THUYẾT MINH TÍNH TOÁN THIẾT kế đồ án THIẾT kế máy THIẾT kế hệ THỐNG THÙNG TRỘN đề số 06 phương án 7

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM
KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY
BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
 0o0 

THUYẾT MINH TÍNH TỐN THIẾT KẾ
ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY - MDPR310423

HỌ & TÊN SINH VIÊN: Vũ Hải Vinh
MSSV: 19143132
GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: Hồ Ngọc Bốn
GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

n


NHẬN XÉT, ĐÁNH GIÁ CỦA GIÁO VIÊN
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………

………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………

n


LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trị quan
trọng trong cơng cuộc cơng nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa
học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người
lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an tồn cho người lao động trong q
trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần
đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cách nghiêm túc ngay
từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy
có bước đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí
sẽ gắn cuộc đời mình vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường
tượng ra được cơng việc tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường
học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi sinh viên. Khơng
những thế q trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng
mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần
mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến

thức trong những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ
thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của
thầy Thạc sĩ Hồ Ngọc Bốn cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của
các thầy cô là nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường
học tập, rèn luyện đầy gian lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ
mắc phải những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ
phía các thầy cô. Em xin chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Vũ Hải Vinh

MỤC LỤCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCCC TÀI LIỆU THAM KHẢOOOOOOOO

n


Trường ĐHSPKT TP.HCM
Khoa : Cơ khí Chế tạo máy
Bộ mơn: Cơ sở Thiết kế máy

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY, MMH: MDPR310423
THIẾT KẾ HỆ THỐNG THÙNG TRỘN

SVTH : Vũ Hải Vinh

Đề số: 06 -- Phương án: 7
MSSV: 20143408

GVHD : Hồ Ngọc Bốn

Chữ ký:

Ngày nhận đề:

Ngày bảo vệ:

I. ĐỀ BÀI:

D

1. Động cơ điện
2. Bộ truyền đai thang
3. Hộp giảm tốc
4. Khớp nối
5. Thùng trộn
Hình 1: Sơ đồ động

Hình 2: Mơ hình thùng trộn

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 l∆u/ul≤ 5%

n


Số liệu cho trước:
ST

T

Tên gọi

1

Năng suất Q (kg/giờ)

2

Đường kính D (m)

3

Trọng lượng vật liệu trộn Gv (N)

4

Góc nâng vật liệu a (độ)

Giá trị

6. 01 bản thuyết minh tính tốn (tóm tắt)
7. 01 bản vẽ chi tiết (khổ A3, vẽ chì)
8. 01 bản vẽ lắp HGT (khổ A0, bản in)
9. Nộp file mềm (thuyết minh, bản vẽ) trên trang Dạy học số
II.GSGDFG
III. NỘI DUNG THUYẾT MINH
1. Tính tốn cơng suất và tốc độ của trục công tác
2. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

3. Tính tốn các bộ truyền:
 Tính tốn bộ truyền ngồi HGT
 Tính tốn bộ truyền trong HGT
4. Tính tốn thiết kế trục - then
5. Tính chọn ổ lăn
6. Tính tốn vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn khớp nối và các chi
tiết phụ
7. Lập bảng dung sai lắp ghép
IV. TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN
Tuần

Nội dung thực hiện

01

- Giới thiệu môn học

02

- Nhận đề đồ án môn học
- Phổ biến nội dung, yêu cầu ĐAMH

03

- Tính tốn cơng suất, tốc độ trục cơng tác

04

- Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

n

GVHD


05

Tính tốn bộ truyền ngồi HGT một trong
hai bộ truyền sau:
 Bộ truyền đai
 Bộ truyền xích

06

- Tính tốn bộ truyền trong HGT

- Tính tốn thiết kế trục và vẽ kết cấu trục - then
07-09 - Chọn ổ
- Chọn khớp nối
10

- Tính tốn vỏ hộp
- Xác định kết cấu các chi tiết máy
- Chọn các chi tiết phụ

11-13 - Lập bản vẽ
14

- Hoàn thiện thuyết minh ĐAMH

15

- Nộp cho GVHD chấm điểm

n


Phần I: TÍNH TỐN CƠNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ CỦA
TRỤC CÔNG TÁC
1.1 Chiều dài thùng trộn L (m)
L=m.K.D.tg(
 = .200.0.55.tg(3°)
= 1.92 (m)
1.2Tốc độ quay của thùng n (v/ph)
a) Tiết diện ngang của thùng

Q= 60. .
.L.m.n.tg(
b) Tốc độ quay của thùng
n=¿
67.57( )

1.3 Công suất cần cung cấp cho thùng
𝑃1(𝑘𝑊) : Công suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp.
P1=

G v . R 0 . ( 1−cosα ) . w
. 10−3
α
π .n

Trong đó: w= 30
¿

π .67,57
30

n


𝛼(𝑟𝑎𝑑) =
P
1=

π . α (độ) π .82
=
180
180

(

π
( )) . 67.57
30
.10

1
82π
2500. .0.55. 1−cos
3

180
82 π
180

−3

¿ 1.95 (Kw)
P2 ( kW ) : Công suất trộn vật liệu
−3
P2=G v . R0 . w . sinα .10
¿ 2500.

( )

0.55 67.57 π
82 π
.
. sin
. 10−3
3
30
180

=3,21(Kw)
P3 ( kw ) : Công suất mất mát do ma sát ở ổ trục thùng trộn
𝑃3 = 0,1(𝑃1 + 𝑃2)
=0.1(1,95+3,21)
=0,52(kw)
𝑃𝑡ả𝑖 = 𝑃1 + 𝑃2 + 𝑃3
=1,95+3,21+0,52

=5,68(kw)
1.4 Thông số đầu ra
a) Công suất P trên trục thùng trộn là 5,68(kw)
b) Số vòng quay n trên trục thùng trộn là 67,57 vòng/phút

Phần 2: CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1 Chọn động cơ điện
Với công suất và tốc độ trục công tác đã xác định ở phần 1, cụ thể là:
P = 5,68(kW)
n = 67,57 (v/ph)
Hiệu suất dẫn động của hệ thống:
η = ηđ. η𝑏𝑟. η𝑛𝑡. ηô3
= 0,96.0,98.1. 0,993
= 0,91
Công suất cần thiết trên trục động cơ
Pct =

Pt
η

n


5,68
0,91
¿ 6,24 (kw)
¿

Chọn TST sơ bộ:
Tỉ số truyền ngoài un (bộ truyền đai uđ)

𝑢đ = 3
Tỉ số truyền trong hộp giảm tốc uh (hộp giảm tốc 1 cấp bộ truyền bánh răng
trụ)
𝑢ℎ = 4,5
Tỉ số truyền sơ bộ theo công thức
𝑢𝑠𝑏 = 𝑢đ × 𝑢ℎ = 3.4,5=13,5
Số vịng quay sơ bộ động cơ:
𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 × 𝑢𝑡 = 67,57 × 13,5= 912,2 (𝑣/pℎ)
Từ công suất cần thiết và tốc độ đồng bộ đã xác định, chọn động cơ điện phù
hợp:
n đc=950(

v
) P =7,5(kw) Động cơ 160M6A 85,5 0,79
ph đc

2.2 Phân phối tỉ số truyền
Tính tỉ số truyền chung của hệ thống 𝑢𝑡
Ut=

nđc 950
=
=14,06
nlv 67,57

Tỉ số truyền của bánh răng trong hộp giảm tốc

U h =5

Chọn tỉ số truyền của bộ truyền đai theo tiêu chẩn

u

14,06
t
𝑢đ = u = 5 =2,81 chọnu đ =2,8
h
Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền

u=uđ . uh =2,8.5=14
|ut −u| |14,06−14|
∆ u=
=
=0,4 % ≤ 4 %
u
14

Vậy thỏa điều kiện sai số cho phép
Tính các thông số trên trục
- Công suất trên các trục
Plv
5,68
=
=5,74( kw)
ηô . ηnt 0,99.1
P2
5,74
𝑃1 = η . η = 0,99.0,98 =5,92(kw)
ô
br
P1

5,92
𝑃𝑐𝑡 = η . η = 0,99.0,96 =6,23(kw)
ơ
đ
P2=

- Số vịng quay trên các trục

n


n đc 950
v
=
=339,29( )
uđ 2,8
ph
n 1 339,29
v
n2 = =
=67,86( )
uh
5
ph
n2 67,86
v
n3 = =
=67,86( )
u nt
1

ph
n1 =

- Mômen trên các trục
6

9,55. 10 . P ct 9,55. 106 .6,23
=
=62627,89( N .mm)
nđc
1430
6
9,55.10 . P1 9,55. 106 .5,92
T 1=
=
=166630,32 ( N . mm )
n1
339,29
6
9,55.10 . P2 9,55. 106 .5,74
T 2=
=
=807795,46 ( N .mm)
n2
67,86
6
9,55. 10 . P vl 9,55.106 .5,68
T lv=
=
=802782,30(N . mm)

nvl
67,57
T đc =

2.3 Bảng thơng số

Cơng suất
P,kW
Tỉ số truyền
U
Số vịng quay
n,v/ph
Moommen
xoắn T,N.mm

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục cơng tác
(trục làm
việc)
5,68

6,24

5,92

5,74

uđ =2,8

ubr =5

ukn =1

950

339,29

67,86

67,86

62627,89

166630,32

807795,46

802782,30

PHẦN 3: TÍNH TỐN CÁC BỘ TRUYỀN NGỒI BỘ
TRUYỀN ĐAI THANG
3.1 Thơng số đầu vào
- Công suất trên trục dẫn p1= pct =¿ 6,24

n

- Tốc độ quay trên trục dẫn n1 =nđc =950 v / ph
- TST cho bộ truyền đai u=uđ =2,8
- h: Chiều cao đai: 10,5 (mm)
3.2 Trình tự thực hiện
- Chọn loại đai và tiết diện đai
Có 3 loại đai gồm: Đai thang thường, đai thang hẹp và đai thang rộng
=> Dựa vào công suất p1=6,24 và tốc độ n1 =950 v / ph tra bảng ta chọn đai thường
loại B

Chọn loại tiết diện đai thường
3.3 Chọn đường kính 2 bánh đai
- Xác định đường kính bánh đai dẫn d 1 ta chọn d 1 ≈1,2 d min
=> Chọn d 1=160 mm theo tiêu chuẩn
- Kiểm tra lại vận tốc bánh đai dẫn
v1 =

π . d 1 . n1 π .160 .950
=
=7,96 m/s< 25 m/s
60000
60000

-Với ε = 0,02 đường kính bánh đai dẫn
u . d 1 2,8.160
=
=457,14 v / ph
1−ε 1−0,02
=> Chọn d 2=450 mm theo tiêu chuẩn

d 2=

-Tỉ số truyền thực tế
ut =

d2
450
=
=2,87
d 1 .(1−ε ) 160.(1−0,02)

-Kiểm tra sai lệch của tỉ số truyền

n


∆ u=

|ut −u| |2,87−2,8|
=

u

2,8

=2,5 % ≤ 3 %

Vậy thỏa điều kiện cho phép
- Xác định khoảng cách trục

Chọn a theo bảng 4.14 và trị số a phải thỏa công thức (4.14)

Với u=2,8 ta có a=1,08. d 2=1,08.450=486(mm)
-Kiểm tra a có thỏa điều kiện hay không
Khoảng cách trục sơ bộ: amin <= a <= amax
amin =0,55(33+d2)+h = 0,55.(450+160)+10,5=346(mm)
amax =2(d1+d2) = 2(160+450) =1220(mm)
Vậy a=486 (mm) thỏa điều kiện
-Tính sơ bộ chiều dài đai

¿ 2.486+

2

π .( 160+450) ( 450−160 )
+
=1973,45(mm)
2
4.486

Chọn L:chiều dài đai tiêu chuẩn chọn L=2000(mm)
-Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1 giây

v
7,96
i= =
=3,98l 2000.10−3

Nên thỏa mãn kiểm nghiệm

3.4Tính chính xác khoảng cách trục
k + √ k 2−8 Δ2
a=
4

Trong đó:
k =L−
Δ=

π . ( d 1 +d 2 )
2

=2000−

π . ( 160+450 )
=958,19
2

d 2−d 1 450−160
=
=145
2
2

Thay vào cơng thưc vậy a=456,04(mm)
3.5 Tính góc ơm α 1 theo bánh đai dẫn

n

°

°

α 1=180 −57 .

( d2 −d 1 )
a

°

°

=180 −57 .

( 450−160 )
°
°
=143,75 >120
456,04

Nên thỏa điều kiện về góc ơm
3.6Tính các thơng số đai
-Tính số dây đai theo cơng thức (4.16)
Z=

P1 . k d

[ P 0 ] . C α . Cl .C u .C z

Trong đó:
Kđ=1+0,1=1,1:Tải trọng khơng đổi,làm việc 2 ca

P1=6,24 ( KW )
[ P0 ]=2,52 (Với đai B, v=7,96,,d 1=160 )
Với α 1=143,75° tra bảng (4.15) ta có C α =0,90
l 2000 25
Với l = 2240 = 28 tra bảng (4.16) ta có C l=0,97
0
Với u=2,8 tra bảng (4.17) ta có C u=1,138
P1

6,24

Với P = 2,52 =2,48 tra bảng ta có C z =0,95
[ 0]
z=

6,24.1,1
=2,89
2,52.0,9.0,97 .1,138 .0,95

Vậy chọn z=3 đai
-Tính chiều rộng bánh đai:
Với t=19,e=12,5(Với e và t tra theo bảng 4.21)
B = (z -1).t + 2e = (3-1).19 + 2.12,5 = 63 (mm)
-Đường kính ngồi bánh đai

d a =d +2. h0=160+2.4,2=168,4 mm

Với h 0=4,2

3.7 Xác định lực căng đai,lực tác dụng lên trục
-Lực căng đai
780. P . K đ
780.6,24 .1,1
+ F v=
+11,28=260,39
v . Cα . z
7,96.0,9.3
F v =q m . v 2=0,178.7,96 2=11,28 N
F 0=

-Lực tác dụng lên trục
F r=2. F 0 . z . sin

=1484,82 N
( α2 )=2.260,39 .3 . sin ( 143,75
2 )
1

n


Kết quả tính
tốn

Đơn
vị

Cơng suất trên trục dẫn

6,24

kW

Tốc độ quay trục dẫn

950

v/ph

Thơng số

Kí hiệu

Tỉ số truyền

uđ

Loại đai

B

2,8

Đường kính bánh đai nhỏ

160

mm

Đường kính bánh đai lớn

450

mm

Số đai

z

3

Khoảng cách trục

a

456,04

mm

143,75

Độ

Lực căng ban đầu

260,39

N

Lực tác dụng lên trục

1484,82

N

Góc ơm bánh đai nhỏ

1

PHẦN 4 : TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG
4.1 Thơng số đầu vào
+ Trục dẫn của bộ bánh răng lắp trên trục vào của HGT. Thông số đầu vào lấy trên
trục vào của HGT. Xem ví dụ ở bảng trên.
+ Cơng suất trên trục bánh răng dẫn : P1=5,92( Kw )
+ Tốc độ quay trục bánh rang dẫn :n1 =339,29 vòng/ phút
+ Tỉ số truyền u=5
+Momen xoắn trục bánh rang dẫn: T 1=¿166630,32(N.mm)
+ Thời gian làm việc:5 năm

Vật liệu

Nhiệt luyện Gh bền σ b

n

Gh chảy σ ch Độ cứng
HB

BR dẫn

Thép C45

Tôi cải
thiện

850 MPa

580 MPa

241-285

BR bị dẫn

Thép C45

Tôi cải
thiện

750 MPa

450 MPa

192-240

Chọn độ cứng HB1 = 245; HB2 = 230
4.2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép

Ứng suất tiếp cho phép

σ 0Hlim . k HL
[σ ¿¿ H ]=
. Z R . Z V . K XH ¿
SH
0
σ Hlim :giới hạn bền mỏi tiếp xúc của mặt rang ứng với chu kì cơ sở
K HL :Hệ số tuổi thọ
S H :Hệ số an toàn
Z R :Hệ số ảnh hưởng đến độ nhám mặt rang
ZV :Hệ số ảnh hưởng đến tốc độ vòng
K xH :Hệ số ảnh hưởng đến kích thước bánh rang
Tính sơ bộ : Z R . Z V . K xH =1
0
σ Hlin . K HL
Suy ra [ σ H ]=
SH

Theo bảng 6.2 với thép C45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 180-350
4.3. Xác định ứng suất cho phép

- Tính σ oHlim ứng suất tiếp xúc cho phép theo (bảng 6.2 trang 94[1]):
+σ oHlim1=2 HB 1+ 70=2.245+70=560 MPa
+σ oHlim2=2 HB 2 +70=2.230+70=530 MPa
- Tính σ oFlim tra bảng 6.2:
o

σ Flim1=1,8. HB 1=1,8.245=441 MPa
σ oFlim2=1,8. HB 2=1,8.230=414 MPa

- Hệ số an toàn SH=1,1 (bảng 6.2 [1])
- Hệ số an tồn khi tính về uốn: SF=1,75
- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải: KFC=1
- Hệ số tuổi thọ KHL:

√

N HO
=1
N HE
-Theo (6.5) N HO=30. HB2,4 (số chu kì cơ sở khi tính độ bền tiếp xúc)
-Theo (6.6) N HE=N FE=60. c .n . t ε (số chu kì chịu tải của bánh rang đang xét)
K HL=

mH

c:số lần ăn khớp của bánh rang trong một lần quay(=1)
n:số lần quay của bánh rang vòng /phút(=950)

n


t :tổng số giờ làm việc(18000 giờ)
2.4

2.4

7

N HO 1=30. HB =30. 245 =1,6. 10
N HO 2=30. HB2.4 =30. 2302.4=1,39.107
N HE 2=6.05 . 107 > N HO 2 nên K HL2=1
N HE 1> N HO 1 nên K HL1=1

Trong đó:

σ 0HLIM . K HL
[ σ H ]= S
H
560.1
[ σ H 1 ] = 1,1 =509,09
530.1
[ σ H 2 ] = 1,1 =481,82

Với bánh răng nghiêng

[ σ H ]=

[ σ H 1 ]+ [ σ H 2 ]

Theo 6.2

2

=495,46( MPa)<1,25 [ σ H 2 ]

Với K FC . Y R . Y S . K xF =1
Theo (6.7) N FE=60. c . n . t ε
Suy ra N FE 2=11,3.107 > N FO=4. 106

Vậy K HL1=K HL2=1

441.1.1
=252( MPa)
1,75
414.1.1
σ F2=
=236,57 (MPa)
1,75

σ F1=

- Ứng suất cho phép khi quá tải
Ứng suất quá tải: phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện

n


Đối với bánh răng thường hóa (HB ≤ 350)
Với [ σ H ]max có cơng thức 6.13
[ σ H ]max =2,8.σ ch 2=2,8.450=1260 MPa
[ σ F ]max =0,8.σ ch2=0,8.450=464 MPa
4.4 Xác định khoảng cách trục sơ bộ
- Khoảng cách trục sơ bộ: (cơng thức 6.15a [1] )

Trong đó:
u=5

K a =43 ( Tra bảng 6.5 )
T 1=166630,32(Nmm)

Ψ ba=0,3 (bảng 6.6)
Ψ bd =0,5.Ψ ba .(u+1)
Suy ra Ψ bd =0,9
K Bh=1,03: hệ số phân bố không đều tải trọng (bảng 6.7 [1])
[ σ H ]=495,46(MPa)

√

a w =43. ( 5+1 ) . 3

Chọn a w =200

166630,32.1,03
=200,01(mm)
2
0,3. 495,46 .5

4.5. Xác định các thống số ăn khớp
Mơđun:
- Mơđun pháp : m= (0,01÷0,02).a w=(0,01÷0,02).200=2÷4 mm

Chọn m=2,5 mm
Xác định số rang và góc nghiêng
-Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10°
Số răng bánh nhỏ tính theo cơng thức 6.19[1]
z 1=

2. AW
2.200 . cos ⁡(10)
=

=26,26
mn (u+1)
2,5(5+1)

Lấy z 1=26
- Số bánh răng bánh lớn : z 2=u . z1 =5.26=130

n


z

130
2
-Tỉ số truyển thực :ut = z = 26 =5
1

-Góc nghiêng bánh răng:cos ( β )=

m(z 1+ z 2) 2,5(26+ 130)
=
=0,975
2. aw
2.200

=12,84°
4.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

√

Z M . Z H . Z ε 2.T 1 . K Hβ . K Hα . K Hϑ .(u+1)
.
≤[σ H ]
d w1
bw .u

σ H=

α =20° (bảng 6.11),α tw =20,47, β b=12,05

ZH=

√

ZM=
zε =

√

√

√

2.cos ⁡( β b )
2. cos ⁡(12,05)
=
=1,73
sin ⁡(2. α tw )
sin ⁡(2.20,47 °)

2. E 1 . E2
2

π .[ E2 . ( 1−μ1 ) + E1 . ( 1−μ2 ) ]

¿ 274 (MPa)1 /3 (tra bảng 6.5)

1
εα

Với

n


[

ε α = 1,88−3,2

[

¿ 1,88−3,2

( Z1 + Z1 )] . cos ( β )
1

2

( 261 + 1301 )] . cos ( 12,84 )

¿ 1,74

√ √

1
Vậy z ε = =¿
εα

1
=0,76
1,74

Tính đường kính vịng lăn bánh nhỏ và vận tốc vịng
d w 1=
v=

2 aw 2.200
=
=66,67
ut +1 5+1

π . d w 1 . n1 π .66,67 .339,29
m
=
=1,18( )
60000
60000
s

Theo bảng 6.13 ta chọn được cấp chính xác 9

Và theo bảng 6.14 dựa vào cấp chính xác 9 ta chọn được K Hα =1,13
Chiều rộng vành khan b w =Ψ ba . aw=¿ 60
v H =δ H . g0 . v

√

√

aw
200
=0,002.73 .1,18 .
=1,09
u
5

Với δ H tra bảng 6.15 có giá trị là 0,002 và g0 tra bảng 6.16 với cấp chính xác 9 có
giá trị là 73
K Hϑ =1+

v H . bw . dw 1
1,09.60 .66,67
=1+
=1,01
2. T 1 . K Hβ . K Hα
2.166630,32.1,03 .1,13

Từ các hệ só trên ta tính được
σ H=

√

Z M . Z H . Z ε 2.T 1 . K Hβ . K Hα . K Hϑ .(u+1)
=
.
d w1
bw .u

√

274.1,73.0,76 2.166630,32.1,03 .1,13 .1,01,( 5+1)
.
66,67
60.5

=478,31 (MPa)
Xác định ví trí chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

n


Theo cơng thức (6.1),(6.1a) với cấp chính xác 9 ta được Ra =2,5 … … .1,25 μm do đó
Z R=0,95,d a <700 mm nên K xH =1,v=1,18 nên Z v =1

[ σ H ]=[ σ H ]sb . Z R . Z v . K xH =495,4.1.0 .95.1=470,63( MPa)
Như vậy σ H > [ σ H ] và

|σ H − [ σ H ]|=|478,31−470,63|=1,6 %< 4 %
[σ H ]

470,63

Vậy thỏa mãn độ bền tiếp xúc
b w =b w .

( )

σH
478,31
=60.(
)=60,98 (mm)
470,63
[σH ]

4.7 Kiểm nghiệm răng và độ bền uốn
2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F 1
Với: K F=K Fβ . K Fα . K Fϑ =1,53
bw . d w 1 . m
Tra bảng 6.7 ta nội suy KF b =1,09

σ F1=

Tra bảng 6.14 từ cấp chính xác và vận tốc ta tìm được K F α =1,37
1

[

)]

(

1 1
Tính Y ε = ε với ε α = 1,88−3,2 Z + Z . cosβ
1
2
α
Y β=1−

Ta có:

β
140 °

ε α =1,74=¿ Y ε =

1
=0,57
1,74

°

12,84
Y β=1−
=0,91
140 °
vF . bw . dw 1
2. T 1 . K Fβ . K Fα
a
200
v F =δ F . g0 . v w =0,006.73 .1,18
=3,27

u
5
vF . bw . dw 1
3,27.60,98 .66,67
K Fϑ=1+
=1+
=1,027
2. T 1 . K Fβ . K Fα
2.166630,32 .1,09.1,37
Số răng tương ứng với cos ( β )=0,975
Z1
26
Z v1 = 3 = 3
=28
cos β cos 12,84 °
K Fϑ=1+

√

√

n


Z v2 =

Z2
3

cos β

=

130
=140
cos 12,84 °
3

Hệ số dịch chỉnh

x 1=x 2=0
Y F 1=3,84 (bảng 6.9)
Y F 2=3,6 (bảng 6.9)
Y R=1
K xF =1

Với m=2,5 ,theo cơng thức 6.2 ,6.2a ta có

Y S =1,08−0,0695. ln ( m )=1,08−0,0695. ln ( 2,5 )=1,016
[ σ F 1 ] =[ σ F 1 ] . Y R .Y S . Y xF =252.1.1,016 .1=256,03(MPa)
[ σ F 2 ] =[ σ F 2 ] .Y R .Y S .Y xF =236,57.1.1,016 .1=240,36(MPa)
2. T 1 . K F . Y ε . Y β .Y F 1 2.166630,32.1,53 .0,57 .0,91.3,84
=
=99,92 ( MPa )< [ σ F 1 ]
bw . d w 1 . m
60,98.66,67 .2,5
σ F 1 . Y F 2 99,92.3,6
σ F2=
=
=94,66 ( MPa ) < [ σ F 2 ]

Y F1
3,8
σ F1=

Vậy thỏa mãn điều kiện về uốn
4.8 Kiểm nghiệm kết quá tải

T max
=1 T max:momen xoắn quá tải,T :momen xoắn danh nghĩa
T
σ H =470,63
σ Hmax =σ H . √ K qt =478,31 ( MPa ) < [ σ H ]max
σ F 1 max =σ F 1 . K qt =99,92 ( MPa ) < [ σ F 1 ] max
σ F 2 max =σ F 2 . K qt =94,66 ( MPa ) < [ σ F 2 ] max
K qt =

Vậy thỏa mãn điều kiện về q tải
4.9 Đường kính vịng chia và đường kính vịng lăn

m . Z1
2,5.26
=
=66,67 (mm)
cosβ cos 12,84 °
m . Z2
2,5.130
d 2=
=
=333,34 (mm)
cosβ cos 12,84 °

d a 1=d 1+2 m=66,67+ 2.2,5=71,67( mm)
d a 2=d 2+2 m=333,34 +2.2,5=338,34 (mm)
d f 1=d 1−2 m=66,67−2.2,5=61,67(mm)
d f 2=d 2−2 m=333,34−2.2,5=328,34(mm)
d 1=

Thông số
Khoảng cách trục

Các thông số của bánh răng
Ký hiệu
Giá trị
aw
200

n

Đơn vị
mm


mn
ut

Mơ đun
Tỉ số truyền
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng
Góc ăn khớp
Số răng bánh nhỏ

Số răng bánh lớn
Đường kính vịng chia
bánh nhỏ
Đường kính vịng chia
bánh lớn
Ứng suất tiếp xúc trên
mặt răng

Thơng số
Cơng suất trục
bánh răng dẫn
Tốc độ quay của
trục dẫn
Mmoment xoắn
trên trục dẫn
Tỉ số truyền
Thời gian làm việc
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Tỉ số truyền
Chiều rộng vành
răng
Góc nghiêng
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

2,5
5
60,98

b

mm

β
α tw
Z1
Z2
d1

12,84
20,47 °

26
130
66,67

mm
Độ
Độ
Răng
Răng
mm

d2

333,34

mm

σH

478,31

Mpa

Kết quả tính tốn
Ký hiệu
Giá trị
P1
5,92

Đơn vị
kW

n1

339,29

vòng/phút

T1

166630,32

Nmm

u

5
18000
200
2,5
5
50,98

Lh
aw
mn
ut

b

Giờ
mm
mm
mm

β
α tw
Z1
Z2
dw 1

12,84 °
20,47 °

26
130
66,67

Độ
Độ
Răng
Răng
mm

dw 2

333,34

mm

da1

71,67

mm

n


đỉnh bánh nhỏ
Đường kính

vịng đỉnh bánh
lớn
Đường kính vịng
đáy nhỏ
Đường kính vòng
đáy lớn
Ứng suất tiếp xúc
trên mặt răng
Lực vòng
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

da2

338,34

mm

df 1

61,67

mm

df 2

328,34

mm

σH

478,31

Mpa

Ft
Fr
Fa

N
N
N

Phần 05: TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC VÀ VẼ KẾT CẤU
TRỤC – THENCHỌN Ổ CHỌN KHỚP NỐI

5.1. NỐI TRỤC ĐÀN HỒI
5.1.1 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 moment xoắn nhỏ và trung bình (đến 10000 N.mm).
Trục II: P2=5,74 (kW )

n2 =67,86(

vg
)
ph

Moment danh nghĩa truyền qua nối trục:
T =9,55. 106

P2
5,74
=9,55. 106 .
=807795,46 ( N . mm )=807,8(N .m)
n2
67,86

Moment xoắn tính tốn

T t=k .T =1,6.807,8=1292,48(N . m)

n


Chọn kích thước khớp nối:
dm L
T,N.m d D
2000

l

63 260 120 175 14
0

d1

D0

110 200 8

Các kích thước cơ bản của vịng đàn hồi:
dc
d1
D2
T,N.m
L
2000

24

M16

32

n max

Z

95

B

2300 8

l1

52

-Kiểm nghiện điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:

B1

D3

l2

70 48 48

48

l2

24

2. k .T
≤[σ d ]
z . D0 . d c . l3
Với [σ d ] là ứng suất dập cho phép của vòng cao su ([ σ d ]=2 ÷ 4 MPa )
2.1,6 . 807795,46
=> σ d= 8.200 .24 .44 =1,53(MPa) ≤[σ d ]

σ d=

Vậy thoả mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi
Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt:

n

l1

l3

44

h
2


σ u=

k . T . l0

≤[σ u ]
3
0,1. D0 . d c . z
Với [σ u ] là ứng suất dập cho phép của chốt ([ σ u ]=60 ÷ 80 MPa )
l
48
Với l0=l1 + 2 =48+ =72
2
2
1,6. 807795,46 .72
=42,07 (MPa)≤[σ u ]
=>σ u=
3
0,1.200 .24 .8

Vậy thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt
Vậy các thông số của khớp nối như trên được chấp nhận.
5.1.2 Phân tích lực trên khớp nối
Lực trên khớp nối: Có 2 thành phần lực
2. T t 2.1292480
=
=9942,15(N)
D
260
+ Lực hướng tâm: F r=0,25. F t=0,25.9942,15=2485,54(N )

+ Lực vịng: F t=

5.2 Tính tốn thiết kế trục
5.2.1 Chọn vật liệu
Đối với trục ở máy móc quan trong như hộp giảm tốc, chịu tải trọng trung bình ta
dùng thép C45 tơi cải thiện có σ b=750 MPA , σ ch=450 Mpa
5.2.2 Tải trọng tác dụng lên trục
a) Lực tác dụng từ bộ truyền bánh trụ răng nghiêng
+ F t : Lực vòng.
+ F r : Lực hướng tâm.
+ F a : Lực dọc trục.
Trị số:
2.T 1

2.166630,32
=4998,66(N )
66,67
tg(20,47° )

tgα
+ F r 1=F r 2=F t 1 . cosβ =4998,66. cos ⁡(12,84 °) =1913,80(N )

+ F t 1=F t 2= d =
w1

n