Đồ án môn học chi tiết máy

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
I)Chọn loại động cơ điện
Chọn động cơ điện một chiều :Các yếu tố cần xác định
• Công xuất động cơ :P
đc
(kw)
• Tốc độ động cơ :n
đc
(vòng/phút)
• Tỉ số quá tải :T
k
/T
dn
.
• Đường kính trục của động cơ
1)Xác định công xuất đặt trên trục động cơ : Pđc > Pyc.

Pyc được xác định từ biểu thức :P
yc
= P
tđ
= P
ct
×β

1000
ct
F v
P
×

=
=
7500 0,65
1000
×
= 4,875 kw

Hệ số tải trọng tương đương là:
β =
1
1
( )
n
i i
i
ck
P t
P t
=
×
∑
β =
2 2
1 2 2
1 1
( ) ( )
mm mm
ck ck ck
T t
t T t

P t t T t
× + + ×
　　　　　　　β =　　
2 2
3 1 1
1,5 0,7
28800 2 2
× + + ×
β = 0,863.
Hiệu suất của động cơ là:
n
η = ∏ η
i
= η
0l
³ × η
ot
× η
x
× η
kn
× n
br
³
i=1
Trong đó :(Các hiệu xuất được tra từ tài liệu TTTKHDĐCK I)
η
0l
là hiệu xuất ổ lăn chọn η
0l

= 0,99
η
ot
là hiệu suất ổ trượt chọn η
ot
= 0,98
η
x
là hiệu xuất của bộ truyền xích chọn η
x
= 0,97
η
kn
là hiệu xuất khớp nối chọn η
kn
= 0,99
n
br
là hiệu xuất của bộ truyền bánh răng chọn n
br
= 0,97
Do đó
η = 0,99³ × 0,97 × 0,98 × 0,97³ × 0,99 = 0,825.
P
yc
=
4,875 0,863
0,825
×
= 5,099 kw.

2)Xác định tốc đọ đông bộ của động cơ điện
n
sb
= n
ct
× u
sb
.
n
ct
được xác định từ biểu thức

n
ct
=
60000 v
Z P
×
×
=
60000 0,65
17 65
×
×
= 35,29
Tỉ số truyền sơ bộ của hệ là
u
sb
= u
sbh

× u
sbbtn
.
Chọn u
sbbtn
= 2 và U
sbh
= 20.Do đó u
sb
= 20×2 = 40.
Vậy n
sb
= 35,29 × 40 = 1411,6 (vòng/phút).
Hệ số quá tải của động cơ là k = T
mm
/T
1
= 1,5T
1
/T
1
= 1,5.
Kết luận
Chọn động cơ điện một chiều có:
• Công xuất động cơ :P
đc
= 7,5 (kw)
• Tốc độ động cơ :nđc = 1425 (vòng/phút)
• Tỉ số quá tải :T
k

/T
dn
= 2
• Hệ số cosβ = 0,85.
2) Phân phối tỉ số truyền :
a)Tỉ số truyền chung là u
ch
=
dc
ct
n
n
= u
h
× u
ng
.
chọn u
ng
= 2 ta có u
ch
=
dc
ct
n
n
=
1425
35,29
= 40,378 .

u
h
=
ch
ng
u
u
40,378
2
=
= 20,19.
u
h
= u
1
× u
2
(chọn u
1
>u
2
).
b)Phân phối tỉ số truyền
Do hộp giảm tốc khai triển phân đôi cáp chậm (chọn theo kinh nghiệm ).
u
1
= (1,2 ;1,3)u
2
chọn u
1

= 1,2u
2
.
u
h
= u
1
× u
2
= 1,2 (u
2
)² = 20,19
Do đó u
2
= 4,1 và u
1
= 4,92.Ta tính lai u
ng
theo công
u
ng
=
1 2
ch
u
u u×
=
40,378
4,1 4,92×
= 2.

Tính toán các thông số của động cơ :

1000
ct
F v
P
×
=
=
7500 0,65
1000
×
= 4,875 kw

3
4,875
0,98 0,97
ct
x ot
P
P
η η
= =
× ×
= 5,128 kw.

3
2
2 2
5,128

0,97 0,99
br ol
P
P
η η
= =
× ×
=5,505 kw.

2
1
5,505
0,97 0,99
br ol
P
P
η η
= =
× ×
= 5,732 kw.

'
1
dc
ol kn
P
P
η η
=
×

=
5,732
0,99 0,99×
= 5,849 kw.
Tính ni:
n
1
= n
đc
= 1425 (vòng/phút).
n
2
=
1
1
1425
4,92
n
u
=
= 289,63 (vòng/phút).
n
3
=
2
2
289,6
4,1
n
u

=
= 70,64 (vòng/phút).
n
ct
=
3
70,64
2
ng
n
u
=
= 35,29 (vòng/phút).

Tính các mô men xoắn trên các trục
Trên trục động cơ
T
đc
= 9,55 × 10^6 ×
dc
dc
P
n
= 9,55×10^6 ×
5,849
1425
= 39198,56 Nmm
Trên truc 1
T
1

= 9,55 × 10^6 ×
1
1
P
n
= 9,55×10^6 ×
5,733
1425
= 38418,5 Nmm
Trên truc 2
T
2
= 9,55 × 10^6 ×
2
2
P
n
= 9,55×10^6
5,505
289,63
= 181517Nmm
Trên truc 3　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
T
3
= 9,55 × 10^6 ×
3
3
P
n
= 9,55 × 10^6 ×

5,128
70,64
= 693267,3 Nmm
Trên truc công tác
T
ct
= 9,55 × 10^6 ×
ct
ct
P
n
= 9,55×10^6 ×
4,875
35,29
=1318127,1 Nmm
Thông số Động cơ Trục 1 Truc 2 Truc 3 Công tác
Công suất
P’(kw) 5,849 5,732 5,505/2 5,128 4,875
Tỉ số truyền u u
k
= 1 u
1
= 4,92 u
2
= 4,1 u
x
= 2
Số vòng quay
n (v/p) 1425 1425

289,6 70,64 35,29
Mômen xoắn
T(Nmm) 39198,56 38418,5 181517/2

693267,3 1318127.1

II) Tính toán các thông số cho bộ truyền ngoài – Bộ truyền xích.
Yêu cầu :Bộ truyên làm việc hai ca ;
Thời gian phục vụ là Lh=20000 giờ;
Đặc tính làm việc :Va đập nhẹ
Các thông số cho trước:
Công suất trên trục 3 là P = 5,128 kw (lấy từ bảng thông số trên)
Tỉ số truyền là u = 2
Số vòng quay của đông cơ n = 70,64 (vòng/phút)

1) Chọn loại xích
Vì vận tốc không cao nên ta chọn loại xích con lăn
2) Xác định các thông số của xích và bộ truyền
Theo bảng 5.4 với u = u
ng
= 2 ta chọn số răng đĩa nhỏ là Z
1
= 25
Do đó số răng đĩa lớn là Z
2
= uZ
1
= 2×25 = 50 răng < Z
max
= 120

Tỉ số truyền thực của bộ truyền là u = Z
1
/Z
2
= 50/25 = 2;
3)Theo công thức (5.3) (TK1) công suất tính toán là
P
t
= K . K
z
. K
n
. P
Trong đó :
P
t
công thức tính toán;
K hê số điều kiện sử dụng xích
K
z
hệ số răng đĩa dẫn Kz = Z
01
/Z
1
= 25/25 = 1
K
n
hệ số vòng quay K
n
=n

01
/n
1
=50/70,64 =0,708
(chọn n
01
=50(v/p)
Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 ta có
K = K
a
. K
đ
. K
o
. K
đc
.K
c
. K
b
.
K
đ
hệ số xét đến dặc tính của tải trọng lấy K
đ
= 1,2(va đập nhẹ)
K
a
hệ số xét đến chiều dài xích lấy K
a

= 1
(vì lấy khoảng cách trục a = 40p)
K
o
hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền K
o
= 1
(Đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang<60°)
K
đc
hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng của xích Kđc = 1
(bộ truyền có thể điều chỉnh được)
K
bt
hệ số đièu kiện bôi trơn K
b
= 1,3

(môi trường làm việc có bụi bôi trơn đạt yêu cầu )
K
c
=1,25 (Do bộ truyền làm việc hai ca)
Vậy
K =1× 1×1,2×1×1,3×1,25 = 1,95.

Vậy

P
t
= K . K

z
. K
n
. P (P là công suất trên đĩa dẫn)
Công suất tính toán
P
t
= 1,95 . 1 . 0,708 . 5,128 = 7,079 kw
Theo bảng 5.5(TK1) với n
01
= 50 vòng/phút ta chọn
xích 2 dãy có bước xích p = 38,1,thỏa mãn điều kiện bền mòn
P
t
≤ [P ] = 10,5 kw.
4)Định sơ bộ khoảng cách trục a = 40t = 40 . 38,1 = 1524 mm
Tinh số mắt xích theo công thức 5.5(TK1)
X = 0.5(Z
1
+Z
2
)+2a/p+(Z
2
_Z
1
)².p/(4
π
².a)
X = 0,5(25+50)+2.1524/38,1+(50-25)^2.38,1/(4×3,14².1524)
X = 117,89 Lấy số mắt xích la X = 118

Tính chính xác khoảng cách tục a theo công thức 5.13(TK1)

a = 0,25p{X-0,5(Z
1
+Z
2
)+
2 2
[ ]0,5( 1 2)] 2[ ( 2 1) /X Z Z Z Z
π
− + − −
}

a = 0,25.38,1.{118-0,5.75+
2 2
[118 0,5(25 50)] 2[(50 25) /3,14− + − −
]}
a = 1509,6 mm
Để xích khỏi chịu lực căng quá lớn,ta rút bớt khoảng cách a một lượng là
Δa= 0,002a = 0,002×1509,6 = 3,02
Vậy lấy a = 1506,58mm.
Số lần va đập của xích:Theo (5.14)
i = Z
1
×n
1
/(15X) = 25×70,64/(15×118) = 0,99
5)Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo (5.15) s = Q/(K
đ

× F
t
+ F
0
+ F
v
)
Theo bảng 5.2 tải trọng phá hỏng Q = 127000 N 9vì p = 38,1)
Kđ la hệ số tải trọng động lấy Kđ = 1,2
(Tải trọng mở máy =1,5 tải trọng danh nghĩa)
F
t
= 1000P/v (N) :lực vòng.
v = Z
1
×p×n/6000 = 25×38,1×70,64/6000 = 1,12(m/s).
F
t
= 1000P/v = 1000×5,025/1,12 = 4486,6
F
v
= qv² = 5,5×1,2² = 7,92 (N).(q là khối lương 1m xích bảng5.2)(TK1).
F
0
= 9,81K
f
.q.a = 9,81×4×1,50658 = 59,12(N).
Trong đó K
f
= 4(bộ truyền nghiêng góc <60°)

Do đó s = 127000/(1,2×4486,6+59,12+7,92) = 23,3.
Theo bảng 5.10 với n=50(v/p),[s] = 7 vậy s > [s].
bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
6)Tính đường kính các đĩa xích công thức(5.17) và bảng 13.4.
Đường kính vòng chia
d
1
=
sin( / 1)
p
Z
π
=
38,1
sin( / 25)
π
= 298,76 mm
d
2
=
sin( / 2)
p
Z
π
=
38,1
sin( /50)
π
= 606,78 mm
Đường kính vòng đỉnh

d
a1
=
[ ] = 0,5+cotg( /Z1)] = 38,1[0,5+cotg( /25)p
π π
320,62 mm.
d
a2
=
= [0,5+cotg( /Z2)] = 38,1[0,5+cotg( /50)] p
π π
624,63 mm.
Đường kính vòng chân răng.
d
f1
= d
1
– 2r = 298,76 - 2×11,22 = 274,34 mm.
d
f2
= d
2
– 2r = 624,63 - 2×11,22 = 602,19 mm.
Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025 × 22,23 + 0,05 = 11,22 mm
d
1
= 22,23 tra từ bảng 5.2 theo bước xích
7)Kiểm nghiệm độ bền đĩa xích theo công thức (5.18).
σ
H1

=
0,47 ( ) /( )Kr FtKd Fvd E AKd+ ≤
[ σ
H
]
Trong đó với Z
1
= 25,K
r
= 0,42 ,E =
5
2,1.10
MPa ,A = 672 mm²
σ
H1
=
5
0,47 0,42(4486,6.1 5,078)2,1.10 /(672.1)+
= 360,87 MPa
K
đ
= 1,7 ( xích 2 dãy ), lực va đập trên một dãy xích là theo (5.19).
Ta có F
vđ
=
7 3
13.10 np
−
=
7 3

13.10 .70,64.38,1 .1
−
,7 = 8,633 (N).
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt 210 HB sẽ đạt đựơc
ứng suất cho phép σ
H
= 500 MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa
tương tự σ
H2
< [σ
H
] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện )
8)Tính lực tác dụng lên trục theo công thức(12-16).Lấy hệ số k
t
= 1,1
Lực vòng xác định theo công thức (5.20)
F
r
= K
x
.F
t
= 1,05×4486,6 = 4710,93Nmm
Trong đó với bộ truyền nghiêng 1 góc lớn hơn 40°,K
x
= 1,05.
III)Tính toán các thông số bánh răng trụ răng thẳng trong hộp giảm tốc
1) chọn vật liệu :
Chọn vật liệu hai bánh rằng là như nhau .
Bánh răng nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là

HB241…285.Có
1
850
b
MPA
σ
=

1
580
ch
MPA
σ
=
.
Bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là HB192…240 có

2
750
b
MPA
σ
=

2
450
ch
MPA
σ
=

2)Xác định các ứng suất
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 3

0
lim
2 70
H
HB
σ
= +
,
1,75s
H
=
,
0
lim
1,8
F
HB
σ
=
,
1,75
F
s =
Chọn độ rắn bánh nhỏ là
245
1
HB =

độ rắn bánh lớn là
2
230HB =
khi đó
ta có

0
1
lim1
2 70
H
HB
σ
= +
= 2 × 245 + 70 = 560 MPa

0
1
lim1
1,8
F
HB
σ
=
= 1,8 × 245 = 441 MPa

0
2
lim2
2 70

H
HB
σ
= +
= 2 × 230 + 70 = 530 MPa

0
2
lim2
1,8
F
HB
σ
=
= 1,8 × 230 = 414 MPa
Theo 6.5 thì
2,4
H0
N 30HB=
Do đó ta có :

2,4 2,4
H01 1
N 30 30 245 1,6.10HB= = × =
,
2,4 2,4 7
H02 2
N 30 30 230 1,39.10HB= = × =
.
Theo 6.7

( )
3
60 / . .
HE i Max i i
N T T m t=
∑
va
( )
3
1
2
1
60 .
/ .
i
HE i i Max
i
c n
t
N T T T
t
u
=
∑
∑
do đó
ta có

( )
7

3 3
2
60 1425
1 0,5 0,7 0,5 20000 29,3 10
4,92
HE
N
×
= × × + × × = ×
.
Do
2 2HE HO
N N≥
nên
2
1
HL
K =
và
1 1HE HO
N N≥
nên
1
1
HL
K =
Theo (6.1a) sơ bộ xác định được
[ ]
0
lim

. /
H H HL H
K S
σ σ
=
[ ]
1
560 1
509
1,1
H
MPa
σ
×
= =
và
[ ]
2
530 1
481,8
1,1
H
MPa
σ
×
= =
(n là vận tốc vòng trên trục một ) với cấp nhanh dùng bánh răng thẳng và
tính ra
HE
N

đều lớn hơn
HO
N
nên
1
1
HL
K =
do đó
[ ] [ ]
,
2
481,8
H H
MPa
σ σ
= =
Theo (6.7)
( )
6
max
60. . / . .
FE i i i
N c T T n t=
∑
nên ta có:

( )
6 6 7
2

60 1
1 0,5 0,7 0,5 1425 20000 19,4.10
4,92
FE
N
×
= × + × × × =
Vì
2FE FO
N N≥
nên
2
1
FL
K =
tương tự
1
1
FL
K =
:
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền ngoài quay một chiều thì
1
FC
K =
ta được

σ
(
.

FC
K
là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải)
.
FL
K
và
HL
K
là hệ số tuổi thọ.

[ ]
1
441/1,75 252
F
MPa
σ
= =
,
[ ]
2
414 1 1/1,75 236,5
F
MPa
σ
= × × =
ứng suất tải cho phép Theo (6.10) va (6.11) là:

[ ]
2

max
2,8.
H ch
σ σ
= =
2,8 × 450 = 1260 MPa

[ ]
1 1
max
0,8.
F ch
σ σ
= =
0,8 × 580 = 464 MPa

[ ]
1 2
max
0,8.
F ch
σ σ
= =
0,8 × 450 = 360 MPa
II) Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục
[ ]
1
3
w1 1

2
1
1
( 1)
H
a
H ba
T K
a K u
u
β
σ
×
= +
× ×Ψ
Theo bảng 6.6 ta chọn
ba
Ψ
= 0,3 với răng thẳng ta có
a
K
= 49,5 theo (6.14)
ta có

bd
Ψ
= 0,5.0,4.(3,484+1) = 0,898 ta tra
H
K
β

theo phương pháp nội suy
ta được

H
K
β
= 1,02 với
1
u
= 20,19/4,92 = 4,1 Do đó
3
w1
2
38418,5 1,02
49,5(4,92 1)
481,8 4,92 0,3
a = =
×
+
× ×
142,6 lấy
w1
a
= 144mm
b) Xác định các thông số ăn khớp
m = (0,01
÷
0,02)
w1
a

= 1,44
÷
2,88 chọn m = 2 (theo tiêu chuẩn)
Xác định số răng của các bánh:

1
w1
1
2
( 1)
Z
a
u m
= =
×
+ ×
2 144
(4,92 1) 2
=
×
+ ×
24,3 chọn
1
Z
= 24 răng

2 1 1
Z u Z= ×
= 4,92
×

24 = 118,08 chọn
2
Z
= 118 răng
Tính lại khoảng cach trục
2 1
w1
( )
2
m Z Z
a
+
= =
2 (24 118)
2
=
× +
142 do đó tỉ số
truyên khi tính lại là
1
u
=
118
24
= 4,916 lấy
w1
a
= 144 mm do đó cần dich
chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 142 mm lên 144 mm
Tính hệ số dịch tâm theo (6.22) ta có

w1
2 1
0,5( )
a
y Z Z
m
== − +
144
0,5(24 118)
2
=− +
1.

1000
y
t
y
k
Z
=
=
1000 1
(118 24)
×
+
= 7,04.
Theo bảng 6.10 ta có
x
k
= 0,3538 do đó theo 6.24 hệ số giảm đỉnh răng là

1000
x t
y
k Z×
∆ =
=
0,3538 (118 24)
1000
=
× +
0,05.
Theo 6.25 tổng hệ số dịch chỉnh là
t y
x y= + ∆ =
1+0,05 = 1,05.
Theo 6.256 hệ số dịch chỉnh b ánh 1 là
1 2 1
0,5( ( ) / )
t t
x x Z Z y Z= − − ×

1
x
= 0,5 [1,05-(118-24)
×
1/142) = 0,194
v à
2

x
=
1 t
x x− =
1,05 – 0,194 = 0,856
Theo (6.27) góc ăn khớp là:
tw
w1
os
os
2
t
Z m c
c
a
α
α
× ×
=
×
=
(118 24) 2 os20
2 144
c+ × ×
×
=
0,9329.do do đ ó
tw
α
=

0
22,08
Ki ểm nghi ệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ta có
1 1
2
w 1 w1
2. ( 1)
H
H m H
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
× × +
= × × ×
× ×
trong đó
b
tw
2 os
sin 2
H
Z
c
β
α
=
×

=
2 1
sin(2 22,08)
H
Z = =
×
×
1,69
1
3
274
m
Z MPa=
với bánh răng thắng ta dùng (6.34) để tính
Z
ε
ta có
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
4 1,719
3
=
−
= 0,872 trong đó

α
ε
=
1 1
1,88 3,2( ) 1,719
118 24
α
ε
= − − =
Đường kính vòng lăn bán nhỏ là
w1
w1
1
2
1
a
d
u
×
=
+
=
2 144
4,916 1
×
+
= 55,43 mm
Theo (6.40)thì
w1
60000

d n
v
π
× ×
=
=
1425 55,43
60000
π
× ×
= 4,136 (m/s).
Theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác là 8 do đó theo bảng (6.16) ta có
o
g
= 53
Theo (6.42) thì
w1
1
H H o
a
v g v
u
δ
= × × ×
=
144
0,006 56 4,136 8,14
4,916
× × × =
Trong đó g

o
= 0.006tra bảng (6.15) do đó
w w1
1
1
2
H
Hv
H H
v b d
K
T K K
β α
× ×
= +
× × ×
ta chọn
0,3
ba
ψ
=
thì
w
b
= 0,3
×
144 = 43,2với bánh răng trụ răng thẳng thì
H
K
α

= 1
Hv
K
=
1
8,14 43,2 55,43
2 38418,5 1,02 1
+
× ×
× × ×
= 1,25
V ậy
H Hv H H
K K K K
α β
= × × =

1,25 1,02 1,275× =

Thay gia trị vừa tính được vào 6.33 ta được
1 1
2
w 1 w1
2. ( 1)
H
H m H
T K u
Z Z Z
b u d
ε

σ
× × +
= × × ×
× ×
2
2 38418,5 1,275 (4,916 1)
1,69 274 0,872
43,2 4,916 55,43
H
σ
=
× × × +
× × ×
× ×
= 380,5 MPa
Theo 6.1v ới v = 3,45 (m/s)thì
v
Z
=
0,05
0,925 v×
0,05
0,925 3,45= ×
= 0,98408
lấy
v
Z
= 1
với cấp chính xác động học là 8 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8khi đó cần gia công đạt độ nhám là

z
R
= 10…40do đó
0,9
r
Z =
với
a
d
<700
mm thì
1
xh
K =
do đó theo (6.1)va (6.1a)
[ ] [ ]
,
H H v r xH
Z Z K
σ σ
= × × ×
= 481,8
×
0,987
×
0,9
×
1 = 427,4 MPa
Như vậy
H

σ
<
[ ]
H
σ
độ bền của bánh răng được thoả mãn
• Kiểm nghiệm bánh rang về độ bề uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân
răng không được vượt quá trị số cho phép
1 ú
w w1
2
b
F
F
T K Y Y Y
d m
ε β
σ
× × × × ×
=
× ×
Trong đó
Y
β
= 1,
1
Y
ε
α
ε

=
1
1,719
=
= 0,582 Hệ số tải trọng
F Fv F F
K K K K
β α
× × =
F
K
β
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng tra bảng P.2.3 ta có
F
K
β
= 1,33
F
K
α
= 1,07 là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các răng
đồng thời ăn
khớp
αβ
FF
wF
Fv
KKT
dbv
K

×××
××
+=
2
1
1
trong đó
w
1
. .
F F o
a
v g v
u
δ
=
với
F
δ
và
o
g
tra tư
bảng 6.15 và 6.16 ta có
F
δ
= 0,016 và
o
g
= 56

1F
Y
và
2F
Y
là hệ số dạng răng của hai bánh một và hai
1F
Y
tra theo bảng 6.18 theo
1
1 1
os
v
Z
Z Z
c
β
= =

→
1F
Y
=1
2F
Y
tra theo bảng 6.18 theo
2
2 2
os
v

Z
Z Z
c
β
= =

→
2F
Y
=1
F
v
= 0,016
×
56
×
3,45
×
144
4,916
= 13,79
Fv
K
= 1+
13,79 55,43 43,2
2 38418,5 1,33 1,07
× ×
× × ×
= 1,302
F Fv F Fv

K K K K
α β
= × ×
= 1,302
×
1,33
×
1 = 1,7316
Vậy
1
1
1
w w1
2
F
F
F
T K Y Y Y
b d m
ε β
δ
× × × × ×
=
× ×
2 38418,5 1,7316 0,5817 1 1
43,2 55,43 2
=
× × × × ×
× ×
=

16,16 Mpa

1F
δ
=
2F
δ
= 16,16 Mpa

[ ] [ ]
'
F F R S xF
Y Y K
δ δ
= × × ×
với m = 2 thì
S
Y
=1,08-0,0695ln2 = 1,032.

R
Y
= 1(Bánh răng phay
xF
K
= 1 (do
a
d
<400))
Vậy

[ ]
1
F
σ
= 252
×
1,03
×
1
×
1 = 257,5 Mpa

[ ]
2
F
σ
= 236,5
×
1,03 = 243,59 Mpa

1
σ
<
[ ]
1
F
σ
,
2
σ

<
[ ]
2
F
σ
do đó răng đủ bền uốn
• Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 với
max
1,5
T
qt
T
K = =
Theo (6.49) ta có
1 ax 1H m H qt
K
δ δ
= ×
= 380,5
×
1,5
= 466 Mpa.
1 ax H m
δ
<
[ ]
axHm
δ
= 1260 MPa

1 ax 1F m F qt
K
δ δ
= ×
= 16,16
×
1,5 = 24,24 Mpa.
1 ax F m
δ
<
[ ]
axFm
δ
= 360 Mpa.
Vậy răng đủ bền khi quá tải
• Các thông số của bộ truyền là
1. Khoảng cách trục là
w
a =
144mm
2. Mô đun pháp m = 2
3. chiều rông vành răng
w
b =
43,2
4. Tỉ số truyền
1
u
= 4,916
5. Góc nghiêng của răng

β
= 0
6. Số răng của các bánh
1
Z =
24 ,
2
Z =
118
7. Hệ số dịch chỉnh
1
x =
0,194 ,
2
x =
0,856
8. Đường kính vòng chia

1 1
d m Z= ×
= 2
×
24 = 48 mm

2 2
d m Z= ×
= 2
×
118 = 236 mm
9.Đường kính vòng đỉnh

1 1 1
2(1 )
a y
d d x m= + + − ∆
= 48+4(1+0,194-0,05) = 52,576 mm

2 1 2
2(1 )
a y
d d x m= + + − ∆
= 236+4(1+0,856-0,05) = 243,224 mm
8. Đường kính vòng chân răng

1 1 1
(2,5 2 )
f
d d x m= − −
= 48-(2,5-2
×
0,194 )
×
2 = 43,776 mm

2 2 2
(2,5 2 )
f
d d x m= − −
=236 -2
×

(2,5-2
×
0,856) = 234,424mm
III) Tính toán thiêt kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
1)chọn vật liệu :
Chọn vật liệu hai cấp bánh rằng là như nhau .
Bánh răng nhỏ làm bằng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là
HB241…285.Có
1
850
b
MPA
σ
=

1
580
ch
MPA
σ
=
.
Bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt là HB192…240 có

2
750
b
MPA
σ
=

2
450
ch
MPA
σ
=
2)Xác định các ứng suất
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180 350

0
lim
2 70
H
HB
σ
= +
,
1,75
H
s =
,
0
lim
1,8
F
HB
σ
=
,

1,75s
F
=
Chọn độ rắn bánh nhỏ là
1
260HB =
độ rắn bánh lớn là
2
245HB =
khi đó
ta có

0
1
lim1
2 70
H
HB
σ
= +
= 2 ×260 + 70 = 590 MPa

0
1
lim1
1,8
F
HB
σ
=

= 1,8 × 260 = 468 MPa

0
2
lim2
2 70
H
HB
σ
= +
= 2 × 245 + 70 = 560 MPa

0
2
lim2
1,8
F
HB
σ
=
= 1,8 × 245 = 414 MPa
Theo 6.5 thì
2,4
H0
N 30HB=
Do đó ta có :

2,4 2,4 7
H01 1
N 30 30 260 1,87.10HB= = × =

,
2,4 2,4 7
H02 2
N 30 30 245 1,6.10HB= = × =
.
Theo 6.7
( )
3
60 / . .
HE i Max i i
N T T m t=
∑
và
( )
3
1
2
1
60 .
/ .
i
HE i i Max
i
c n
t
N T T T
t
u
=
∑

∑
do đó
ta có

( )
2
7
3 3
60 347,56
1 0,5 0,7 0,5 20000 8,57 10
4,1
HE
N =
×
× × + × × = ×
.
Do
2 2HE HO
N N≥
nên
2
1
HL
K =
và
1 1HE HO
N N≥
nên
1
1

HL
K =
Theo (6.1a) sơ bộ xác định được
[ ]
0
lim
. /
H H HL H
K S
σ σ
=
[ ]
1
590 1
536,4
1,1
H
MPa
σ
×
= =
và
[ ]
2
560 1
509
1,1
H
MPa
σ

×
= =
(n là vận tốc vòng trên trục một )
với cấp chậm dùng bánh răng trụ răng nghiêng
Do đó
[ ] [ ] [ ]
2 1
( )
(509 536,4)
522,7
2
H H H
MPa
σ σ σ
= + =
+
=

[ ] [ ]
2
1,25
H H
σ σ
< ×
= 1,25
×
509 = 636,4 Mpa.
Theo (6.7)
( )
6

max
60. . / . .
FE i i i
N c T T n t=
∑
nên ta có:

( )
2
6 6 7
60 1
1 0,5 0,7 0,5 1425 20000 19,4.10
4,92
FE
N =
×
× + × × × =
Vì
2FE FO
N N≥
nên
2
1
FL
K =
tương tự
1
1
FL
K =

:
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền ngoài quay một chiều thì
1
FC
K =
ta được
(
.
FC
K
là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
.
FL
K
và
HL
K
là hệ số tuổi thọ.)

[ ]
1
468/1,75 267,43
F
MPa
σ
= =
,
[ ]
2
441/1,75 252,0

F
MPa
σ
= =
ứng suất tải cho phép Theo (6.10) va (6.11) là:

[ ]
2
max
2,8.
H ch
σ σ
= =
2,8 × 450 = 1260 MPa

[ ]
1 1
max
0,8.
F ch
σ σ
= =
0,8 × 580 = 464 MPa

[ ]
1 2
max
0,8.
F ch
σ σ

= =
0,8 × 450 = 360 MPa
3) Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
a)Xác định sơ bộ khoảng cách trục
[ ]
'
2
3
w2 2
2
2
2
( 1)
H
a
H ba
a u
u
T K
K
β
σ
×
= +
× ×Ψ
Theo bảng 6.6 ta chọn
ba
Ψ
= 0,3 với răng nghiêng theo (6.5) ta có
a

K
= 43

bd
Ψ
= 0,5.
ba
Ψ
.(
2
u
+1) = 0,5
×
0,3
×
(4,1+1) =0,675 s
ta tra
H
K
β
theo phương pháp nội suy ta được

H
K
β
=1,11 với
2
u
= 20,19/4,92=4,1
Dođó

w1
3
2
90758,5 1,11
43(4,1 1)
522,7 4,1 0,3
a = =
×
+
× ×
146,77 lấy
w2
a
= 160mm
b) Xác định các thong số ăn khớp
m = (0,01
÷
0,02)
w2
a
= 1,6
÷
3,2 chọn m = 2 (theo tiêu chuẩn) và
chọn sơ bộ
0
30
β
=
Do đó
osc

β
= 0,86602
Xác định số răng của các bánh theo (6.31)

w2
1
2
2 os
( 1)
a c
Z
u m
β
× ×
= =
+ ×
2 160 os30
(4,1 1) 2
c
=
× ×
+ ×
27,16 chọn
1
Z
= 27 răng

2 1 1
Z u Z= ×
= 4,1

×
27 = 110,7 chọn
2
Z
= 111 răng
Tính lai khoang cach trục
2 1
w1
( )
2
m Z Z
a
+
= =
2 (27 111)
2
=
× +
138 do đó tỉ số
truyên khi tính lại là
2
u
=
27
111
= 4,1
Tính lại
osc
β
=

1 2
w
( )
2
m Z Z
a
+
=
2(27 111)
2 160
+
×
= 0,8625
→

0
30 24'
β
=

Kiểm nghi ệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (6.33) ta có
'
2 2
2
w 1 w2
2. ( 1)
H
H m H
T K u

Z Z Z
b u d
ε
σ
× × +
= × × ×
× ×
trong đó
Theo (6.35) g óc ăn khớp là:
tw
20
arctg( ) 22,88
0,8625
o
t
tg
α α
= = =

do đó
t
os
b
tg c tg
β α β
= ×
= cos (22,88)
×
tg(30,4) = 0,54
→

b
β
= 28,4

b
tw
2 os
sin 2
H
c
Z
β
α
×
=
=
2 os28,4
sin(2 22,88)
c
=
×
×
1,567

1
3
274
m
Z MPa=

với bánh răng nghiêng ta dùng (6.34) để tính
Z
ε
ta có

1
Z
ε
α
ε
=
1
1,544
=
= 0,805 trong đó
α
ε
=
1 2
1 1
1,88 ( ) osc
Z Z
β
 
− − × =
 
 

1 1
1,88 3,2( ) 0,8625 1,544

27 111
α
ε
 
 
 
= − − × =

w
sin
0,3 160 sin30,4
2
b
m
β
β
ε
π π
×
= =
×
× ×
×
= 3,866
Đường kính vòng lăn bán nhỏ là
w2
w2
2
2
1

a
d
u
×
=
+
=
2 160
4,1 1
×
+
= 62,7 mm
Theo (6.40)thì
w2 2
60000
d n
v
π
× ×
=
=
289,83 62,7
60000
π
× ×
= 0,95 (m/s).
Theo bảng (6.13) ta chọn cấp chính xác là 9 do đó theo bảng (6.14) với cấp
chính xác la 9 và v<2,5(m/s)ta có
H
K

α
= 1,13.Theo bảng 6.16 thi
o
g
= 73 và
H
σ
= 0,002(theo 6.15)
Theo (6.42)
w2
2
H H o
a
v g v
u
δ
= × × ×
=
160
0,002 73 0,95 0,866
4,1
× × × =
theo
(6.41)
do đó
w w2
2
1
2
H

Hv
H H
v b d
K
T K K
β α
× ×
= +
× × ×
ta chọn
0,3
ba
ψ
=
thì
w
b
= 0,3
×
160 = 48
Hv
K
=
1
0,866 48 62,7
2 90758 1,13 1,11
+
× ×
× × ×
= 1,01

H H H Hv
K K K K
α β
= × × =
1,11
×
1,01
×
1,13 = 1,27
Thay gia trị vừa tính được vào 6.33 ta được
'
2 1
2
w 1 w1
2. ( 1)
H
H m H
T K u
Z Z Z
b u d
ε
σ
× × +
= × × ×
× ×
2
2 90759,5 1,27 (4,1 1)
1,567 274 0,805
48 4,1 62,7
H

σ
=
× × × +
× × ×
× ×
= 425,65 Mpa
*)Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo 6.1v ới v = 1,29<5 (m/s)thì
v
Z
= 1
với cấp chính xác động hoc là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
8khi đó cần gia công đạt độ nhám là
a
R
= 2,5…1,25do đó
0,95
r
Z =
với
a
d
<700 mm thì
1
xh
K =
do đó theo (6.1)va (6.1a)
[ ] [ ]
'
H H v r xH

Z Z K
σ σ
= × × ×
=
522,7
×
1
×
0,95
×
1 = 496,56 MPa
Như vậy
H
σ
<
[ ]
H
σ
độ bền của bánh răng được thoả mãn
• Kiểm nghiệm bánh rang về độ bề uốn: ứng suất uốn sinh ra tại chân
răng không được vượt quá trị số cho phép
2 F1
1
w w2
2
b
F
F
T K Y Y Y
d m

ε β
σ
× × × × ×
=
× ×
Trong đó
Y
β
= 1,
1
Y
ε
α
ε
=
1,544
1
=
= 0,647 Hệ số tải trọng
F Fv F F
K K K K
β α
× × =
F
K
β
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng có
F
K
β

= 1,228(tra
theo nội suy )

F
K
α
là hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các răng đồng
thời ăn
khớp .Theo bảng 6.14 với v<2,5(m/s) ma cấp chính xác là 9 do đó
F
K
α
=
1,37

αβ
FF
wF
Fv
KKT
dbv
K
×××
××
+=
2
1
1
trong đó
w

1
. .
F F o
a
v g v
u
δ
=
với
F
δ
và
o
g
tra tư
bảng
6.15 và 6.16 ta có
F
δ
= 0,006 và
o
g
= 73

F
v
= 0,006
×
73
×

0,95
×
160
4,1
= 2,599
Fv
K
= 1+
2,599 48 62,7
2 90758,5 1,228 1,37
× ×
× × ×
= 1,025
F Fv F Fv
K K K K
α β
= × ×
= 1,37
×
1,025
×
1,228 = 1,724
Với
0
30,4
β
=
thì
Y
β

= 1-30,4/140 = 0,783
Với
α
ε
=1,544 thì
1
Y
ε
α
ε
=
=
1
1,544
= 0,647
Số răng tương đương là

1
1
3
os
v
Z
Z
c
β
=
=
3
27

0,8625
= 42,081 răng

2
2
3
os
v
v
Z
Z
c
β
=
=
3
111
0,8625
= 172,9998 răng
Theo bảng (6.18) ta có
1F
Y
= 3,694 ,
2F
Y
= 3,6
với m=2mm thì
s
Y
= 1,08-0,0695ln2 = 1,0318 và

r
Y
= 1 (bánh răng phay )
xF
K
= 1(do
a
d
<400mm)thay các giá trị vưà tính vào ta có

1
2
1
w w2
2
F
F
F
T K Y Y Y
b d m
ε β
δ
× × × × ×
=
× ×
2 90758,5 1,724 0,783 0,647 3,694
48 62,7 2
=
× × × × ×
× ×

=97,29
Mpa
Theo (6.2) và (6.2a) có
[ ] [ ]
'
1 1F F R s xF
Y Y K
σ σ
= × × × =
267,43.1.1.1,0318=275,93MPa
Tương tự ta có :
[ ]
'
2F
σ
=257,95MPa
Thấy
1F
σ
<
[ ]
1F
σ
[ ]
2
2 1 2
1
97,29
3,6
. 94,81

3,694
F
F F F
F
Y
Y
σ σ σ
= = <=
Vậy răng thỏa mãn điều kiện bền uốn.
• Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo 6.48 với
max
1,5
T
qt
T
K = =
1 ax 1H m H qt
K
δ δ
= ×
= 425,65 x
1,5
= 521,3 Mpa.
1 ax H m
δ
<
[ ]
axHm
δ

= 1260
MPa
Theo (6.49) ta có
1 ax 1F m F qt
K
δ δ
= ×
= 97,29
×
1,5 = 145,93 Mpa.
1 ax F m
δ
<
[ ]
1 axF m
δ
= 464 Mpa.
2 ax 2F m F qt
K
δ δ
= ×
= 94,81
×
1,5 = 142,2 MPa
2 ax F m
δ
<
[ ]
2 axF m
δ

= 360 MPa
Vậy răng đủ bền khi quá tải
• Các thông số của bộ truyền là
1. Khoảng cách trục là
w
a =
160mm
2. Mô đun pháp m = 2
3. chiều rông vành răng
w
b =
48
4. Tỉ số truyền
2
u
= 4,1
5. Góc nghiêng của răng
β
=
30
o
24’
6. Số răng của các bánh
1
Z =
27 ,
2
Z =
111.
7. Hệ số dịch chỉnh

1
x =
0 ,
2
x =
0
8. Đường kính vòng chia

1
1
os
m Z
d
c
β
×
=
=
2 27
62,608
0,8625
mm
×
=


2
2
os
2 111

257,3913
0,8625
m Z
d mm
c
β
×
= =
×
=

9.Đường kính vòng đỉnh

1 1
2
a
d d m= +
= 62,608+2
×
2 = 66,608 mm

2 2
2
a
d d m= +
= 257,3913+4 = 261,3913 mm
8. Đường kính vòng chân răng

1 1
2,5

f
d d m= −
= 62,608-2,5
×
2 = 57,608 mm

2 2
2,5
f
d d m= −
= 257,3913- 2,5
×
2 = 252,3913mm
*) Kiểm nghiệm về điều kiện bôi trơn
Ta có c =
2
1
d
d
=
261,3913
236
= 1,107 vậy bánh răng thỏa mãn điều
kiện về bôi trơn
IV) Tính toán thiết kế trục
1) Chọn vật liệu: chọn vật liệu ché tạo trục là thép 45 tôi cải thiện
có σ
b
= 600 MPa,ứng suất xoắn cho phép [τ] = 8 20MPa
2) Tính sơ bộ đường kính trục

M« men xo¾n trªnc¸c trôc lµ
Trôc 1 cã T
1
= 38418,5 Nmm
Trôc 2 lµ T
2
’ = 90758,5 Nmm
Trôc 3 lµ T
3
= 693267,3 Nmm
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức (10.9)[1] :
d
k
≥
3
k
]0,2[
T
τ
với k = 1, 2, 3
T
1
= 38418,5 Nmm
⇒
d
1
≥
3
38418,5
0,2.20

= 21,25 mm lÊy d
1
= 25mm
T
2
=90758,5 Nmm
⇒
d
2
≥
3
90758,5
0,2.20
= 28,3 mm lÊy d
2
= 30 mm
T
3
= 693267,3 Nmm
⇒
d
3
≥
3
693267,3
0,2.20
= 55,75 mm lÊy d
3
= 60 mm
⇒

Chọn sơ đường kính các trục là:
d
1
= 25 mm; d
2
= 30 mm; d
3
= 60 mm
⇒
Chiều rộng ổ lăn tương ứng b
01
= 17 ;b
02
= 19 ; b
03
= 31
3 )Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Theo ct(10.10)[1] chiều dài moay ơ đĩa xích va chiều dài moay ơ
bánh răng trụ là:
l
m
=(1,2 1,5)d
theo ct(10.12)[1]chiều dài moay ơ nửa khóp nối là :
l
m
=(1,4 2,5)d

Trục 2

22

l
= 0,5(
22m
l
+
0
b
) +
1 2
k k+

1
k
là khoảng cách từ măt mút của chi tiết quay đến thành trong của ổ
hoặc khoảng cách giữa hai chi tiết quay
2
k
khoang cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
Ta chọn
1 2
10, 10k k= =
Chọn
22 2
1,4
m
l d= ×
= 1,4
×
30 = 42mm

22
l
= 0,5(
22m
l
+
0
b
) +
1 2
k k+
= 0,5(42+19)+10+10 =
50,5mm
l
m22
= l
m23
= l
m24
= 42 mm

23
l
= 0,5(
22m
l
+
23m
l
) +

22
l
+
1
k
+k
2
= 50,5+0,5(42+42)+10 +10=
112,5mm
24
l
= 2
23
l
-
22
l
= 2 x 112,5 – 50,5 = 174,5mm
 Truc1
Ta có
12 23
112,5l l mm= =

11 11 0 1
0,5( )
c m
l l b k= + +
với
11m
l

là chiều dài nửa khớp nối
Chọn
11m
l
= 2
×
1
d
= 2
×
25 = 50mm

13 11 11c
l l l= + =
225+ 43,5 =268,5 mm

11 11 0 1
0,5( )
c m
l l b k= + +
= 0,5(50+17) + 10 = 43,5mm


 Trục 3
Chiều dài moay ơ đĩa xích là :
l
m33
=(1,2 1,5)d
3
chän: l

m34
= 1,4
×
55 = 77mm
chiều dài moay ơ bánh răng trụ là :
chọn: l
m31
= l
m23
=77 mm
+ l
32
= l
22
= 51 mm
+ l
31
= l
21
= l
11
= 225 mm
+ l
33
= l
24
=174,5mm

l
c33

= 0,5(l
m34
+ b
03
) + k
3

Chọn: k
3
= 8mm ;
⇒
l
c33
= 0,5(77+31)+9 = 63 mm

⇒
l
34
= l
31
+ l
c33
=225+63=288 mm
4 )Xác định phản lực tại các gối đỡ
a)tÝnh c¸c ph¶n lùc t¹i c¸c gèi ®ì trªn trôc I:
*Các lực ăn khớp trên các bánh răng là
+lực vòng F
t1
=
1

1
2T
d
=
2 38418,5
48
×
=1601 N
+lực hướng tâm F
r1
=F
t1
.tg
tw
α
=1601.tg22,08
0
=649,4 N
+ lực do khớp nối tác dụng nên trục là Fn = (0,2…0,3)2T1/Dt
Với
t
D
là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối
trục vòng đàn hồi tra bảng ta được
t
D
= 120 mm do đó
0,6 38418,5
120
n

F
×
=
= 192,4(N)
*phương và chiều của các lực như hình vẽ :
Theo phương trình cân bằng lực và mô men ta có






=
=
∑
∑
0
0
y
x
m
F
(1) vµ





=
=

∑
∑
0
0
x
y
m
F
(2)
+ Từ hệ (1) ta có : :
F
x10
+F
x11
+ F
n
– F
t2
=0
F
t1
.l
12
– F
x11
.l
11
+ F
n
.l

c11
=0

⇔
F
x10
+ F
x11
=1601-192,4
1601.112,5 - F
x11
.l
11
+ 192,4.43,5 = 0

⇒
F
x10
= 570,9 N
F
x11
= 837,7 N
+ Từ hệ (2) ta có ::
F
y11
.l11

+ Fr.l
12
=0

F
y10
+F
y11
+F
r1
= 0

⇔
F
y11
.225 + 112,5.649,4 = 0
F
y10
+ 649,4 +F
y11
= 0

⇒
F
y10
= 324,7N
F
y11
= 324,7N
c)tÝnh c¸c ph¶n lùc t¹i c¸c gèi ®ì trªn trôc III:
*các lực ăn khớp trên các căơ bánh răng có phương chiều như hình vẽ
,có độ lớn

Xác định như sau

+lực vòng : F
t4
= F
t4
’=
2
3
22
T
d
=
2 693267,3
240,9638
×
= 5754N
F
t3
= F
t3
' = 5754 N
+lực hương tâm : F
r4
=F
r4
’= F
r3
= F
r3
'
F

r3
= F
r3
' = F
t4
.tg 23,36 = 2473,3 N
+ Các lực dọc trục là F
a3
= F
a3
' = F
t4
.tg32,15 = 3665,7
F
r
là lực do xích tác động nên trục ta có
F
r
= K
x
. F
t4
= 1,15 . 5754 = 6617,1 N

'
sin
rx r
F F
β
= =

6617,1 .sin 30 = 3308,5 (N)

'
os
ry r
F F c
β
= =
6617,1 cos30 = 5730,5 (N)
* theo hình vẽ ta có phương trình cân bằng mô men và lự như sau






=
=
∑
∑
0
0
y
x
m
F
(5) vµ






=
=
∑
∑
0
0
x
y
m
F
(6)
+ Tõ hÖ (6) ta cã :
F
r4
.l
32
+ F
r4
'.l
33
- F
y34
.l
31
+ F
ry
.(l
31

+ l
c33
) = 0
F
y30
- 2F
r4
- F
ry
+ F
y31
= 0

⇔

F
y31
.225 =2473,3 (50,5+174,5) + 5730,5 (225+ 63)
F
y30
+ F
y31
= 2. 2473,3 +5730,5

⇒
F
y30
= 868,76 N
F
y311

= 9808 N
+ Tõ hÖ (5) ta cã :


F
t4
.l
32
+ F
t4
'.l
33
- F
x31
.l
31
- F
rx
.(l
31
+l
c33
) = 0
F
x30
= 2.F
t4
- F
rx
-F

x31

⇔
F
x31
.225 = 5754 (174,5+50,5) - 3308,5(225+63)
F
x30
= 2. 5754- 3308,5 - F
x31


⇒
F
x30
= 6686,4 N
F
x31
= 1519,2 N

b)tÝnh c¸c ph¶n lùc t¹i c¸c gèi ®ì trªn trôc II:
*các lực ăn khớp trên các cặp bánh răng có phưong chiều như hình vẽ
,có độ lớn
Xác định như sau
+lực vòng : F
t2
= F
t1
=1601 N
F

t3
= F
t3
' = 5754 N
+lực hương tâm : F
r2
=F
r1
=649,4 N
F
r3
= F
r3
' = 2473,3 N
+ Các lực dọc trục là F
a3
= F
a3
' =3665,7

*theo hình vẽ ta có phương trình cân bằng mô men và lực






=
=
∑

∑
0
0
y
x
m
F
(3) vµ





=
=
∑
∑
0
0
x
y
m
F
(4)
+ Từ hệ (4) ta có :
F
y20
+ 2F
r3
- F

r2
+ F
y21
= 0
-F
r3.
l
22
-F
r3
'.l
24
+ F
r2
.l
23
- F
y21
.l
21
= 0

⇔
F
y20
+ 2. 2473,3 – 649,4+ F
y21
=0
-F
y21

.225 + 649,4 .112,5 - 2473,3(174,5+50,5) = 0


⇒
F
y20
= -2148,6 N
F
y21
= -2148,6 N
+ Từ hệ (3) ta có :
F
x21
.l
21
+ F
t3
(l
22
+l
24
)+F
t2
.l
23
= 0


⇔
F

x21
.225 + 1601.112,5 +5754(50,5+174,5) = 0

⇒
F
x20
= -6248,5 N
F
x21
= -6248,5 N
.5) VÏ biÓu ®å m«men uèn vµ m«men xo¾n:
a)®èi víi trôc I:
*)Mô men tương đương tại các mặt cắt qua trục một
Tại các mặt căt 10 và 13 có mô men
M
10
= M
13
= 0.
Tại mặt cắt 11 ta có M
x11
= 0
M
y11
= F
n
.l
12
= 192,4.43,5 = 8369,4 Nmm
Do đó M

11
=
2 2
11 11x y
M M+
= 8369,4 Nmm
Tại mặt cắt 12 ta có M
x12
= F
y10
.l
12
= 324,7.112,5 = 36528,75Nmm và
M
y12
= F
x11
.l12 = 837,7.112,5 = 94241,2 Nmm
Do đó M
12
=
2 2
12 12x y
M M+
=
2 2
36528,75 96121,7+
=101073 Nmm
Mô men tương đương tại các mặt cắt là :
M

tđ10
=
2 2
10 1
0,75M T+
=
2 2
0 0,75.38418,5+
= 33326,4Nmm
M
tđ13
= 0

M
tđ11
=
2 2
11 1
0,75M T+
=
2 2
8369,4 0,75 38418,5+ ×
= 34361Nmm
M
tđ12
=
2 2
12 1
0,75M T+
=

2 22
101073 0,75 38418,5+ ×
= 106425 Nmm
*)Tính chính xác đường kính các đoạn trục của trục 1
Ta có d
10

[ ]
10
3
0,1
td
M
σ
=
×

3
33326,4
6,3
=
= 17,4mm và d
13
= 0
d
11
=
[ ]
11
3

0,1
td
M
σ
×
=
3
34361
6,3
= 17,6 mm
d
12
=
[ ]
12
3
0,1
td
M
σ
×

3
106425
6,3
=
= 25,65mm
do yêu cầu về độ bền nên ta chọn đường kính các đoạn trục như sau
d
10

= 20mm ; d
11
= 25mm ; d
12
= 30mm ; d
13
= 25mm
b)®èi víi trôc II:
*)Mô men tương đương tại các mặt cắt qua trục hai
Tại các mặt cắt đi qua các thiết diên 20 và 24 thì mô men là :
M
20
= M
24
= 0
Tại các mặt cắt đi qua các thiêt diên 21 và 23 là :
M
x21
= M
x23
= F
y20
.l
22
= 2148,6.50,5 = 108504,3 Nmm
M
y21
= M
y23
=F

x20
.l
22
= 6248,5.50,5 = 315549,25 Nmm
M
21
= M
23
=
2 2
21 21x y
M M+
=
2 2
108504,3 315549,25+
= 333683,25
Nmm
Tại mặt cắt đi qua thiết diện 24 là :
M
x22
= F
20
.l
23
– F
r3
.(l
23
– l
22

)
= 2148,6 .112,5 – 2473,3(112,5 – 50,5) = 88373 Nmm
M
y22
= F
x20
.l
23
– F
t3
(l
23
– l
22
)
= 6248,5 .112,5 – 5754.62 = 346208,25 Nmm
M
24
=
2 2
22 22x y
M M+
=
2 2
88373 346208,25+
= 357309,3Nmm
Do đó mô men tương đương tại các thiết diện của trục là :
M
tđ21
= M

tđ24
= 0
M
tđ21
= M
tđ23
=
2 2
21 2
0,75.M T+
=
2 2
333683,25 0,75.90758,5+

=342815,3Nmm
M
tđ22
=
2 2
22 2
0,75.M T+
=
2 2
357309,3 0,75.181571+
=390360,4Nmm
*)Tính chính xác đường kính các đoạn trục của trục 2
Ta có d
20
= d
24

= 0
d
21
= d
23
=
[ ]
21
3
0,1
td
M
σ
×
=
3
342815,3
6,3
= 37,89mm
d
22
=
[ ]
22
3
0,1
td
M
σ
×

=
3
390360,4
6,3
= 39,57mm
do yêu cầu về độ bền nên ta chọn đường kính các đoạn trục như sau
d
20
= d
24
= 35mm, d
21
= d
23
= 40mm ; d
22
= 45mm

c)®èi víi trôc III:
*)Mô men tương đương tại các mặt cắt qua trục ba
Tại các mặt cắt đi qua các thiết diên 30 và 34 thì mô men là :
M
30
= M
34
= 0
Tại các mặt cắt đi qua các thiết diên 31:
M
x31
= F

y30
.l
32
= 868,76.50,5 = 43872,4 (N)
M
y31
= F
x30
.l
32
= 6686,4.50,5 = 337663,2 N
T¹i mÆt c¾t 31 cã b¬c nh¶y lµ
M
h
= F
a4
.
2
2
d
=
3665,7 240,96
2
×
= 441643,5 Nmm
M
31
=
2 2
31 31x y

M M+
=
2 2
485516 337663,2+
= 591390
Nmm
Tại các mặt cắt đi qua các thiết diên 32:
M
x32
= F
y30
.l
33
– F
r4
.(l
33
– l
32
) +M
h

= 868,76.174,5 + 2473,3 (174,5 – 50,5) + 441643 = 286553 Nmm
M
y32
= F
x30
.l
33
– F

t4
.(l
33
- l
32
)
= 6686,4.174,5 – 5754(174,5 – 50,5) = 453281 Nmm
M
32
=
2 2
32 32x y
M M+
=
2 2
453281 286553+
= 536261,4 Nmm
Tại các mặt cắt đi qua các thiết diên 33:
M
x33
= F
ry
.l
c33
= 5730,5.63 = 361021,5 Nmm
M
y33
= Fr
x
.l

c33
= 3308,2.63 = 208416,6N
M
33
=
2 2
33 33x y
M M+
=
2 2
208416,6 361021,5+
= 416862Nmm
Do đó mô men tương đương tại các thioết diện của trục là
M
tđ30
= 0;
M
tđ31
=
2 '2
31 3
0,75M T+
=
2 2
591390 0,75 346633,6+ ×
= 663218Nmm
M
tđ32
=
2 2

32 3
0,75M T+
=
2 2
536261,4 0,75 693267,3+ ×
= 805010 Nmm
M
tđ33
=
2 2
33 3
0,75M T+
=
2 2
416862 0,75 693267,3+ ×
=730895Nmm
M
tđ34
=
2 2
34 3
0,75M T+
=
2
0,75 693267,3×
= 600387 Nmm
*)Tính chính xác đường kính các đoạn trục của trục 3
Víi
[ ]
σ

= 50 MPa tra b¶ng 10.5 ta cã
Ta có : d
30
= 0
d
31
=
[ ]
31
3
0,1
td
M
σ
×
=
3
663218
5
= 50,99 mm
d
32
=
[ ]
32
3
0,1
td
M
σ

×
=
3
805010
5
= 54 mm
d
33
=
[ ]
33
3
0,1
td
M
σ
×
=
3
730895
5
= 52,67 mm
d
34
=
[ ]
34
3
0,1
td

M
σ
×
=
3
600387
5
= 49 mm
do yêu cầu về độ bền nên ta chọn đường kính các đoạn trục như sau
d
30
= 50mm ; d
31
= d
32
= 55 mm ; d
33
= 50 mm ; d
34
= 49 mm
*Xuất phát từ các yêu cầu về công nghệ và lắp nghép tachọn đường kính các
đoạn trục như sau
+ trôc I: + trôc II + trôc III
d
10
=20 mm d
20
=35 mm d
30
=50 mm

d
11
=25 mm d
21
=40 mm d
31
=55 mm
d
12
=30 mm d
22
=45 mm d
32
=55 mm
d
13
=25 mm d
23
=40 mm d
33
=50 mm
d
24
=35 mm d
34
= 49 mm
chon then cho c¸c tiÕt diÖn cña truc nh sau
7 )Kiểm nghiệm trục về đọ bền mỏi
1.3.7 Kiểm nghiệm trục về đọ bền mỏi
* Với thép 45 có σ

b
= 600 MPa
Suy ra: σ
-1
= 0,436σ
b
= 0,436.600 = 261,6 MPa
τ
-1
= 0,58σ
-1
= 0,58.261,6 = 151,7 Mpa
Theo bảng 10.7[1]: ψ
σ
= 0,05 ; ψ
τ
= 0
Các trục của hộp giảm tốc đều quay với ứng suất thay đổi theo chu
kì đối xứng do đó σ
m
= 0 trục quay một chiều nên ứng suât xoắn thay
đổi theo chu kì mạch động τ
a
= τ
m
tính theo (10.23) ta có
σ
max
= σ
a

=
1
w
j
M
và τ
a
= τ
m
=
0
2w
T
*) Công thúc kiểm nghiệm trục là
S =
2 2
S S
S S
σ τ
σ τ
×
+

[ ]
S
≥
với
[ ]
S
= 1,5 …2,5

Trong đó
1
d a m
S
k
σ
σ σ
σ
σ σ
−
=
× + Ψ ×
và
1
d a m
S
k
τ
τ τ
τ
τ τ
−
=
× + Ψ ×

d
k
τ
và
d

k
σ
xác định theo công thức (10.25) và (10.26)

( 1)
x
d
y
k
k
k
k
σ
σ
σ
ε
+ −
=
và
( 1)
x
d
y
k
k
k
k
τ
τ
τ

ε
+ −
=
Các trục được gia công trenmáy tiện yêu cầu R
a
= 2,5 …0,63 do đó
theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất là K
x
= 1,06 do không dùng đến các
phưong pháp tăng bền nên k
y
= 1 >Theo bảng 10.12 dùng dao phay ngón hệ
số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σ
b
= 600 Mpa là
k
σ
=
1,76 và
k
τ
= 1,54
Theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước
τ
ε
,
σ
ε
ứng với đường kính
của tiết diện từ đó xác định được

k
σ
σ
ε
và
k
τ
τ
ε
tại các rãnh then trên các trục
ứng với kiểu lắp đã chọn và từ đường kính các tiết diện tra được tỉ số
k
σ
σ
ε
và
k
τ
τ
ε
do lắp căng trên cơ sở lấy giá trị lớn hơn trong hai giá trị
k
σ
σ
ε
để tính
d
k
σ
và lấy giá trị lớn hơn trong hai giá trị

k
τ
τ
ε
để tính
d
k
τ
a) trªn trôc I:
theo ct(10.22)[1] ta cã:t¹i thiÕt diÖn 11(l¾p c¨ng ) nªn ta cã
k
σ
σ
ε
= 2,06
vµ
k
τ
τ
ε
= 1,64

M
11
=
2 2
11 11x y
M M+
=8639,4 Nmm T1 = 38418,5 Nmm
theo b¶ng 10.6[1] c«ng thøc tÝnh m«men c¶m uèn W

j
:
W
11
=
3
11
.
32
d
π
=
3
.25
32
π
=1534
theo b¶ng 10.6[1] c«ng thøc tÝnh m«men xo¾n W
oj
lµ: