065.
α
F
K

- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
16
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là
9, ta có:
α
F
K
=1,37.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
2

1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
u
a
vg
w

FF

0
δυ
=
.
006,0
=
F
δ
. (bảng 6.15).
73
0
=
g
. (bảng 6.16).
v=0,872 (m/s)
→
.533,2
182,3
140
.872,0.73.006,0 ==
F
υ
→
037,1
37,1.065,1.6,109484.2
86,66.70.533,2
1
=+=

Fv
K
→
.513,1037,1.37,1.065,1
===
FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:
][4,98
2.86,66.70
54,3.1.7855,0.513,1.6,109484.2
1
MPa
F
=
=
σ
Và:

][5,95
54,3
47,3.4,98
4
MPa
F
==
σ
Với m = 2, Y
S

= 1,08- 0,0695ln2 = 1,032
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2651.1.032,1.14,257
33
===
σσ


[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2491.1.032,1.7,241
44
===
σσ

⇒ σ
F3
=98,4MPa

< [σ
F
]
3
= 265,4 Mpa; và
⇒ σ
F4
=95,5MPa

< [σ
F
]
4
= 249,4 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2. 2 .3. 2 .5.Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Công thức 6.48:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
H
σ
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng

H
σ
= 479,3MPa;

qt
k
- hệ số quá tải :
.3,1
max
==
dn
qt
T
T
k
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
17
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
→
].[1260][5,5463,1.3,479
max4max3
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
].[464][][9,1273,1.4,98.
max
13max3

MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
].[360][][15,1243,1.5,95.
max2max
44
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.2.3.2.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm:
- Khoảng cách trục: a
w
= 140[mm].
- Mô đun pháp: m =2.
- chiều rộng vành răng: b
w
=70[mm].
- Tỉ số truyền : u
m
= 3,182.
- Góc nghiêng của răng:
β
= 0
0
.
- Số răng các bánh răng: Z
3
= 33 ; Z

4
= 105.
- Hệ số dịch chỉnh: x
3
= 0,27 ; x
4
= 0,79.
Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
d
3
=m
34
.Z
3
=2.33=66 mm
d
4
=m
34
.Z
4
=2.105=210 mm
-Đường kính vòng lăn:
d
w3
=2a
w2
(u
m34

+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mm
d
w4
=d
w3
.u
m34
=213,048 mm
- Đường kính đỉnh răng :





=−++=∆−++=
=−++=∆−++=
mmmyxdd
mmmyxdd
a
a
912,2162).062,079,01.(2210).1.(2
832,702).062,027,01.(266).1.(2
444
333
- Đường kính đáy răng:






=−−=−−=
=−−=−−=
mmmxdd
mmmxdd
f
f
16,2082).79,0.25,2(210) 25,2(
08,622).27,0.25,2(66) 25,2(
34444
34333
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b3
=d
3
cosα=66.cos20
0
=62,02 mm
d
b4
=d
4
cosα=210.cos20
0
=197,335 mm
-Góc profil gôc: α= 20
0
;
-Góc profil răng: α
t

= 20
0
-Góc ăn khớp: α
tw
= 22
0
8’
-Hệ số dịch chỉnh x
t3
=0,27;x
t4
=0,79.
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Các thông số cơ bản của
bộ truyền bánh răng
Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
Bánh chủ
động
Bánh bị
động
Bánh chủ
động
Bánh bị
động
Modul.
Số răng
Hệ số chiều rộng vành răng
m
z
ba

ψ
1.25
20
0,3
1.25
115
0,3
2
33
0,5
2
105
0,5
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
18
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Chiều rộng vành răng
Đường kính vòng chia
Đườn kính vòng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Đường kính vòng cơ sở
Góc nghiêng của răng
Hệ số dịch chỉnh
b
w
d
d
w
d

a
d
f
d
b
β
x
t
30
29,63
29,63
32,13
26,505
27,843
32
0
28’
0
30
170,37
170,37
172,87
167,245
160,095
32
0
28’
0
70
66

66,954
70,832
62,08
62,02
0
0,27
70
210
213,048
216,912
208,16
197,335
0
0,79
2.2.4 Sơ đồ đặt lực chung:
F
t
F
t4
F
t3
F
t1
F'
t1
x
y
z
O
F'

t2
F'
a2
F'
a1
F
a2
F
a1
F
t2
F
'r1
F'
r2
F
r1
F
r2
F
r3
F
r4
v
F
Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có
F
a1
+F’
a1

=0 và F
a2
+F’
a2
=0
Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu.
2.3.CHỌN KHỚP NỐI.
2.3.1.Mô men xoắn cần truyền:
T=T
đc
=20210 Nmm=20,21Nm;
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
19
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Mômen tính T
t
=k.T=1,25.20,21=25,26Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
2.3.2. Chọn nối trục.
Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối
thiểu bằng (0,8…1,2)d
đc
=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các
thông số kích thước chủ yếu sau :
Mômen d D d
0
l C Chốt vòng đàn
hồi
n
max

xoắn Không
quá
d
c
l
c
Ren Số
chốt
Z
Đk
ngoài
Chiều
dài toàn
bộ l
v
(v/ph)
20,21 18 90 20 51 2 10 19 M8 6 19 15 5600
2.3.3. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]
d
=2 (N/mm
2
)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]
u
=60(N/mm
2
)

2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
[ ] [ ]
dd
cv
x
d
dlDZ
TK
σσσ
<==≤= 87,1
10.15.45.4
10.26,25.2
.
2
3
0
; trong đó D
0
=D-d
0
-15
2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
[ ] [ ]
uu
c
cx
u
DZd
lTK
σσσ

<==≤= 66,26
45.10.4.1,0
19.10.26,25
1,0
.
3
3
0
3
2.4 TÍNH TRỤC
2 .4.1 . Thiết kế trục
2.4.1.1. chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có σ
b
= 850 MPa.
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa
2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1 3;

[ ]
3
2,0
τ
k
ksb
T
d =
(mm)
[ ]
MPa

mmNT
20
.19907
1
=
=
τ
=>
17
20.2,0
19907
3
1
==
sb
d
(mm)
Chọn d
1sb
=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=17mm.
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
20
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn

[ ]
MPa
mmNT
20

. 109484,6'
2
=
=
τ
=>
1,30
20.2,0
6,109484
3
2
==
sb
d
(mm)
Chọn d
2
= 35, tra bảng (10.2) ta được chiều rộng ổ lăn: b
20
= 21mm.

[ ]
MPa
mmNT
20
.336815,8
3
=
=
τ

=>
8,43
20.2,0
336815,8
3
3
==
sb
d
(mm)
Chọn b
30
=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b
30
= 25 mm.
2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

l
33
l
32
l
31
l
C33
l
m22
l
m23
b

23
l
22
l
23
l
24
21
l
m33
l
m24

(Sơ đồ tính khoảng cách )
Trị số các khoảng cách:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k
1
=10 mm;
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
21
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k
2
=15 mm;
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k
3
=10mm;
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n

=15…20mm
Với các ký hiệu:
k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc.
i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải
trọng.
l
ki
: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
l
k1
: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;
l
mki
: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i
b
ki
: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k;
l
cki
: khoảng côngxôn trên trục thứ k
l
cki
= 0,5.( l
mki
+b
0
) + k
3
+ h
n

(Với chiều dài moay ơ đĩa xích: l
m33
=(1,2…1,5)d
3
=>l
m33
=60 mm; Chiều dài
moay ơ nửa khớp nối l
m
=(1,4…2,5)d
1
=>l
m14
=50mm; (b
0
là chiều rộng ổ tra theo
đường kính trục trung gian);
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: l
m
=(1,2…1,5)d
k
⇒
l
m12
= l
m13
= 35 mm,
l
m22

= l
m24
= 45 mm, l
m23
= 70mm; l
m32
=70 mm
=> l
c14
= -(0,5.( l
m14
+b
20
) + k
3
+ h
n
)= -(0,5(50+21)+10+15)= -60,5mm
l
c33
= -( 0,5.( l
m33
+b
20
) + k
3
+ h
n
) = -(0,5(60+21)+10+15)= -65,5mm
Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng

10.4 ta có:
- Trục 2: l
22
= 0,5.(l
m22
+ b
0
) + k
1
+ k
2
= 0,5.(45 +21)+10+15=58=>l
22
=58mm

l
23
=l
22
+0,5.(l
m22
+l
m23
)+k
1
= 58+0,5.(45+70)+10 =125,5mm
l
24
= 2l
23

- l
22
= 2.125,5-58=193mm; l
21
= 2l
23
= 251mm
- Trục 3: l
32
= l
23
=125,5mm ;
l
31
= l
21
= 251mm ;
l
33
= l
31
+ l
c33
= 251+65,5=316,5mm;

2.4.1.4.Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục
Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ:
Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ. Theo các thông số tính toán , lực do bộ truyền xích tác
dụng lên trục 3 có chiều ngược với phương Oy, có giá trị:
F

t
=1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N
≈
3333N;
Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ:
Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : F
x14
=(0,2 ÷ 0,3)F
r
; F
r
=2T
1
/D
0
, có
phương trùng với phương Ox .
D
0
là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt. Tra bảng 16.10a ta có
D
0
=50mm ; => F
x14
= 80…119N=> F
x14
=100 N
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
22
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn

F
v
O
z
Fy31
y
x
Fx21
Fx31
Ft
Fx30
Fy32
Fx23
F
x32
Fx14
Fy24
F
x24
Fx11
Fy11
F
z13
Fy13
Fx13
F
z24
Fy23
Fy22

F
x22
F
z22
Fy12
Fx12
Fz12
Fx10
Fy10
Fx20
Fy20
Fy21
Fy30


Lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền được chia thành 3 thành phần :
F
x
: Lực vòng
F
y
: Lực hướng tâm.
F
z
: Lực dọc trục
Trong đó
Với trục 1:
F
x12
= F

x13
=
N672
29,63
2.9953,5
d
2T'
1
1
−=−=−
w

F
y12
= F
y13
=
N344
'28cos32
'20672.tg23
βCos
α.tgF
0
0
1
ωtx13
−=−=
F
z12
=- F

z13
=
N428'28.tg32672β.tgF-
0
x12
==
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
23
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
Với trục 2:
F
x22
=F
x24
= - F
x12
= 672 N;
F
y22
=F
y24
= - F
y12
= 344N;
F
z22
= -F
z24
= - F
z12

= -428 N;

N4,3270
66,954
2.109484,6
d
2.T
F
w3
2
x23
===
≈
3270N;

N3301'8.tg223270α.tgFF
0
twx23y23
===
;
Với trục 3:
F
x32
= - F
x23
= -3270 N;
F
y32
= - F
y13

= - 1330 N;
F
t
=3333N
2.4.1.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ.
Với trục 1: do các bánh răng bố trí đối xứng trên trục, nên ta có:
( )
N344F
2
FF
FF
y12
y13y12
y11y10
==
+
==
F
x11
=
251
5,60.20058.672193.672
11
l
14
.l
x14
F
12

.l
x12
F
13
.l
x13
F
++
=
++
=720N
F
x10
=
x14x11x13x12
FFFF
−−+
=672+672-720-200=424N
Từ đó ta có biểu đồ mônem uốn và các kích thước sơ bộ của trục 1
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
24
Đồ án chi tiết máy GVHD: Nguyễn Lê Văn
x
y
O
z
Fy10
Fx10
Fz12
Fy12

Fy13
Fz13
Fx14
Fx12
Fx13
Fy11
Fx11
19950Nmm
12100Nmm
13610Nmm
9953,5Nmm
19907Nmm
l
14
l
12
l
13
l
11
41810Nmm
48290Nmm
M
x
M
y
T
Mômen tổng uốn và mômen tương đương M
tđkj
ứng với các tiết diện.

2
1
2
110 yx
MMM
+=
=12100Nmm;
NmmTMM
td
2106019907.75,012100.75,0
2222
110
≈+=+=
M
tđ11
=0;
NmmMMM
yx
522504819019950
222
12
2
1212
≈+=+=
NmmTMM
td
5502019907.75,052250.75,0
2222
312

=+=+=
NmmMMM
yx
463254181019950
222
13
2
1313
≈+=+=
NmmTMM
td
471205,9953.75,046325.75,0
2222
313
=+=+=
SVTH: Lê Trọng Tý - lớp: 212ĐACTM01
25