Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Bộ truyền đai thang Bộ truyền bánh răng docx

1

Ví dụ số liệu của đề:
Động cơ Æ Bộ truyền đai thang Æ Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Æ Nối
trục đàn hồi Æ Bộ phận công tác ( Xích tải ).
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F (N) : 2000
Vận tốc xích tải, v (m/s) : 5
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13
Bước xích tải, p (mm) : 110
Thời gian phục v
ụ, L (năm) : 5
Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T
1
= T ; t
1
=60s; T
2
=0.6T; t
2
=12s.
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ± 5 %
==========================================================
PHẦN 1 :

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
CHO HỆ THỐNG

1.1 Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ :

* Công suất cực đại trên trục xích tải
kW
vF
P
t
10
1000
52000
1000
max
=
×
=
×
=

* Công suất đẳng trị trên trục xích tải
∑
∑
=
i
ii
dt
t
tP
P
.
2

=>
max
22
max
21
2
2
21
2
1
9452.0
1260
126.0601
PP
tt
tPtP
P
dt
=
+
×+×
=
+
+
=

kWP
dt
452.9109452.0 =×=
* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống :

903.0995.0196.095.0
22
=×××==
∑ olkbrd
ηηηηη

* Công suất cần thiết trên trục động cơ :
2

kW
P
P
dt
ct
47.10
903.0
452.9
===
∑
η

* Chọn động cơ :
Căn cứ theo P
ct
, ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà
máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất
3K160S2 P
dc
= 11KW n
dc

= 2940v/ph
3K160S4 P
dc
=11KW n
dc
= 1460v/ph
3K160L6 P
dc
=11KW n
dc
= 980v/ph
=> Ta chọn động cơ 3K160S4 , n
dc
= 1460v/ph

1.2 Phân phối tỉ số truyền :

* Số vòng quay trục xích tải
phv
Zp
v
n
c
m
/8.209
13110
510.610.6
44
=
×

×
=
×
×
=
* Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống :
96.6
8.209
1460
. ====
∑
m
dc
brd
n
n
uuu

Ta chọn :
2=
d
u ⇒ 48.3
2
96.6
===
∑
d
br
u
u

u

• Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí:

Trục Đ.cơ I II
Công suất P(KW) 11.08 10.47 10
Tỉ số truyền 2 3.48
Số vòng quay n(v/ph) 1460 730 209.8
Moment xoắn T(N.mm) 72475 136970 455195






3

PHẦN 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1 Thông số ban đầu

* Thông số đầu vào : P
1
= 11.08 KW; n
1
= 1460 v/ph; T
1
= 72.475 Nm

=> ta chọn đai thang loại B : b
p
= 14 mm; b
o
= 17 mm; h = 10.5 mm;
y
0
= 4 mm; A = 138 mm
2
; L = 800 6300 mm; T
1
= 40 190 Nm;
d
min
= 140 280 mm

2.2 Trình tự thiết kế :

* Tính d
1
:
Ta có d
min
= 140 mm => chọn d
1
= 1.2× d
min
= 1.2 × 140 = 168 (mm)
=> chọn d
1

theo tiêu chuẩn : d
1
= 160 (mm)
* Vận tốc vòng :
)/(25][)/(23,12
60000
1460160
60000

11
1
smvsm
nd
v =<=
××
==
π
π

=> chấp nhận d
1
= 160 (mm)
* Tính d
2
:
Chọn ξ = 0.02
d
2
= u
d

× d
1
× (1 - ξ) = 2× 160× (1 – 0.02) = 313.6 mm
=> chọn d
2
theo tiêu chuẩn : d
2
= 315 mm
* Chọn sơ bộ khoảng cách trục a
w
: (*)
272950
5.10)315160(55,0)315160(2
)(55,0)(2
2121
≥≥⇔
++≥≥+⇔
++≥≥+
w
w
w
a
a
hddadd

Với u
d
= 2 => chọn a
w
sơ bộ a = 1.2× d

2
= 1.2 × 315 ≈ 380 mm
=> a
w
sơ bộ thoả điều kiện (*)
* Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ :
mm
a
dddd
aL 1522
3804
)160315(
2
)315160(
3802
4
)(
2
).(
2
22
1221
=
×
−
+
+
+×=
−
+

+
+=
ππ

Theo tiêu chuẩn, ta chọn L = 1800 (mm)
4

* Kiểm nghiệm
[]
s
i
sL
v
i
1
10
1
79.6
8.1
23.12
=<===

* Tính chính xác lại a
w
theo L tiêu chuẩn:
5.77
2
160315
2
87.1053

2
)315160(
1800
2
).(
12
21
=
−
=
−
=∆
=
+
×
−=
+
−=
dd
dd
LK
π
π

)(521
4
5.77887.105387.1053
4
8
2222

mm
KK
a
w
≅
×−+
=
∆−+
=

* Góc ôm đai α
1
:
0
12
1
163
521
)160315(57
180
)(57
180 =
−
−=
−
−=
a
dd
α

α
1
> 120
0
=> d
2
, d
1
, a
w
thỏa điều kiện cho phép.
* Tính số đai Z :
vrzLu
CCCCCCP
P
Z
].[
0
1
α
≥

+ P
1
= 11.08 kW
+ [P
0
] = 4 kW (L
0
= 2240 mm)

+
958.0)1(24.1)1(24.1
110
163
110
1
=−×=−×=
−−
eeC
α
α

+ C
u
= 1.13 (u
d
= 2)
+
964.0
2240
1800
6
6
0
===
L
L
C
L

+ C
z
= 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 )
+ C
r
= 0.9 (tải trọng va đập nhẹ)
+
975.0)123.1201.0(05.01)101.0(05.01
22
=−××−=−×−= vC
v

=>
36.3
975.09.09.0964.013.1958.04
08.11
=
××××××
≥Z

Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn C
z
)
* Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai :
Chiều rộng bánh đai :
B = ( Z - 1 ) × e + 2f = ( 4 - 1 ) × 19 + 2 × 12.5 = 82 mm
Đường kính ngoài bánh đai :
d
a
= d + 2b ( b = 4.2)

d
a
= 160 + 2×4.2 = 168.4 (mm)
5

* Tính lực tác dụng lên trục :
Lực căng đai ban đầu : (σ
0
= 1.5 MPa)
F
o
= σ
0
× Z × A = 1.5 × 4 × 138 = 828 N
Lực tác dụng lên trục và ổ :
NFF
r
2457)
2
163
sin(8283)
2
sin(.3
1
0
≈××==
α


2.3 Thông số của bộ truyền đai thang :

P
1
(kW) n
1
(v/ph) F
0
(N) F
r
(N)
α
1
(
0
)
u
11.08 1460 828 2457 163 2
Z d
1
(mm) d
2
(mm) a (mm) L (mm) B (mm)
4 160 315 521 1800 82

Lưu ý: Trong phần ví dụ này không ghi nguồn gốc các bảng mà từ đó tra ra các số liệu.
Tuy nhiên, khi làm bài các em phải ghi rõ nguồn gốc các bảng biểu mà từ đó các số liệu
tìm được.

PHẦN 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG

Số liệu ban đầu:

Công suất truyền P
1
= 10.47 kW Mômen xoắn T
1
= 136970 Nm
Số vòng quay trục dẫn n
1
= 730 v/ph Tỉ số truyền u = 3.48
Số vòng quay trục bị dẫn n
2
= 209.8 v/ph
Thời gian làm việc L = 5 năm Làm việc 2 ca / ngày
Tổng số giờ làm việc L
h

= 5×300×2×8 = 24000 giờ

1. Chọn vật liệu:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn ≈ 250 HB. Giới hạn bền MPa
b
850=
σ
.
Giới hạn chảy MPa
b
580=
σ
.
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện. Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bánh lớn
≈ 235 HB. Giới hạn bền MPa
b
750
=
σ
. Giới hạn chảy MPa
b
450
=
σ
.
2. Ứng suất cho phép:
a/ Ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[]
H

HE
HH
s
K
×
=
9.0
lim00
σσ

Số chu kỳ tương đương
i
i
i
HE
t
T
T
ncN
3
2
1
max
60
∑
=
⎟
⎟
⎠
⎞

⎜
⎜
⎝
⎛
=
Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1.
8
33
1
1014.924000
72
126.0
72
60
730160 ×=×
⎥
⎥
⎦
⎤
⎢
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+

⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
×××=
T
T
T
T
N
HE
chu kỳ
8
33
2
1062.224000
72
126.0
72
60
8.209160 ×=×
⎥
⎥
⎦
⎤
⎢
⎢
⎣

⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
×××=
T
T
T
T
N
HE
chu kỳ
Số chu kỳ cơ sở
4.2
0
30 HBN
H
×=
84.2
10

1017.025030 ×=×=
H
N
chu kỳ
84.2
20
1015.023530 ×=×=
H
N chu kỳ
Vì
HHE
NN
0
> nên 1
21
=
=
HLHL
KK
Giới hạn mõi tiếp xúc cho phép 702
lim0
+
×
=
HB
H
σ
(Mpa)
MPa
H

570702502
1lim0
=+×=
σ

MPa
H
540702352
2lim0
=+×=
σ

Hệ số an toàn s
H
= 1.1
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[]
4.466
1.1
19.0
570
01
=
×
×=
H
σ
Mpa
[]
8.441

1.1
19.0
540
02
=
×
×=
H
σ
Mpa
Do tính bánh răng nghiêng, chọn
[]
[
]
[
]
2
2
02
2
01
0
HH
H
σσ
σ
+
≈
[]
()

3.454
2
8.4414.466
22
0
=
+
=
H
σ
Mpa
Thỏa điều kiện
[]
[
]
[
]
min00min0
25.1
HHH
σ
σ
σ
<
<
b/ Ứng suất uốn:
Ứng suất uốn
[]
F
FE

FF
s
K
lim00
σσ
=
Số chu kỳ tương đương
i
i
i
FE
t
T
T
ncN
6
2
1
max
60
∑
=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛

=

Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên
c = 1.
8
66
1
1084.824000
72
126.0
72
60
730160 ×=×
⎥
⎥
⎦
⎤
⎢
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
⎟
⎠

⎞
⎜
⎝
⎛
×××=
T
T
T
T
N
FE
chu kỳ
8
66
2
1054.224000
72
126.0
72
60
8.209160 ×=×
⎥
⎥
⎦
⎤
⎢
⎢
⎣
⎡
⎟

⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
×××=
T
T
T
T
N
FE
chu kỳ
Số chu kỳ cơ sở
6
0
105×=
F
N
chu kỳ
Vì
FFE
NN

0
> nên 1
21
=
=
FLFL
KK
Giới hạn mõi uốn cho phép
HB
F
×
=
8.1
lim0
σ
(Mpa)
MPa
F
4502508.1
1lim0
=×=
σ

MPa
F
4232358.1
2lim0
=×=
σ

Hệ số an toàn
s
H
= 1.75
Ứng suất tiếp xúc cho phép
[]
14.257
75.1
1
450
01
=×=
F
σ
Mpa
[]
7.241
75.1
1
423
02
=×=
F
σ
Mpa
3. Khỏang cách trục a
()
[]
3
2

0
1
143
u
TK
ua
Hba
H
σψ
β
+≥
Chọn
K
H
β
= 1.05
4.0=
ba
ψ

()
96.152
48.33.4544.0
13697005.1
148.343
3
2
=
××
×

+×≥a
mm
Chọn a = 155 mm
4. Xác định các thông số bánh răng:
()
1.3~55.102.0~01.0 == am
n
mm
Chọn theo tiêu chuẩn
m
n
= 3 mm
Số răng bánh nhỏ
()
148.33
cos1552
)1(
cos 2
1
+×
×
×
=
+
=
β
β
um
a
Z

n

Vì
00
208 ≤≤
β
nên
84.2267.21
1
≤
≤
Z
chọn Z
1
= 22 răng.
Số răng bánh lớn
56.762248.3.
12
=
×
=
= ZuZ chọn Z
2
= 77 răng
Góc nghiêng răng
(
)
(
)
01

12
1
652.16
1552
22773
cos
.2
cos =
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
×
+×
=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
=
−−
a
ZZm
n
β

Bề rộng răng 621554.0.
=
×
== ab
ba
ψ
mm
Đường kính vòng chia bánh nhỏ
89.68
652.16cos
223
cos
.
0
1
1
=
×
==
β
Zm
d
n
mm
Kiểm tra lại tỉ số truyền thực tế
()
03125.7
22
77

02.01160
315
=×
−×
==
∑ brdtt
uuu
Sai số tỉ số truyền
[]
%5%024.1100
96.6
96.603125.7
100 =∆<=×
−
=×
−
=∆
Σ
ΣΣ
u
u
uu
u
tt

5. Kiểm nghiệm ứng suất
a/ Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
[]
74.462

1.1
1194.095.01
570
1lim001
=
×
×
×
×
==
H
xHlVRHL
HH
s
KKZZK
σσ
Mpa
[]
38.438
1.1
1194.095.01
540
2lim002
=
×
×
×
×
==
H

xHlVRHL
HH
s
KKZZK
σσ

95.0=
R
Z ; 94.0=
V
Z ; 1
=
xH
K ;1
=
l
K
[]
()
72.450
2
38.43874.462
22
0
=
+
=
H
σ
MPa

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:
(
)
ub
uTK
d
ZZZ
HHM
H
.
1 2
1
1
0
+
=
ε
σ

Với:
MPaZ
M
275= (do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép)
)2sin(
cos.2
tw
H
Z
α
β

=
;
0
0
0
1
802.20
652.16cos
20tan
cos
tan
tan ==
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
=
−
β
α
α
nw
tw

699.1
)802.202sin(

652.16cos.2
0
=
×
=
H
Z
7852.0
622.1
11
===
α
ε
ε
Z
;
622.1652.16cos
77
1
22
1
2.388.1cos
11
2.388.1
0
21
=
⎥
⎦
⎤

⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+−=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=
βε
α
ZZ

Hệ số tải trọng tính
αβ
HHVHH
KKKK =
9.0
89.68
62
1
===
d
b
bd
ψ
⇒ 035.1
=
β
H
K
sm
nd
v /63.2
106
73089.68
106

44
11
=
×

××
=
×
=
π
π
⇒ chọn cấp chính xác 9⇒ 04.1=
HV
K
13.1=
α
H
K
216.113.104.1035.1 =×
×
=
H
K
5.3
22
77
==u
(
)
61.442
5.362
15.3136970216.12
89.68
7852.0699.1275
0

=
×
+×××××
=
H
σ
Mpa
Vậy
[
]
MPaMPa
HH
72.45061.442
0
0
=
<=
σ
σ
nên bánh răng đủ bền tiếp xúc.
(không được nhỏ hơn 10% hay lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho
phép)
b/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Xác định chính xác ứng suất uớn cho phép
[]
07.258
75.1
10036.111
450
1lim001

=
×
×
×
==
F
FCxRFL
FF
s
KYYYK
δ
σσ
Mpa
[]
58.242
75.1
10036.111
423
2lim002
=
×
×
×
==
F
FCxRFL
FF
s
KYYYK
δ

σσ
MPa
1=
R
Y ; 0036.1=
δ
Y ;1=
x
Y ;1
=
FC
K
Hệ số tải trọng tính
1715.111.1065.1
=
×
×
==
αβ
FFVFF
KKKK

065.1=
β
F
K ; 1.1=
FV
K ;
(
)

(
)
(
)( )
1
622.14
591622.14
.4
514
=
×
−×−
+
=
−
−
+
=
α
α
α
ε
ε
CCX
K
F

Số răng tương đương
02.25
652.16cos

22
cos
33
1
1
===
β
Z
Z
td
răng
56.87
652.16cos
77
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
td
răng
Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x
1
= x
2
= 0)
998.3

02.25
2.13
47.3
2.13
47.3
1
1
=+=+=
td
F
Z
Y

621.3
56.87
2.13
47.3
2.13
47.3
2
2
=+=+=
td
F
Z
Y

Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang
6165.0
622.1

11
===
α
ε
ε
Y
Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng
120
1
β
ε
ββ
−=Y
với 885.1
3
652.16sin
62
.
sin
0
=
×
×==
ππ
β
ε
β
n
m
b

7384.0
120
652.16
885.11 =×−=
β
Y
Lực vòng trên bánh dẫn
N
d
T
F
t
5.3976
89.68
1369702.2
1
1
=
×
==
Lập tỉ số
[]
55.64
998.3
07.258
1
01
==
F

F
Y
σ
và
[
]
99.66
621.3
58.242
2
02
==
F
F
Y
σ

Vì
[] []
2
02
1
01
F
F
F
F
YY
σ
σ

< ta tính cho bánh dẫn
Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm
58.45
362
5.39767384.06165.0998.31715.1
.

1
10
=
×
××××
==
n
tFF
F
mb
FYYYK
βε
σ
Mpa
Vì
[]
MPaMPa
FF
14.25793.41
0
110
=
<=

σ
σ
nên bánh răng đủ bền uốn.
(nếu thiết kế theo tiếp xúc thì thường ứng suất uốn rất bé so với giá trị cho phép)
6. Các thông số của bộ truyền
Khoảng cách trục a = 155 mm
Mô đun pháp m
n
= 3 mm
Số răng Z
1
= 22 răng Z
2
= 77 răng
Góc nghiêng β = 16.652
0



(β = 16
0
39’06.03”)

Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0 x
2
= 0
Đường kính vòng chia d
1

= 68.89 mm d
2
= 241.11 mm
Đương kính vòng đỉnh răng d
a1
= 74.89 mm d
a2
= 247.11 mm
Đương kính vòng chân răng d
i1
= 61.39 mm d
i2
= 233.61 mm
Bề rộng bánh răng b
1
= 68 mm b
2
= 62 mm
7. Lực ăn khớp
Lực vòng N
d
T
FF
tt
5.3976
89.68
1369702.2
1
1
21

=
×
===
Lực dọc trục
NFFF
taa
4.1189652.16tan5.3976tan.
121
=
×
=
==
β

Lực hướng tâm
N
F
FF
nwt
rr
7.1510
652.16cos
20tan5.3976
cos
tan.
0
0
1
21
=

×
===
β
α

=======================================================

Lưu ý: Trong phần ví dụ này không ghi nguồn gốc các bảng mà từ đó tra ra các số liệu.
Tuy nhiên, khi làm bài các em phải ghi rõ nguồn gốc các bảng biểu mà từ đó các số liệu
tìm được.



Phần 4: Thiết kế Trục – Then – Nối trục



4.1 Thiết kế trục:


Sơ đồ chọn chiều dài các trục

Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục





THIẾT KẾ TRỤC I:

1. Chọn vật liệu

Chọn thép 45 có MPa
b
600=
σ
và [σ
F
]
-1
= 50 Mpa;

2. Chọn kích thước chiều dài trục

B
đai
= 82 mm ; B
bánhrăng
= 68 mm ; Chọn sơ bộ B
ổlăn
= 24 mm ;

3. Thay trục bằng dần sức bền:

Với T
1
= 136970 Nm ; F
r
= 2457 N ; F
t1

= 3976.5 N; F
r1
= 1510.7 N;

F
a1
= 1189.4 N;
Nmm
d
FM
aa
40969
2
89.68
4.1189
2
1
11
=×==


4.
Tính phản lực gối tựa

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A

0142.71.78.
11
=−++−=
∑

BYrar
A
X
RFMFM
s


Phản lực tại gối B theo phương đứng

N
FMF
R
rar
BY
76.305
142
7.15107140969245778
142
.71.78
11
−=
×
+
+
×
−
=
++−
=

Phương trình cân bằng lực theo phương Y

0
1
=+−+−=↓
∑
BYrAYr
Y
RFRFF

Phản lực tại gối A theo phương đứng

(
)
NRFFR
BYrrAY
46.427376.3057.15102457
1
=
−
−
+
=−+=

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A

∑
=−= 0.142.71
1 BXt
A

Y
RFM
s


Phản lực tại gối B theo phương ngang

NFR
tBX
25.1988
2
5.3976
142
71
1
===


Phương trình cân bằng lực theo phương X

∑
=+−=↓ 0
1 BXtAXX
RFRF


Phản lực tại gối A theo phương ngang

NRFR
BXtAX

25.198825.19885.3976
1
=
−
=−=

5.
Vẽ biểu đồ nội lực

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng M
x
(Nmm)




Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang M
y
(Nmm)



Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)



6.
Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại gối A

NmmTMMM
YXtd
22538613697075.0191646.75.0
22222
=×+=++=

7.
Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Ký hiệu tiết diện 1 – 2 là trục 1, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)

[]
mm
M
d
F
td
589.35
501.0
225386
1.0
3
3
1
12
=
×
=≥
−

σ


Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn nên chọn
mmd 35
12
=


Từ d
12
ta chọn các đường kính còn lại

d
11
= 32 mm; d
13
= 38 mm; d
14
= 35 mm.

Kiểm tra tại tiết diện 1-3

NmmTMMM
YXtd
19474813697075.014116662678.75.0
222222
=×++=++=

[]

mm
M
d
F
td
89.33
501.0
194748
1.0
3
3
1
13
=
×
=
×
≥
−
σ
< 38 mm

8.
Tính chọn then bằng

Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có :

Ứng suất cắt cho phép [τ
C
] = 60 Mpa

Ứng suất dập cho phép [σ
d
] = 100 Mpa.

Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77)
d
13
= 38 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t
1
= 5 mm; t
2
= 3.3 mm ; l = 50 mm.

Chiều dài làm việc của then đầu tròn
mmbll 401050
1
=
−
=
−
=


Kiểm tra ứng suất cắt
02.18
104038
1369702

2

113
1
=
××
×
==
bld
T
C
τ
Mpa < [τ
C
] = 60 Mpa

Kiểm tra ứng suất dập

() ()
75.60
584038
1369702

2
1113
=
−××
×
=
−
=
thld

T
d
σ
Mpa < [σ
d
] = 100 Mpa

Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (TCVN 2261 – 77)

d
11
= 32 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t
1
= 5 mm; t
2
= 3.3 mm ; l = 63 mm.

Chiều dài làm việc của then 1 đầu tròn, 1 đầu bằng

mmbll 582/10632/
1
=−=−=
Kiểm tra ứng suất cắt
76.14
105832
1369702

2
111
=

××
×
==
bld
T
C
τ
Mpa < [τ
C
] = 60 Mpa
Kiểm tra ứng suất dập

() ()
2.49
585832
1369702

2
1113
=
−××
×
=
−
=
thld
T
d
σ
Mpa < [σ

d
] = 100 Mpa

9.
Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi

Tại tiết diện 1-3

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng)

18.3
005.0
8.088.0
07.3375.1
6.261
1
=
×−
×
×
=
+
=
−
m
a
K
s
σψ
βε

σ
σ
σ
σ
σ
σ


Với 6.261600436.0436.0
1
=
×
==
− b
σ
σ
Mpa

Do có tập trung ứng suất do rãnh then 75.1
=
σ
K

88.0=
σ
ε
; 8.0=
β
; 05.0
=

σ
ψ


Ứng suất pháp cực đại 07.33
6.4670
154455
13
13
max
===
x
W
M
σ
MPa
Với
()
6.4670
.2

32
.
13
2
1131
3
13
13
=

−
−=
d
tdtbd
W
x
π
mm
3


Ứng suất pháp trung bình 0
=
m
σ
MPa

Ứng suất pháp biên độ 07.33
max
=
=
σ
σ
a
Mpa

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động
dương)

37.8

81.60
8.081.0
81.65.1
132
1
=
×−
×
×
=
+
=
−
m
a
K
s
τψ
βε
τ
τ
τ
τ
τ
τ


Với 13260022.022.0
1
=

×
==
− b
σ
τ
Mpa

Do có tập trung ứng suất do rãnh then 5.1
=
τ
K

81.0=
τ
ε
; 8.0=
β
; 0
=
τ
ψ


Ứng suất tiếp cực đại
62.13
6.10057
136970
013
13
max

===
W
T
τ
MPa

Với
()
6.10057
.2

16
.
13
2
1131
3
13
013
=
−
−=
d
tdtbd
W
π
mm
3

Ứng suất tiếp trung bình
81.6
2
max
==
τ
τ
m
Mpa
Ứng suất tiếp biên độ
81.6
2
max
==
τ
τ
a
Mpa

Hệ số an toàn
97.2
22
=
+
×
=
τσ
τσ
ss
ss

s
> [s] = (1.5 ~ 2.5)
Tại các tiết diện còn lại
Tiết diện M T
K
σ

σ
max
K
τ

τ
max
s
σ
s
τ

s
1-1 0 136970 1.75 0 1.5 - - - -
1-2 191646 136970 1 45.53 1 16.27 4.06 10.5 3.79
1-3 154455 136970 1.75 33.07 1.5 13.62 3.18 8.37 2.97
1-4 0 0 1 0 1 0 - - -
10. Kết cấu trục 1

THIẾT KẾ TRỤC II:

1. Chọn vật liệu

Chọn thép 45 có
MPa
b
600=
σ
và [σ
F
]
-1
= 50 Mpa;

2.
Chọn kích thước chiều dài trục

Chọn sơ bộ B
ổlăn
= 24 mm ; B
nốitrục
= 60 mm (là kích thước c trong phần chọn nối
trục);

3.
Thay trục bằng dầm sức bền


Với T
2
= 455195 Nm ; F
t2
= 3976.5 N; F

r2
= 1510.7 N;
F
a2
= 1189.4 N; Nmm
d
FM
aa
143388
2
11.241
4.1189
2
2
22
=×==
Giả sử chọn nối trục vòng đàn hồi. Bộ phận công tác là xích tải nên chọn K = 1.5

Mô men xoắn tính toán T
t
= K.T
2
= 1.5×455195 = 682793 Nmm = 683 Nm.

Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T]= 831 Nm, D
0
= 155 mm. (xem phần chọn nối
trục)

Lực vòng tại chốt

5.5873
155
4551952.2
0
2
=
×
==
D
T
F
tk
N
Lực do nối trục tác động lên trục
(
)
14685.587325.03.02.0 =
×
=
×
−
=
tkk
FF N –
chiều F
k
ngược chiều lực vòng trên bánh răng.

4.
Tính phản lực gối tựa

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A

0142.71.
22
=−+−=
∑
BYar
A
X
RMFM
s


Phản lực tại gối B theo phương đứng

N
MF
R
ar
BY
42.254
142
1433885.151071
142
.71
22
=
+
×

−
=
+−
=

Phương trình cân bằng lực theo phương Y

0
2
=+++=↓
∑
BYrAY
Y
RFRF

Phản lực tại gối A theo phương đứng

NRFR
BYrAY
12.176542.2547.1510
2
−
=
−
−=−−=

Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng ngang tại A

∑
=+−−= 0.239.142.71

2 kBXt
A
Y
FRFM
s


Phản lực tại gối B theo phương ngang

N
FF
R
kt
BX
5.482
142
14682395.397671
142
.277.71
2
=
×
+
×
−
=
+−
=

Phương trình cân bằng lực theo phương X

∑
=−++=↓ 0
2 kBXtAXX
FRFRF

Phản lực tại gối A theo phương ngang

NFRFR
kBXtAX
299114685.4825.3976
2
−
=
+
−
−=+−−=

5.
Vẽ biểu đồ nội lực

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng đứng M
x
(Nmm)

Biểu đồ mô men trong mặt phẳng ngang M
y
(Nmm)

Biểu đồ mô men xoắn T (Nmm)


6.
Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm

Tiết diện nguy hiểm tại vị trí lắp bánh răng trụ răng nghiêng

NmmTMMM
YXtd
46498045519575.0212361125324.75.0
222222
=×++=++=

7.
Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm

Ký hiệu tiết diện 2 – 2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải)

[]
mm
M
d
F
td
3.45
501.0
464980
1.0
3

3
1
22
=
×
=≥
−
σ


Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5%.

Chọn
mmd 48
22
=

Từ d
22
ta chọn các đường kính còn lại

d
21
= 45 mm; d
23
= 45 mm; d
24
= 42 mm.

Kiểm tra tại tiết diện 2-3

NmmTMMM
YXtd
41914045519575.0142396.75.0
22222
=×+=++=


[]
mm
M
d
F
td
76.43
501.0
419140
1.0
3
3
1
23
=
×
=
×
≥
−
σ
< 45 mm

8.
Tính chọn then bằng

Chọn vật liệu then bằng giống trục 1

Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77) Chọn then 2 đầu bằng
(vì chọn then 2 đầu tròn thì tính ra không thỏa điều kiện bền)

d
22
= 48 mm; b = 14 mm ; h = 9 mm ; t
1
= 5.5 mm; t
2
= 3.8 mm ; l = 56 mm.

Chiều dài làm việc của then đầu bằng
mmll 5656
1
=
=
=


Kiểm tra ứng suất cắt
2.24
145648
4551952

2
23
=
××
×
==
bld
T
C
τ
Mpa < [τ
C
] = 60 Mpa

Kiểm tra ứng suất dập

() ()
76.96
5.595648
4551952

2
123
=
−××
×
=
−
=
thld

T
d
σ
Mpa < [σ
d
] = 100 Mpa

Chọn then bằng tại vị trí lắp nối trục đàn hồi (TCVN 2261 – 77). Chọn then 2 đầu
bằng (vì chọn then 2 đầu tròn thì tính ra không thỏa điều kiện bền)

d
24
= 42 mm; b = 12 mm ; h = 8 mm ; t
1
= 5 mm; t
2
= 3.3 mm ; l = 56 mm.

Chiều dài làm việc của then đầu bằng
mmll 5656
1
=
=
=


Kiểm tra ứng suất cắt
33.32
125642
4551952

2
124
=
××
×
==
bld
T
C
τ
Mpa < [τ
C
] = 60 Mpa

Kiểm tra ứng suất dập

() ()
02.129
585642
4551952

2
1124
=
−××
×
=
−
=

thld
T
d
σ
Mpa > [σ
d
] = 100 Mpa

Chọn lại 2 then bằng đặt cách nhau 180
0
tại vị trí lắp nối trục, khi đó xem như một
then chịu 0.75T.

() ()
76.96
585642
45519575.02

75.02
1124
=
−××
×
×
=
−
××
=
thld
T

d
σ
Mpa < [σ
d
] = 100 Mpa

9.
Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng)

83.3
005.0
8.084.0
2.2675.1
6.261
1
=
×−
×
×
=
+
=
−
m
a
K
s
σψ

βε
σ
σ
σ
σ
σ
σ


Với 6.261600436.0436.0
1
=
×
==
− b
σ
σ
Mpa

Do có tập trung ứng suất do rãnh then 75.1
=
σ
K

84.0=
σ
ε
;
8.0=
β

; 05.0
=
σ
ψ


Ứng suất pháp cực đại
2.26
6.9408
246583
22
22
max
===
x
W
M
σ
MPa

Với
()
6.9408
.2

32
.
22
2
1221

3
22
22
=
−
−=
d
tdtbd
W
x
π
mm
3


Ứng suất pháp trung bình 0
=
m
σ
MPa

Ứng suất pháp biên độ 2.26
max
=
=
σ
σ
a
Mpa

Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động
dương)

89.4
75.130
8.078.0
23.115.1
132
1
=
×−
×
×
=
+
=
−
m
a
K
s
τψ
βε
τ
τ
τ
τ
τ
τ

Với 13260022.022.0
1
=
×
==
− b
σ
τ
Mpa

Do có tập trung ứng suất do rãnh then 5.1
=
τ
K

78.0=
τ
ε
; 8.0=
β
; 0
=
τ
ψ


Ứng suất tiếp cực đại
46.22
20266

455195
022
max
===
W
T
τ
MPa

Với
()
20266
.2

16
.
22
2
1221
3
22
022
=
−
−=
d
tdtbd
W
π
mm

3


Ứng suất tiếp trung bình
23.11
2
max
==
τ
τ
m
Mpa

Ứng suất tiếp biên độ
23.11
2
max
==
τ
τ
a
Mpa

Hệ số an toàn
02.3
22
=
+
×
=

τσ
τσ
ss
ss
s
> [s] = (1.5 ~ 2.5)
Tại các tiết diện còn lại

Tiết diện M T
K
σ

σ
max
K
τ

τ
max
s
σ
s
τ

s
2-1 0 0 - - - - - - -
2-2 446583 455195 1.75 26.2 1.5 22.46 3.83 4.89 3.02
2-3 142396 455195 1 15.92 1 25.44 11.04 11.11 11.04
2-4 0 455195 - - - - - - -

10.
Kết cấu trục

4.2 Chọn nối trục

Do các trục không đồng tâm nên chọn nối trục vòng đàn hồi.


Thông số của nối trục vòng đàn hồi của hãng Flexitech (file dữ liệu trong thư mục bài tập
lớn của E learning)

Đường kính qua tâm các chốt
(
)
EAD
+
×
=
55.0
0


Ký
hiệu
[T]
Nmm
d
mm
A
mm

B

mm
C
mm
D
mm
E

mm
F
mm
Z
chốt
n
max

v/ph
d
min

mm
d
max

mm
D
0

mm

FBC4 831 191 125 60 5 90 114 4 3000 20 65 155













Phần 5: Thiết kế Ổ lăn

1.
Thiết kế ổ trên trục 1

-
Lực hướng tâm tác động lên ổ A

NRRRF
AYAXArA
34.471346.427325.1988
2222
=+=+==

-
Lực hướng tâm tác động lên ổ B

NRRRF
BYBXBrB
62.201176.30525.1988
2222
=+=+==

-
Lực dọc trục hướng vào ổ B. Lập tỉ số 3.059.0
62.2011
4.1189
1
>==
rB
a
F
F


Vậy chọn ổ bi đỡ chặn. Giả sử chọn 2 ổ loại 46X07 có α = 26
0
, e = 0.68.
Lắp kiểu chữ “O”

Lực dọc trục phụ

F
SA
= e.R
A

= 0.68 × 4713.34 = 3205 N

F
SB
= e.R
B
= 0.68 × 2011.62 = 1367.9 N

-
Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A

∑
=−=−= NFFF
aSBaA
5.1784.11899.1367
1


Vì
∑
<
SAaA
FF nên chọn lại
∑
= NF
aA
3205

Lập tỉ số
e

FV
F
rA
aA
≤==
∑
679.0
34.4713
3205
.
nên X = 1; Y = 0

Tải trọng tương đương trên ổ A

()
θσ
KKFYFVXQ
aArAA

∑
+= với 1
=
=
=
θσ
KKV

()
kNNQ
A

17.434.4173113205034.417311
=
=
×
×
×
+
××=

-
Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B

∑
=+=+= NFFF
aSAaB
4.43944.11893205
1

Lập tỉ số e
FV
F
rB
aB
>==
∑
18.2
62.2011
4.4394
.
nên X = 0.41; Y = 0.87

Tải trọng tương đương trên ổ B

()
kNNQ
B
65.44648114.439487.062.2011141.0 =
=
×
×
×
+
××=

Do
AB
QQ > nên ta tính cho ổ B

-
Ổ bi nên m = 3.

-
Do tải trọng thay đổi nên

kNQQ
L
LQ
Q
BB
m

i
i
m
i
BE
44.4954.0
72
12
6.0
72
60
1.
3
333
=×=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
×+

⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
×==
∑
∑


-
Tuổi thọ ổ

2.1051
10
82300573060
10
60
66
1
=
×
×
×
×
×
==
h
Ln

L
triệu vòng

Do tuổi thọ ổ quá lớn nên chia ba tuổi thọ (thay ổ mới sau 30 tháng sử
dụng)

L = 350.4 triệu vòng

-
Hệ số khả năng tải động

3.314.35044.4
3
3
=×== LQC
BEtt
kN

-
Chọn ổ 46307 có

d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C
0
(kN)
35 80 21 33.4 25.2

-
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

X

0
= 0.5; Y
0
= 0.37
26324.439437.062.20115.0
000
=×+×=+=
∑
aBrBB
FYFXQ N=2.63kN

01.2
0
==
rBB
FQ kN

Chọn Q
0Bmax
= 2.63 kN < C
0
. Vậy ổ đủ bền tĩnh.