Bản thuyết minh thiết kế môn học công nghệ CAE

Phần 1 :Tính chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền
A> Tính chọn động cơ điện
Số liệu cho trước:
1.Lực kéo xích tải L = 325 (KG)
2. Vận tốc xích tải V = 0,48 (m/s)
3. Bước xích tải t=65 (mm)
4.Số răng đĩa xích z=15
5. Thời gian phục vụ L
h
= 11600 (giờ)
6. Số ca làm việc số ca = 2 ca
7.Chiều cao tâm đĩa xích H=700(mm)
1 Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
1.1/. Công suất cần thiết
P
ct
=
η
t
p


Do tải trọng tĩnh nên:
P
t
= P
lv
=
1000
.vL
= =1,56(Kw)

Hiệu suất của hệ thống:
η = η
k
. η
ol
3
. η
br
2


. η
ot

Trong đó:
=> η = η
k
. η
ol
3
. η
br
2


. η
ot
=0,99.0,99
3
.0,97

2
.0,98. =0,886
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 1
=> P
ct
=
η
t
p
= = 1,76 ( Kw)
1.2/. Tính số vòng quay sơ bộ
n
sb
= n
lv
.u
t
n
lv
= = = 29,54 v/p
u
t
= u
h
= u
1
.u
2

u
h
: Tỷ số truyền trong hộp
u
1
:tỷ số truyền cấp nhanh
u
2
: Tỷ số truyền cấp chậm.

Tra bảng 2.4/21 Ta chọn u
h
= u
br
=22 ;
=> n
sb
= 29,54.22 = 649,88 v/p
1.3/.Chọn động cơ:
Từ các thông số đã có ở trên, ta chọn động cơ 4A112MA8Y3 với các đặc
tính:
N
đc
=705 (v/p): P
đc
= 2,2 (kw) ;T
k
/T
dn
=1,6

Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện:
P
đc
> P
ct
; T
k
/T
dn
>T
mm
/T
Kiểm tra quá tải :
T
T
mm
= 1,4 ≤
dn
k
T
T
= 1,6 => Thỏa mãn
1.4/. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền thực của bộ truyền:
u
t
= n
đc
/n
lv

= = 23,87
Vì đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp dạng khai triển. Theo bảng 3.1 trang 43
“ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí ” ta chọn:
u
1
= 6,86
u
2
= 3,5
1.5/. Công suất trên các trục:
Trục III : P
3
= P
lv
/η
ot
.η
k
)

= 1,56/(0,98.0,99) = 1,61(Kw)
Trục II : P
2
= P
3
/(η
ol
.η
br)
= 1,61/(0,99.0,97) = 1,68 (Kw)

Trục I : P
1
= P
2
/(η
0l
.η
br
)

= 1,68/(0,99.0,97 = 1,75 (Kw)
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 2
1.6/. Số vòng quay trên trục
n
I
=n
đc
=705 (vòng/phút)
n
II
=n
1
/u
1
=705/6,86 =103( vòng/ phút)
n
III
=n
2

/u
2
=103/3,5 =29 ( vòng/ phút)
1.7/. Mômen xoắn trên các trục
Trục động cơ :T
đc
= 9,55. 10
6
.= 9,55.10
6
.= 23841,13 (Nmm)
Trục I :T
I
= 9,55.10
6
=9,55.10
6
. = 23705,67 (Nmm)
Trục II :T
II
= 9,55.10
6
= 9,55.10
6
. = 155766,99 (Nmm)
Trục III :T
III
=9,55.10
6
= 9,55.10

6
.= 530189,66 (Nmm)
BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3
Công suất P, kW 1,76 1,75 1,68 1,61
Tỉ số truyền u 6,86 3,50
Số vòng quay n, vòng/
phút
705 705 103 29
Mômen xoắn T, Nmm 23841,13 23705,67 155766,99 530189,66
Phần 2 : Tính các bộ truyền
Tính bộ truyền trong:
I. Bộ truyền cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 3
1, Chọn vật liệu:
Từ yêu cầu làm việc của bộ truyền:P= 1,75 kW
N= 705 vòng/phút
T
1
= 23705,67 Nmm
U=6,86
Tra bảng 6.1 trang 92 tài liệu [I] ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45, tôi
cải thiện:
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có
Độ cứng : HB = 241…285
Giới hạn bền : σ
b

= 850 Mpa =>
Giới hạn chảy : σ
ch
= 580 Mpa
Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện có
Độ cứng : HB = 192….240
Giới hạn bền : σ
b
= 750 Mpa =>
Giới hạn chảy : σ
ch
= 450 Mpa
2, Ứng suÊt cho phÐp:
[σ
H
] =
HLXHVR
H
H
KKZZ
S

lim
0
σ
(1)
[σ
F
] =
FCFLXFSR

F
F
KKKYY
S

lim
0
σ
(2)
Thiết kế sơ bộ lấy Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1
Y
Y
.Y
S
.K
XF
= 1
Thay vào công thức (1) & (2) ta có:
[σ
H
] =
HL
H
H

K
S
.
lim
0
σ
(3)
[σ
F
] =
FCFL
F
F
KK
S

lim
0
σ
(4)
Theo bảng 6.2/94 ta có:
σ
0
Hlim
= 2.HB +70 ; S
H
= 1,1
σ
0
Flim

= 1,8.HB ; S
F
= 1,75
=> Bánh nhỏ có: σ
0
Hlim1
= 2.HB
1
+70 = 570 MPa
σ
0
Flim1
= 1,8.HB
1
= 450 MPa
=> Bánh lớn có: σ
0
Hlim2
= 2.HB
2
+70 = 550 MPa
σ
0
Flim2
= 1,8.HB
2
= 432 MPa
Do tải đặt 1 phía nên hệ số tải trọng : K
FC
= 1

Hệ số tuổi thọ : K
HL
= 1 ; K
FL
= 1
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 4
Thay (3) vào (4) ta có: [σ
H
] =
1,1
lim
0
H
σ
; [σ
F
] =
75,1
lim
0
F
σ

Ứng suất cho phép trên bánh chủ động:
[σ
H1
] =
1,1
1lim

0
H
σ
=
1,1
570
= 518,8 Mpa
[σ
F1
] =
75,1
1lim
0
F
σ
=
75,1
450
= 257,14 Mpa
Ứng suất cho phép trên bánh bị động:
[σ
H2
] =
1,1
2lim
0
H
σ
=
1,1

550
= 500 Mpa
[σ
F2
] =
75,1
2lim
0
F
σ
=
75,1
432
= 246,8 Mpa
Ứng suất tiếp xúc trong bộ truyền bánh răng nghiêng:
[σ
H
] =
[ ] [ ]
2
21 HH
σσ +
=
2
5008,518 +
= 509,4 Mpa
Kiểm tra điều kiện :
1,25.[σ
H
]

min
= 1,25.500 = 625 > [σ
H
] => Tmđk
3.Ứng suất cho phép khi quá tải
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
Nên :
Bánh chủ động có:
[σ
H1
]
max
= 2,8 . 580 = 1624 Mpa
Bánh bị động có :
[σ
H1
]
max
= 2,8 . 450 = 1260 Mpa
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải quá tải với bộ truyền bánh
răng trụ răng nghiêng là :
[σ
H
]

max
= ( [σ
H1
]
max
+ [σ
H1
]
max
)/2 = 1442 (MPa)
- Ứng suất uốn cho phép khi qua tải
[σ
H
]
max
= 0,8σ
ch
Nên :
Bánh chủ động có:
[σ
F1
]
max
= 0,8 . 580 = 646 Mpa
Bánh bị động có :
[σ
H1
]
max
= 0,8 . 450 = 360 Mpa

4. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 5
- Khoảng cách trục a
w
:
a
w
= K
a
. (u+1)
[ ]
3
2
1
baH
H
u
KT
ψσ
β
Trong đó:
K
a
hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng
6.5, ta có: K
a
= 43Mpa
1/3
.

T
1
= 23705,67 Nmm.
[σ
H
]= 509,4MPa.
U= 6,86
ψ
ba
, ψ
bd
các hệ số, tra theo bảng 6.6 trang 97 tài liêu [I]: ψ
ba
= 0,3
ψ
bd
= 0,53 ψ
ba
(u+1)= 0,53.0,3.(6,86+1)= 1,25
K
Hβ
hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [I], nội suy ta có: K
Hβ
= 1,24
→a
w
= 43.(6,86+1) = 128,6mm
Lấy a
w

= 129mm.
5. Xác định các thông số ăn khớp:
- Xác định môđun:
m= (0,01- 0,02)a
w
= (0,01 … 0,02).129= 1,29 … 2,58
Theo bảng 6.8, ta tra lấy theo tiêu chuẩn m= 1,5
Chọn sơ bộ β =20
0
, do đó cos β= 0,9396.
z
1
= = = 20,6( răng)
Lấy z
1
= 21 răng.
Số răng bánh lớn:
Z
2
= uz
1
= 6,86. 21= 144,06
Lấy z
2
= 144 răng.
Do đó tỉ số truyền thực của bộ truyền là: u
m
= 145/21= 6,905
Cos β=
( )

w
a
zzm
2
21
+
= = 0,965
ð
Vậy β= 15,18
+ Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0,3; x
2
= -0,3
+ Góc ăn khớp: α
tw
= 20
0
Chiều rộng vành răng:
b
w
= ψ
ba
. a
w1
= 0,3 . 129 = 38,7(mm). Chọn b
w
=39
+ Đường kính vòng chia bánh chủ động:
SVTT: Nguyễn Quang Long

GVHD: Dương Tiến Công Page 6
d
w1
=
1
2
+
m
w
u
a
== 32,82
+ Đường kính vòng chia bánh bị động:
d
w2
= 2( a
w
– d
w1
/2) = 2.( 129- 16,41) = 225,18 (mm)
6. Bảng các thông số và kích thước của bộ truyền:
Khoảng cách trục (mm) 129
Modun 1,5
Góc nghiêng răng (độ) 15,18
Số răng bánh chủ động (răng) 21
Số răng bánh bị động (răng) 145
Tỷ số truyền 6,86
Bề rộng bánh răng (mm) 39
Góc ăn khớp (độ) 20
Hiệu suất bộ truyền 0,97

Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm) 23705,67
Số vòng quay trên bánh chủ động (v/p) 705
Công suất trên trục chủ động (KW) 1,75
Giới hạn bền uốn trên bánh chủ động (Mpa) 450
Giới hạn bền uốn trên bánh bị động (Mpa) 432
Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh chủ động (Mpa) 570
Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh bị động (Mpa) 550
Modun đàn hồi vật liệu chế tạo bánh răng (Mpa) 20000
Tuổi thọ của bộ truyền (giờ) 11600
7. Ứng dụng phần mềm Inventor trong thiết kế bộ truyền bánh răng trụ.
- Kích hoạt modun thiết kế chi tiết máy trên phần mềm Inventor: File -> New ->
Standard(mm).iam -> OK
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 7
- Trong môi trường Assembly ta kích chọn mục Design -> Gọi lệnh Spur Gear xuất
hiện hộp thoại Spur Gear Component Generator.
- Thực hiện nhập các thông số hình học thiết kế của bộ truyền trong phần Design
của hộp thoại, các thông số được nhập như trong hình sau:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 8
- Tiếp theo ta thực hiện nhập các thông số
tính toán trong mục Calculation như hình sau:
- Sau khi nhập các thông số thiết kế & thông số tính toán ta kích chọn nút lệnh
Calculate để tính toán bộ truyền bánh răng. Ta được kết quả là mô hình 3D
của bộ truyền & các lực tác dựng từ bộ truyền bánh răng lên trục như sau:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Lực vòng F
t
(N) 1443,761N
Lực hướng kính F

r
(N) 570,411N
Lực dọc trục F
a
(N) 391,72N
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 9
II. Bộ truyền cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng
1, Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có
Độ cứng : HB = 241…285
Giới hạn bền : σ
b
= 850 Mpa =>
Giới hạn chảy : σ
ch
= 580 Mpa
Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện có
Độ cứng : HB = 192….240
Giới hạn bền : σ
b
= 750 Mpa =>
Giới hạn chảy : σ
ch
= 450 Mpa
2.Xác định ứng suất cho phép
[σ
H
] =

HLXHVR
H
H
KKZZ
S

lim
0
σ
(1)
[σ
F
] =
FCFLXFSR
F
F
KKKYY
S

lim
0
σ
(2)
Thiết kế sơ bộ lấy Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1

Y
Y
.Y
S
.K
XF
= 1
Thay vào công thức (1) & (2) ta có:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 10
[σ
H
] =
HL
H
H
K
S
.
lim
0
σ
(3)
[σ
F
] =
FCFL
F
F
KK

S

lim
0
σ
(4)
Theo bảng 6.2/94 ta có:
σ
0
Hlim
= 2.HB +70 ; S
H
= 1,1
σ
0
Flim
= 1,8.HB ; S
F
= 1,75
=> Bánh nhỏ có: σ
0
Hlim1
= 2.HB
1
+70 = 570 MPa
σ
0
Flim1
= 1,8.HB
1

= 450 MPa
=> Bánh lớn có: σ
0
Hlim2
= 2.HB
2
+70 = 550 MPa
σ
0
Flim2
= 1,8.HB
2
= 432 MPa
Do tải đặt 1 phía nên hệ số tải trọng : K
FC
= 1
Hệ số tuổi thọ : K
HL
= 1 ; K
FL
= 1
Thay (3) vào (4) ta có: [σ
H
] =
1,1
lim
0
H
σ
; [σ

F
] =
75,1
lim
0
F
σ

Ứng suất cho phép trên bánh chủ động:
[σ
H1
] =
1,1
1lim
0
H
σ
=
1,1
570
= 518,8 Mpa
[σ
F1
] =
75,1
1lim
0
F
σ
=

75,1
450
= 257,14 Mpa
Ứng suất cho phép trên bánh bị động:
[σ
H2
] =
1,1
2lim
0
H
σ
=
1,1
550
= 500 Mpa
[σ
F2
] =
75,1
2lim
0
F
σ
=
75,1
432
= 246,8 Mpa
Ứng suất tiếp xúc trong bộ truyền bánh răng nghiêng:
[σ

H
] =
[ ] [ ]
2
21 HH
σσ +
=
2
5008,518 +
= 509,4 Mpa
Kiểm tra điều kiện :
1,25.[σ
H
]
min
= 1,25.500 = 625 > [σ
H
] => Tmđk
3.Ứng suất cho phép khi quá tải
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi qua tải
[σ
H
]
max
= 2,8σ
ch
Nên :
Bánh chủ động có:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 11

[σ
H1
]
max
= 2,8 . 580 = 1624 Mpa
Bánh bị động có :
[σ
H1
]
max
= 2,8 . 450 = 1260 Mpa
- Ứng suất uốn cho phép khi qua tải
[σ
H
]
max
= 0,8σ
ch
Nên :
Bánh chủ động có:
[σ
F1
]
max
= 0,8 . 580 = 646 Mpa
Bánh bị động có :
[σ
H1
]
max

= 0,8 . 450 = 360 Mpa
4. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:
- Khoảng cách trục a
w
:
a
w
= K
a
. (u+1)
[ ]
3
2
1
baH
H
u
KT
ψσ
β
Trong đó:
K
a
hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Theo bảng6.5
ta có: K
a
= 49,5Mpa
1/3
.
T

2
= 155766,99 Nmm.
[σ
H
]= 509,4MPa.
U= 3,5
ψ
ba
, ψ
bd
các hệ số, tra theo bảng 6.6 (T97/TL[I]): ψ
ba
= 0,3
ψ
bd
= 0,53 ψ
ba
(u+1)= 0,53.0,3.(3,5+1)= 0,7155.
K
Hõ
hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [I], nội suy ta có: K
Hβ
= 1,027
→a
w
= 49,5.(3,5+1) = 186,5 mm
Lấy a
w
= 187 mm.

5, Xác định các thông số ăn khớp:
- Xác định môđun:
m= (0,01- 0,02)a
w
= (0,01…0,02).187= 1,87 … 3,74
Theo bảng 6.8, ta tra lấy theo tiêu chuẩn m= 2.
Chọn góc nghiêng β =0
0
, do đó cos β = 1.
z
1
== = 41,5
Lấy z
3
= 42 răng.
Số răng bánh lớn:
z
4
= uz
1
= 3,5. 42= 147 răng
+ Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0; x
2
= 0
+ Góc ăn khớp: α
tw
= 20
0

SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 12
Chiều rộng vành răng:
b
w
= ψ
ba
. a
w2
= 0,3 . 187 = 56,1 (mm)
Chän b
w
=56 mm
+ Đường kính vòng chia bánh chủ động:
d
w1
=
1
2
+
m
w
u
a
= = 83,11
+ Đường kính vòng chia bánh bị động:
d
w2
= 2( a
w

– d
w1
/2) = 2.( 187- 41,56) = 290,88 mm
6, Bảng các thông số và kích thước của bộ truyền:
Khoảng cách trục (mm) 187
Modun 2,0
Góc nghiêng răng (độ) 0
Số răng bánh chủ động (răng) 42
Số răng bánh bị động (răng) 147
Tỷ số truyền 3,5
Bề rộng bánh răng (mm) 56
Góc ăn khớp (độ) 20
Hiệu suất bộ truyền 0,97
Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm)
Số vòng quay trên bánh chủ động (v/p) 103
Công suất trên trục chủ động (KW) 1,68
Giới hạn bền uốn trên bánh chủ động (Mpa) 450
Giới hạn bền uốn trên bánh bị động (Mpa) 432
Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh chủ động
(Mpa)
570
Giới hạn bền tiếp xúc trên bánh bị động
(Mpa)
550
Modun đàn hồi vật liệu chế tạo bánh răng
(Mpa)
20000
Tuổi thọ của bộ truyền (giờ) 11600
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 13

7. Ứng dụng phần mềm Inventor trong thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng:
- Kích hoạt modun thiết kế chi tiết máy trên phần mềm Inventor: File -> New ->
Standard(mm).iam -> OK
- Trong môi trường Assembly ta kích chọn mục Design -> Gọi lệnh Spur Gear xuất
hiện hộp thoại Spur Gear Component Generator.
- Thực hiện nhập các thông số hình học thiết kế của bộ truyền trong phần Design
của hộp thoại, các thông số được nhập như trong hình sau:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 14
- Tiếp theo ta thực hiện nhập các thông số tính toán trong mục Calculation như
hình sau:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 15
- Sau khi nhập các thông số thiết kế & thông số tính toán ta kích chọn nút lệnh
Calculate để tính toán bộ truyền bánh răng. Ta được kết quả là mô hình 3D
của bộ truyền & các lực tác dựng từ bộ truyền bánh răng lên trục như sau:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp chậm
Lực vòng F
t
(N) 3748,127N
Lực hướng kính F
r
(N) 1235,367N
Lực dọc trục F
a
(N) 0
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 16
Phần 3: Thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối.

I. Tính trục I.
1.1 Chọn vật liệu.
- Chọn vật liệu: Thép 45 tôi cải thiện
σ
b
= 750 Mpa; σ
ch
= 450 Mpa; [τ] = 15÷30 Mpa
1.2 Xác định các thông số của trục
1.2.1 Các lực tác dụng lên trục.
+ Xét chiều của
các lực
này ta có:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 17
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Lực vòng F
t
(N) 1443,761N
Lực hướng kính F
r
(N) 570,411N
Lực dọc trục F
a
(N) 391,72N
Trục
vào quay
ngược chiều
kim đồng hồ nhin từ đầu trục phải => cq = 1
Bánh răng trên trục là bánh chủ động => cb = 1

Điểm đặt lực của bộ truyền bánh răng phía dưới trục Oz => r > 0
Bánh răng chủ động có hương nghiêng răng phải => hr = 1
F
x12
= F
t
= 1443,761 (N)
F
y12
= -F
r
= -570,411 (N)
F
z12
= F
a
= 391,72 (N)
Lực tác dụng từ khớp nối
Theo công thức F
r
= K
x
. F
t

F
t
= = = 526,8 (N)
F
k

= (0,2…0,3)526,8= 105…158 (N)
Nên F
k
=130(N)
1.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục:
Tính đường kính sơ bộ trục vào
Đường kính sơ bộ trục vào được tính theo công thức:
d
1
=
3
1
].[2,0
x
T
τ
= = 19,91(mm)
[τ]- Mô men xoắn cho phép [τ] = 15 [Mpa].
Chọn d
1
= 20 ( mm)
Với d
1
= 20 (mm) tra bảng 10.2/189 chiều rộng ổ lăn cho trục vào là
b
01
= 15 (mm).
Chiều dài moayở của bánh răng chủ động được tính theo công thức:
l
m12

= (1,2… 1,5)d
1
= (1,2… 1,5)20 = 24…30 (mm)

Chọn l
m12
= 25 (mm)
Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực
Chọn:
- Khoảng cánh từ mặt bên chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc
k
1
= 15 (mm).
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 18
- Khoảng cánh từ mặt bên của ổ đến thành trong của hộp giảm tốc k
2
=
15 ( mm)
- Khoảng cánh từ mặt bên của chi tiết quay ngoài đến nắp ổ k
3
= 15
(mm)
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông h
n
= 20 ( mm)
- Khoảng cánh giữa 2 chi tiết quay trong hộp k
4
= 15 (mm)
Từ các thông số trên ta có thể tính được:

- Khoảng cách từ gối 0 đến tâm bánh răng chủ động
l
12
= (l
m12
+ b
01
)/2 + k
1
+ k
2
= (25+15)/2+15+15= 50 (mm)
- Khoảng cách 2 gối
l
11
= 166 (mm)
- Khoảng cách từ gối 0 đến khớp nối
l
13
= b
01
/2 + h
n
+ k
3
+10 = 15/2 + 20 + 15 + 10 =52,5( mm )
1.2.4 Tính toán phản lực & vẽ biểu đồ momen.
Tính toán phản lực, vẽ biểu đồ moment và tính kết cấu cho trục I Ứng dụng
Modul Design Accelaretor trong Inventor để tính toán trục như sau: trong môi
trường Assembly ta kích vào mục Design gọi lênh Shaft khi xuất hiện hộp thoại

Shaft Component Generator. Trong phần Design của hộp thoại ta nhập thông số
hình học của trục với:
Kiểu trục là hình trụ
Đường kính sơ bộ trục là 20 ( mm)
Chiều dài sơ bộ trục là : l = 166 + 52,5 = 218,5 (mm)

Trong phần Calculate của hộp thoại ta nhập thông số tính toán trục với
Modul đàn hồi E = 2.10
4
( MPa)
Modul trượt G = 8.10
3
( MPa)
Tỷ trọng vật liệu ρ = 7930 (kg/mm
3
)
- Vị trí gối đỡ 1 cánh mặt đầu trục là 0 (mm)(mặt đầu trái của trục)
- Vị trí gối đỡ 0 cách điểm giữa của trục là 52,5 (mm)(mặt đầu phải)
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 19


- Các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng tại vị trí 2 được đặt tại vị trí cách vị trí
giữa trục là 6,75(mm)(về bên phải trục). Chiều của các lực được đặt đúng theo hệ
trục tọa độ Oxyz khi gọi lệnh. F
x13
, F
y13
F
z13

đều có chiều ngược với chiều X, Y, Z.
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 20

- Ngoài ra lực dọc trục từ bánh răng còn gây ra moment uốn
M = d
w1
.F
z13
/2 = 32,637. 391,72 /2 = 6392,3 (Nmm)
và chịu moment xoắn T = F
x22
.d/2 = 1443,761.32,637/2 = 23560 (Nmm)) do lực vòng
của bánh răng gây ra
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 21
Sau khi khai báo các thông số tính toán cho trục vào ta có sơ đồ các lực tác dụng lên lực
như sau:
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 22
Kích chọn nút Calculate ta thu được kết quả tính toán sau:
- Phản lực tại gối đỡ 0: F
z10
= 391,720 (N)
F
x10
= 453,969 (N)
F
y10
= 202,590 (N)

- Phản lực tại gối đỡ 1: F
x11
= 859,792 (N)
F
y11
= 373,160 (N)
- Kích chọn mục Graphs ta thu được kết quả như sau
Biểu đồ lực cắt Q
y
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 23
Biểu đồ lực cắt Q
x
Biểu đồ momen uốn M tổng
Biểu đồ momen uốn M
y
Biểu đồ momen uốn M
x
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 24
Kích chọn mục Ideal Deameter trong phần Graphs để có được kết quả về
đường kính lý tưởng của trục tại các mặt cắt ứng với các tải trọng như sau:
Theo đó ta có:
Đường kính tại mặt cắt lắp bánh răng là: d
12
=23,1814 (mm)
Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 0 bên trái là : d
10
=5 (mm)
Đường kính tại mặt cắt gối đỡ 1 bên phải là : d

11
= 16 (mm)
Để đảm bảo về mặt kết cấu cũng như độ bền của trục ta chọn:
d
12
=25 (mm) d
10
=d
11
= 20 (mm)
Các thông số khác: + ở 2 đầu của trục có vát mép 1x45
0
+ Môi bậc trục đều có vo cung r = 0,5 (mm)
Tuy nhiên do bánh răng nhỏ của bộ truyền cấp nhanh quá nhỏ để đảm bảo độ bền
cho bánh răng ta chọn phương án làm bánh răng liền trục.
SVTT: Nguyễn Quang Long
GVHD: Dương Tiến Công Page 25