Đồ án: Thiết kế hệ thống dẫn động máy khuấy doc

BỘ CÔNG NGHIỆP
TRƯỜNG ĐAỊ HỌC CÔNG NGHIỆP TP HCM
TRUNG TÂM TNTH CƠ KHÍ


Đồ án chi tiết máy
Đề tài

Thiết kế hệ thống dẫn
động máy khuấy

NSVTH : NHÓM 4
LỚP : DHOT1TLT
GVHD: DIỆP BẢO TRÍ

Tp Hồ Chí Minh, tháng 6 năm 2007

1


MỤC LỤC
CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

4
6

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

9

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN
CHƯƠNG V: Ổ LĂN

20
35

CHƯƠNG VI: TÍNH TỐN VỎ HỘP GIẢM TỐC

37

CHƯƠNG VII: KHỚP NỐI - BÔI TRƠN
CHƯƠNG VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP

38
39

2


ĐỀ BÀI : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Đề : thiết kế hệ thống truyền đọng cho máy khuấy.
Các số liệu cho biết:
- Công suất máy khuấy N = 8 Kw
- Số vòng quay trục máy khuấy:n = 70 v/ph
- Thời gian làm việc t = 60000
- Kiểu hộp giảm tốc : hộp giảm tốc hai cấp côn - trụ.

3

Chương I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I/ CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Để chọn động cơ điện ta đi tính cơng suất cần thiết của động cơ :
N
Nct = η

Trong đó:
N: cơng suất máy khuấy.
Ta có: η = ηđ. ηrc. ηrt. η3ol. ηk
Chọn ηđ = 0,96 : hiệu suất của bộ truyền đai
ηrc = 0,95 : hiệu suất bộ truyền bánh côn
ηrt = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
ηol = 0,99 : hiệu suất một cặp ổ lăn
ηk = 0,99 : hiệu suất khớp nối
vậy: η = 0,96. 0,95. 0,96. 0,993. 0,99 = 0,841
do đó:
9

Nct = 0,841 =10,7 (kw)
Vậy ta phải trọn công suất của động cơ lớn hơn công suất cần thiết.
Xác định sơ bộ số vòng quay của số vòng quay của động cơ:
nsb = nmk. Uh. Uđ
với nmk: số vòng quay trục máy khuấy.
Uh: tỷ số truyền các bộ truyền trong hộp
Uđ: tỷ số truyền của bộ truyền đai.
Theo đề bài ta có: nmk = 60 (vg/ph)
Mà : Uh : (8…15)
Uđ : (3…5)
 nsb = 60.(8…15).(3…5) = (1440…4500)
Từ đó ta chọn động cơ AOC2 - 52 -2 có các thong số kỹ thuật như sau:

Cơng suất Nđc = 13 (kw)
Số vịng quay của đọng cơ: nđc = 2730 (vg/ph)
Hiệu suất làm việc: η = 83,5%
Khối lượng: m = 110 (kg)
II/PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung:
n đc

2130

91

U= n =
=
= 45,5
60
2
mk
Trong đó: nđc = 2730 (vg/ph) số vòng quay trục động cơ.
Nmk = 60 (vg/ph) số vòng quay trục máy khuấy.
Mà ta cũng có: U = Uđ. Uh
Trong đó: Uđ = 3,3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai.
4


U

45,5

 Uh = U = 3,3 = 13,79 : tỷ số truyền cảu hệ thống bánh răng.

đ
Ta cần xác định tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm của hệ thống
truyền động bánh răng dựa vào các thông số sau:
kbr = 0,25 : hệ số chiều rộng vành răng.
Ck = 1,1; ψ = 1,2; [ko1] =[ko2]
2,25.1,2

2,25.1,2

 λ = (1 − k ).k [k ] = (1 − 0,25).0,25 = 14,4
br
br
02
3
 λk. λ k = 1,44.(1,1)3 = 19,2.
Dựa vào đồ thị ta tìm được tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh là:
Uh

13,79

Ucn = U = 3,73 = 3,70
cn
- Xác định các thông số:
+ Công suất các trục:
N

9

N

9,18

N2

9,66

mk
Trục 3 : N3 = η .η = 0,99.0,99 = 9,18 (kw)
ol kn
3
Trục 2: N2 = η .η = 0,99.0,96 = 9,66 (kw)
ol rt

Trục 1: N1 = η .η = 0,99.0,95 = 10,27 (kw)
ol rc
+ Số vòng quay các trục:
n

2370

đc
Trục 1: n1 = U = 3,3 = 827 (vg/ph)
đ

n1

827

Trục 2: n2 = nU = 3,73 = 222 (vg/ph)
cn

+ Momen xoắn trên các trục:
N

10,27

N

9,66

6
1
Trục 1: T1 = 9,55. 10 6 . n = 9,55.10 . 827 = 118595,5 (Nmm)
1
2
= 415554 (Nmm)
Trục 2: T2 = 9,55.10 6 . n =9,55. 10 6.
222
2

N

9,18

6
6
3
Trục 3: T3 = 9,55. 10 . n = 9,55.10 . 60 = 1461150 (Nmm)
3
Kết quả ta có bảng thơng số sau:
Thông số

Động cơ
Trục 1
Trục 2
Công suất (kw)
13
10,27
9,66
Tỷ số truyền U
3,3
3,73
Số vịng quay n (vg/ph)
2730
827
222
Mơmen xoắn T (Nmm)
118595,5
415554

5

Trục 3
9,18
3,7
60
1461150


CHƯƠNG II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
I/ CHỌN LOẠI ĐAI
Chọn loại đai thang thường tiết diện Ђ.

II/ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN
Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 180 mm
Vận tốc đai: vđ =

π .d1.nđc 3,14.180.2370
=
= 25,7(m / s ) nhỏ hơn vận tốc đai cho phép
60000
60000

vmax = (25 ÷ 30) (m/s)
Đường kính bánh đai lớn:

d 2 = U đ .d1 (1 − ε ) = 3,3.180.(1 − 0,02) = 582,12(mm)

Trong đó: Uđ = 3,3 là tỷ số truyền cỉa bộ truyền đai.
D1 = 180 (mm) là đường kính của bánh đai nhỏ.
ε = 0,02 hệ số trượt của đai.
Vậy ta chọn d2 = 560 (mm)
d

560

2
Tỷ số truyền thực tế: U đt = d .(1 − ε ) = 180.(1 − 0,02) = 3,17
1

Sai lệch tỷ số truyền: ∆U đ =

U đ − U đt

3,3 − 3,17
.100% =
.100% = 3,9% < 4% (thỏa mãn).
Uđ
3,3

Tính sơ bộ khoảng cách trục a :
Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện:
0,55.( d1 + d 2 ' ) + h ≤ as ≤ 2.(d1 + d 2 )
 0,55.(180+560)+10,5 ≤ as ≤ 2.(180 + 560)

4,17 ≤ as ≤ 1480
Chọn as = 1000 (mm).
Chiều dài đai:
Lt = 2a s +

( d − d1 ) 2
π
π
(560 − 180) 2
.(d1 + d 2 ) + 2
= 2.100 + (180 + 560) +
= 3197,9(mm)
2
4a s
2
4.100

Chọn L = 3150 (mm)
v

25,7

đ
Số vòng chạy của đai: i = L = 3,15 = 8,2 ≤ imax = 10
Ta cần xác định lại khoảng cách trục a:
2
a = λ + λ − 8∆

4
π
3,14
.(180 + 560) = 1988,2
với λ = L − .(d1 + d 2 ) = 3150 −
2
2
d − d1
∆= 2
= 190
2
1988,2 + 1988,2 2 − 8.190 2
a=
= 9769(mm)
4
d −d
(560 − 180)
≈ 157,80 > 120 0
Góc ơm của đai: α = 180 0 − 57 0. 2 1 = 180 0 − 57 0.
a
976

6


Pđc .k đ

Sồ đai: z = [ P ].C .C .C .C
0
α
l
u
z
Trong đó: Pđc = 13 kw ; kđ = 1,25 ; [P0 ] = 6 kw
α = 157,80  Cα = 0,945
L 3150
=
= 1,4  CL 1,07
L0 2240

μ =3,3  Cu = 1,14
P 13
= = 2,16  Cz = 0,945
[ P0 ] 6
13.1,25
Vậy z = 6.0,945.1,07.1,14.0,945 = 2,5 . Vậy ta chọn số đai z = 3

Chiều rộng bánh đai: B = (z-1).t + 2e = (3-1).19 + 2. 1,25 = 63 (mm)
-Đường kính ngồi bánh đai:
d a = d + 2h0 = 180 + 2.4,2 = 188,4 (mm)
III/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
780.P .k

đc đ
Lực căng trên một đai: F0 = v.C .z + Fv
α
2
Trong đó: Fv = am .v (định kỳ điều chỉnh lực căng)
Với am = 0,178 (kg/m) : khối lượng một m chiều dài đai.
 Fv = 0,178.25,72 =117,6 (N)

Do đó :

F0 =

780.13.1,25
+ 117,6 = 292( N )
25,7.0,945.3

Lực tác dụng lên trục:
α
157,8 0
Fr = 2.F 0.z.sin( ) = 2.292.3.sin
= 1717( N )
2
2



Kết quả ta có bảng thống kê sau: (bảng 1)
7

Thơng số
Tiết diện đai
Đường kính bánh đai nhỏ
Vận tốc đai
Đường kính bánh đai lớn
Tỷ số truyền
Tỷ số truyền thực tế
Sai lệch tỷ số truyền
Khoảng cách trục sơ bộ
Chiều dài đai tính tốn
Chiều dài đai tiêu chuẩn
Số vịng chạy của đai
Khoảng cách trục chính xác
Góc ơm trên bánh đai nhỏ
Cơng suất cho phép
Số đai cần thiết
Số đai chọn
Chiều rộng bánh đai
Đường kính ngồi bánh đai
Lực căng ban đầu
Lực tác dụng lên trục
Các hệ số

Kí hiệu

Các giá trị
B
180
25,7

560
3,3
3,17
3,9
1000
3197,7
3150
8,2
976
157,8
6
2,5
3
63
188,4
292
1717
1,25
0,945
1,07
1,14
0,945

d1
v
d2
Uđ
Uđt
∆U
a

Lt
L
i
a
α
[ P0 ]

z
z
B
da
F0
Fr

kđ
Cα
CL
Cu
Cz

CHƯƠNG III THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
8

Đơn vị
mm
m/s
mm
%
mm
mm

mm
0
Kw
mm
mm
N
N


I/ Chọn vật liệu.
Bánh răng nhỏ: thép C45 tôi cải thiện, độ cứng đạt HB1 = 255 và có:
σ b1 = 850 MPa, σ ch1 = 580 MPa

Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện, đọ cứng đạt HB2 = 240 và có:
σ b 2 = 750MPa, σ ch 2 = 450 MPa

II/ Xác định ứng suất cho phép.

[σ H ] = σ H lim .z R .z v .k xH .k HL
0

SH

Với: zR: hệ số xét đến độ nhám bề mặt răng làm việc.
zV: hệ số xét đến ảnh hưởng của vạnn tốc vòng.
kxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Sơ bộ ta thấy: zR. zV. xH = 1
0
Và σ H lim1 = 2 HB + 70 = 2.255 + 70 = 580( MPa ) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên
bánh răng nhỏ.

0
σ H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550( MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép trên bánh
răng lớn.
SH = 1,1 : hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc.
k HL = mH

N HO
: hệ số tuổi tyhọ khi xét ứng suất tiếp xúc.
N HE

mH = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NHO1 = 30.H2,4HB1 = 30. 2552,4 = 1,97. 107
NHO2 = 30.H2,4HB2 = 30. 2402,4 = 1,55. 107
3

Và NHE = 60. c. n. tlv. Σ .(
i =1

Ti 3 t i
) . : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
T max C

Với C : số lần ăn khớp
N : số vòng quay của bánh răng đang xét.
Tlv: tổng thời gian làm việc
Ti : momen xoắn
C : chu kỳ làm việc
3

Ta có:

N HE1 = 60.c.n1 .t lv .∑ .(
i =1

Ti 3 t i
) .
T max C

= 60.1.827.60000.(13.0,4 + 0,6 3.0,3 + .083.0,3) = 187.10 7 ( MPa)
3
T
t
N HE 2 = 60.c.n2 .t lv .∑ .( i ) 3 . i
Tmax C
i =1
= 60.1.222.60000.(13.0,4 + 0,6 3.0,3 + .083.0,3) = 49,4.10 7 ( MPa)
Ta có : N HE1 > N HO1 và N HE 2 > N HO 2
⇒ k HL = 1
9


σ
.k
Vậy [σ 1 ] = H lim1 HL
0

=

SH

[σ 2 ] = σ H lim 2 .k HL
0

⇒ [σ H ] =

580.1
= 527,3( MPa)
1,1
=

SH
σ H1 + σ H 2

580550.1
= 500( MPa)
1,1

[ ] [ ] = 527,3 + 500 = 513,65(MPa)
2

2

Ứng suất cho phép:

[σ F ] = σ F lim .YR .YS .k xF .k FC .k FL
0

SF

Trong đó:
YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám của mặt lượn chân răng.
YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
kxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến dộ bền uốn.
Sơ bộ ta thấy: YR.YS.kxF = 1.
Ta có:
0
σ F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.255 = 459( MPa) : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng nhỏ.
0
σ F lim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432( MPa) : ứng suất uốn cho phép trên bánh răng lớn.
SF = 1,75 : hệ số an tồn khi tính về uốn.
kFC = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
k FL = mF

N FO
.N FE

: hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền.

Với :
mF =6 : bậc của đường cong mỏi khi xét về uốn.
NFO = 4.106 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
3

Ta có: N FE =

60.c.n2 .t lv .∑ (
i =1

1

N HE 2

Ti mF t i
) .
Tmax
C

= 60.1.827.60000.(16.0,4 + 0,6 6.0,3 + .08 6.0,3) = 146,7.10 7 ( MPa)
3
T
t
= 60.c.n2 .t lv .∑ .( i ) mF . i
Tmax
C
i =1

= 60.1.222.60000.(13.0,4 + 0,6 3.0,3 + .083.0,3) = 39,4.10 7 ( MPa)
Ta có: N FE1 > N FO và N FE2 > N FO
= > kFL = 1
0
459.1.1
σ
.k .k
Vậy [σ F 1 ] = F lim1 FC KL = 1,75 = 262,3( MPa)
SF

[σ F 2 ] = σ F lim 2 .k FC .k KL
0

SF

=

432.1.1
= 247( MPa)
1,75

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ σ H ] max = 2,8.σ ch

2

= 2,8.450 = 1260( MPa)

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
10


Bánh răng nhỏ : σ F  max = 2,8.σ ch = 0,8.580 = 464( MPa)
 
1

1

Bánh răng lớn: σ F  max = 2,8.σ ch = 0,8.450 = 360( MPa)
 
III/ Thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng nghiêng.
1/ Xác định chiều dài cơn ngồi và đường kính chia ngồi.

Chiều dài cơn ngồi và đường kính chia ngồi của bánh răng côn chủ đọng được được
xác định hteo độ bền tiếp xúc:
2

R e = k R . U cn + 1.
d e1 = kR . 3

Trong đó:
răng .

2

T1.k H β

( 1 − kbe ) .kbe .U cn .[ σ H ]

2

T1.k H β

( 1 − kbe ) .kbe .U cn .[ σ H ]

2

k R = 0,5kd = 0,5.87 = 43,5( MPa) hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại
U cn = 3, 73 : Tỷ số truyền của bộ truyền cấp nhanh.
b
kbe =
= 0, 25 : Hệ số chiều rộng vành răng.
Re

k H β = 1,11 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
k .U `

chiều rộng

0, 25.3, 73

be
cn
vành bánh răng côn, dựa vào trị số: 2 − k = 2 − 0.25 = 0,53
b
e

T1 = 118595,5( Nmm) : mômen xoắn tren trục bánh răng côn nhỏ.

[ σ H ] = 513, 65( MPa) : Ứng suất tiếp xúc cho phép
Vậy:

Re = 43,5. 3, 732 + 1.
d e1 = 87. 3

118595,5.1,11
= 150(mm)
(1 − 0, 25).0, 25.3, 73.513, 652

118595,5.1,11
= 77, 7(mm)
(1 − 0, 25).0, 25.3, 73.513, 652

2/ Xác định các thông số ăn khớp.

- Số răng bánh nhỏ: z1 = 1, 6.z1 p = 1, 6.17 = 27, 2
Vậy ta chọn: z1 = 27 ( răng)
Tính đường kính trung bình và mơđun trung bình:
d m1 = ( 1 − 0,5kbe ) .d e1 = ( 1 − 0, 25 ) .77, 7 = 68( mm)
mtm =

d m1
z1

=

68
= 2,52
27

Xác định mô đun : chọn góc nghiêng β m = 250 , tính ra mơ đun pháp trung bình:
mnm = mtm .cos β m = 2,52.cos 250 = 2, 28

Vậy ta chọn mô đun tiêu chuẩn là mnm = 2,5
Tính lại mơ đun trung bình và đường kính trung bình:
11


m
2,5
mtm = nm =
= 2,76
cos βm cos 250
d m = m tm .z = 2, 76.27 = 74,52
1

1

Xác định số răng bánh lớn và góc cơn chia:
Số răng bánh lớn: z 2 = Ucn .z1 = 3, 73.27 = 100, 7
z = 101 (răng)
Vậy ta chọn:
2
z
101
Ucn = 2 =
= 3, 74
Xác định lại tỷ số truyền:
1 z1 27



Sai lệch tỷ số truyền:

Ucn - Ucn
3, 74 - 3, 73
1
ΔU =
.100% =
.100% = 0, 27% < 4%
Ucn
3, 73
z 
 27 
0
'

Góc cơn chia: δ1 = artag  1 ÷ = artag  ÷ = 14,96672 = 14 58 0"
 101 
 z2 
δ2 = 900 - δ1 = 900 -14 058'0" = 75, 03328 = 750 2'
z1
27
Số răng tương đương: z v1 = cosσ .cos3 .β = cos14,96672.cos3 250 = 27,5
1
m
z1
27
z v2 =
=
= 291,1
3
cosσ 2 .cos .β m cos75, 03328.cos3 253

3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:
σ H = z M .z H .z ε .

2
2T1.k H . U cn +1
≤ [ σH ]
0,85.b.d 2 1 .U cn1
m

Trong đó:
z M = 274(MPa1/3 ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
z H = 1, 62 : hệ số kể đến bề dạng hình dạng bề mặt tiếp xúc.

zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng,
1
: với ε α hệ số trùng khớp ngang.
εα


1 
 1 1 
 1
0
Ta có: ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ .cosβm = 1,88 − 3, 2  +
÷ .cos25 = 1,57
z1 z2  
27 101  






Với zε =

⇒ zε =

1
= 0,8
1,57

k H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Ta có : k H = k H β .k Hα .k Hv

12


Với k H β = 1,11 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng.
k H α = 1, 09 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đoi răng đồng
thời dựa vào trị số của vận tốc vòng.
v=

π .d m1 .n1 3,14.74,52.827
=
= 3, 23(m / s)
60000
60000

k H v : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:
vH .b.d m1
k Hv = 1 +
2.T1.k H β .k H α

Trong đó: vH = δ H .g0 .v

d m1 . ( U cn1 + 1)
U cn1

Với: δ H = 0, 002(mm) : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
g 0 = 56 : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai bước răng.
d m = 74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng cơn nhỏ.

T1 = 118595,5( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ.
b = kbe .Re = 0, 25.10 = 37.5(mm) : chiều rộng vành răng.
[ σ H ] = 513, 65( MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép.
1

74,52. ( 3, 74 + 1)
= 3,52
3, 74
3,52.37,5.74,52
=> k Hv = 1 + 2.118595,5.1,11.1, 09 = 1, 03
=> k H = 1,11.1, 09.1, 03 = 1, 25

Vậy vH = 0, 002.56.3, 23

=> σ H = 274.1, 62.0,8

2.118595,5.1, 25. 3, 74 2 + 1
= 467,58( MPa) ≤ [ σ H ] = 513, 65( MPa)
0,85.37,5.74,522.3, 74

4/ Kiểm nghiệm tăng về độ bền uốn.
2T1.k F .Yε .Yβ .YF1
≤ [ σ F1 ]
0,85.b.mnm .d m1
σ F .YF
σ F2 = 1 2 ≤ [ σ F2 ]
YF1
Trong đó: T1 = 118595,5( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng côn nhỏ.
mnm = 2,5 : mơđun pháp trung bình.
b = 37,5(mm) : chiều rộng vành răng.

d m1 = 74,52(mm) : đường kính trung bình của bánh răng cơn nhỏ.
1
1
Yε =
=
= 0, 64 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
ε α 1,57
βm
25
Yβ = 1 −
= 1−
= 0,82 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
140
140

σ F1 =

Đường kính chia ngoài:
13


d e1 = mte .z1 = 2,87.27 = 78 (mm)
d e2 = mte .z2 = 2,87.101 = 78(mm)
Re
= 2,87
Với mte =
2
0,5 z12 + z2
Chiều cao răng ngoài: he = 2.cosβ m .mte + 0, 2mte = 2.cos250 .2,87 + 0, 2.2,87 = 5,87( mm)

Chiều cao đầu răng răng ngoài:

hae1 = ( cosβ m + xn1 .cosβ m ) .mte = ( cos250 + 0,35.cos250 ) .2,87 = 3,5( mm)
hae2 = 2.cosβ m .mte − hae1 = 2.cos250 .2,87 − 3,5 = 1, 7( mm)

Chiều cao chân răng ngoài:

h fe1 = he − hae1 = 5,78 − 3,5 = 2,28(mm)
h fe2 = he − hae2 = 5,78 − 1,7 = 4,08(mm)

Đường kính đỉnh răng ngồi: d ae = de + 2hae .cos δ1 = 78 + 2.3,5.cos14,96672 = 84,8(mm)
1

1

1

d ae2 = d e2 + 2hae2 .cos δ 2 = 290 + 2.1, 7.cos 75, 03328 = 290,9( mm)
h fe
2, 28
'
= 0,87083 = 005215"
Góc chân răng: θ f1 = arctg 1 = arctg
Re
150
h
4, 08
θ f2 = arctg fe2 = arctg
= 1,55806 = 1033' 29"
Re

150
Góc cơn đáy: δ f1 = δ1 − θ f1 = 14,96672 − 0,87083 = 14, 09589

δ f2 = δ 2 − θ f2 = 75, 03328 − 1,55805 = 73, 47522
δ a1 = δ1 + θ f2 = 14,96672 + 1,55806 = 16,52478

Góc cơn đỉnh:

δ a2 = δ 2 + θ f1 = 75,03328 + 0,87038 = 75,90411

Khoảng cách từ đỉnh cơn đến mặt phẳng vịng ngồi đỉnh răng:
B1 = Re .cos δ1 − hae1 .sin δ1 = 150.cos14,96672 − 3,5sin141,96672 = 144
B2 = Re .cos δ 2 − hae2 .sin δ 2 = 150.cos 75, 03328 − 1, 7 sin 75, 03328 = 37

-Khoảng lệch tâm của bánh răng cơn tiếp tuyến: e = R.sin β m
e

Góc nghiêng của răng ở mặt mút: β e = arcsin R

e

Kết quả tính ta có bảng thống kê sau: (bảng 2)
Thơng số
Chiều dài cơn ngồi

Kí hiệu

Chiều rộng vành răng
Chiều dài cơn trung bình

b

Đường kính chia ngồi

Các giá trị
150

d e1
d e2
14

-

78
290

Rm

Đơn vị
mm

37,5
131,25

Re

-


Chiều cao răng ngồi

δ1
δ2
he

14058’0”
7502’0”
5,78

Chiều cao đầu răng ngồi

hae1

3,5
1,7

-

,28
4,08

-

84,8
290,9

-

0052’15”
1033’29”

-

Góc cơn chia ( lăn )

hae2

Chiều cao chân răng ngồi

h fe1
h fe2

Đường
ngồi

kính

đỉnh

răng d ae

1

d ae2

θ f1

Góc chân răng

θ f2

δ a1

Góc cơn đỉnh

16,52478
75,90411

δ a2
θ f1

Góc cơn đáy

14,09589
73,47522

θ f2

Đường kính trung bình

mm

74,52
253,75

mm

Khoảng cách từ đỉnh cơn B1
đến mặt phẳng vịng ngồi B2
đỉnh răng
mtm

Mơ đun vịng trung bình

144
37

-

2,76

-

Mơ đun pháp trung bình

2,5

-

d m1
d m2

mnm

Khoảng lệch tâm bánh răng e
cơn tiếp tuyến
Góc nghiêng của răng ở β e
mặt nút
IV/ thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.
1/ Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
Tính sơ bộ khoảng cách trục:
aw = ka . ( U cc + 1) . 3

T2 .k H β

[σH ]

2

.U cc .ψ ba

Trong đó:
ka = 49,5( MPa1/ 3 ) :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng ăn khớp.
T2 = 415554( Nmm) : mômen xoắn trên trục bánh răng chủ động.
15


k H β = 1, 07 : hệ số kể đến sự pohân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính tiếp xúc.

[ σ H ] = 513, 65( MPa) : ứng suất tiếp xúc cho phép.

U cc = 3, 7 : tỷ số truyền.
b
ψ ba = w = (0,3...0,5) chọn ψ ba = 0, 4
aw

⇒ ψ bd = 0,5ψ ba ( U cc + 1) = 0,5.0, 4. ( 3, 7 + 1) ≈ 1

=> aw = 49,5. ( 3, 7 + 1) . 3

415554.1, 07
= 243( mm)
513, 652.3, 7.0, 4

2/ Xác định các thông số ăn khớp.
Xác định mô đun:

m = ( 0, 01 − 0, 02 ) .aw = 2.43 − 4,86 = 34, 47

Chọn m = 3
Xác định số răng, góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x.
Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta có góc nghiêng β = 0 , ta có số răng bánh
2 aw

2.243

nhỏ: z1 = m. ( U + 1) = 3. ( 3, 7 + 1) = 34, 47
cc
Chọn : z1 = 34
Khi đó số răng bánh lớn: z2 = 125 ; z2 = z1.U cc = 34.3, 7 = 125,8
Chọn z 2 = 125 răng
z2 125
=
= 3, 68
z1 34
U −Um
∆U = cc
.100% = 0,54% < 4%
Sai lẹch tỷ số truyền :
U cc

Tổng số răng: zt = z1 + z2 = 34 + 125 = 159
m.z 3.159
= 238,5(mm)
Xác định lại khoảng cách trục a: aw = t =
2
2
Vậy chọn aw = 240(mm)

Do đó tỷ số truyền thực tế là:

Um =

Xác định hệ số dịch chỉnh:
Hệ số dịch chỉnh tâm: y =
100. y

aw
240
− 0,5( z1 + z 2 ) =
+ 0,5.1,59 = 0,5
m
3

100.0,5

Hệ số : k y = z = 159 = 3,145
t
⇒ k x = 0,07
k x .zt 0,07.159
=

= 0,1113
1000
1000
Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + ∆ y = 0,5 + 0,01113 = 0,51113

Hệ số giảm đỉnh răng: ∆ y =

Hệ số dịch chỉnh các bánh 1 và 2:
16



( z − z ). y 
(125 − 34)  = 0,11

x1 = 0,5. xt − 2 1  = 0,5.0,51113 −
zt
159 




x 2 = xt − x1 = 0,51113 − 0,11 = 0,4

Góc ăn khớp: cos α tw =

zt .m. cos α 159.3. cos 20 0
=
= 0,9338
2.a w

2.240

⇒ α wt = 20,9617 = 20 0 57 ' 42"

Xác định các thơng số khác:
- đường kính chia: d1 = m.z1 = 3.34 = 102(mm)
d 2 = m.z 2 = 3.1225 = 375(mm)
1
1
- Khoảng cách trục chia: a = = ( d1 + d 2 ) = (102 + 375) = 238,5(mm)
2
2
2y
2.0,5
- Đường kính lăn : d w1 = d1 + z = 102 + 159 = 102,64(mm)
t
d w 2 = d w1 .U m = 102,664.3,68 = 377,72(mm)

- Đường kính đỉnh lăn: d a = d1 + 2(1 + x1 − ∆ y ).m = 102 + 2(1 + 0,11 − 0.01113) = 108,6(mm)
1

d a2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆ y ).m = 375 + 2(1 + 0,4 − 0.01113) = 383,3(mm)

- Đường kính đáy răng: d f = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ).m = 102 − ( 2,5 − 2.0,11).3 = 95,16(mm)
1

d f 2 = d 2 − ( 2,5 − 2.x2 ).m = 375 − ( 2,5 − 2.0,4 ).3 = 369,9( mm)

0
- Đường kính cơ sở: d b = d1 cos α = 102. cos 20 = 95,85(mm)

1

d b2 = d 2 cos α = 375. cos 20 0 = 352,38(mm)

Góc ăn khớp:
 a. cos α t
α tw = arccos
 a
w



 238,5. cos 20 0 
 = arccos
 = 20,9617 = 20 0 57 ' 42"



240




( vì β = 0 nên αt = α = 200 )
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ứng suất tiếp xúc: σ H = z M .z H .zε .

2.T2 .k H .(U m + 1)
≤ [σ H ]
2

bw .U m .d w1

Trong đó : zM = 274 (MPa1/3) là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
zH = 1,58 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
zε là hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với:
zε =

4 − εα
3

Với εα là hệ số trùng khớp ngang, ta có:
εα =
=

2
2
d a1 − d b21 + d a 2 − d b22 − 2a w .sin α tn
2π .m. cos α t

108,6 2 − 95,85 2 + 3883,32 − 352,38 2 − 2.240.sin 20,9617
= 1,7
2.3,14.3. cos 20 0
17


⇒ zε =

4 − 1,7
= 0,867
3

kH : là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
k H = k Hβ .k Hα .k Hv

k Hβ hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.
k Hα = 1 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp.
k Hv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
k Hv = 1 +

v H .bw .d w1
2T2 .k Hβ .k Hβ

Trong đó:
vH = σ H .g 0 .v,
v=

aw
Um

với v là vận tốc vịng được tính :

π .d w1 .n2 3,14.102,64.222
=
= 11,925(m / s)
6000
6000

δH = 0,004 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.

g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng.
240
= 14,638
3,68
14,638.96.222
= 1+
= 1,35
2.415554.1,07.1

⇒ v H = 0,004.38.11,925.
⇒ k Hv

⇒ kH = 1,07.1.1,35 = 1,4445

Với aw = 240 (mm) là khoảng cách trục.
T2 = 415554 (Nmm) mômen xoắn trên trục bánh chủ động.
Um = 3,68 là tỷ số truyền.
bw = ψba.aw = 0,4.240 = 96 (mm) là chiều rộng vành răng.
Do đó: σ H = 274.1,58.0,876.

2.415554.1,4445.( 3,68 + 1)
= 466( MPa) ≤ [σ H ] = 513,65( MPa)
96.3,8.102,64 2

4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng:
σ F1 =
σ F2

2T2 .k F .Yε .Yβ .YF 1

bw .d w1 .m
σ .Y
= F 1 F 2 ≤ [σ F 2 ]
YF 1

≤ [σ F 1 ]

Trong đó:
1

1

Yε= ε = 1,7 = 0,59 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
α
18


Yβ = 1 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
YF 1 = 3,67 : hệ số dạng răng của bánh 1 dựa vào số răng tương đương
( zv1 = z1 ) và hệ số dịch chỉnh x1
YF 2 = 3,6 : hệ số dạng răng của bánh 2 dựa vào số răng tương đương
( zv 2 = z 2 ) và hệ số dịch chỉnh x2

kF: hệ số tải trọng khi tính về uốn:
kF = kFβ. kFα. kFv
với : kFβ = 1,16 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về uốn.
kFα =1 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng không đều cho các đơi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.

kFv : hệ số kể đến otải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, ta có:
k Fv = 1 +

v F .bw .d w1
2T2 .k Fβ .k Fα

Trong đó:
v F = δ F .g 0 .v.

aw
Um

Với : v = 1,95 (m/s) vận tốc vòng.
δF = 0,011 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.
g0 = 38 là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch kích bước răng.
⇒ v F = 0,011.38.11,925.

240
= 40,25
3,68

40,25.96.102,64
= 1,41
2.415554.1,16.1
⇒ k F = 1,16.1.1,41 = 1,6356
2.415554.1,6356.0,59.1.3,67
σ F1 =
= 99,57( MPa) ≤ [σ F 1 ] = 262,3
96.102,64.3
Do đó:

99,57.3,6
σ F2 =
= 97,67( MPa) ≤ [σ F 2 ] = 247( MPa)
3,67
⇒ k Fv = 1 +

5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp cực đại không vượt quá
giá trị cho phép.
CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN
I. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu dung để chế tạo trục truyền là thép 45 tơi cải thiện.
II. Tính tốn thiết kế trục.
1. Tải trọng tác dụng lên trục.
19


Lực tác dụng của bộ truyền đai: Fd = 1717 (N) (đã tính ở phần thiết kế bộ truyền đai).
Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng: lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền
bánh răng tác dụng lên trục bao gồm ba thành phần: lực vòng F t , lực hướng tâm Fr ,
lực dọc trục Fa ( như hình vẽ ).
- Đối với trục 1: lực vòng Ft1, lục hướng tâm Fr2, lực dọc trục Fa1.
- Đối với trục 2: lực vòng Ft2 , lực hướng tâm Fr2 , lực dọc trục Fr3 và lực vòng Ft3 ,
lực hướng tâm Fr3 , lực dọc trục Fa3.
- Đối với trục 3: lự vòng Ft4 , lực hướng tâm Fr4 , lực dọc trục Fa4 .
Và ta tính trị số của các lực như sau:
Ft1 = Ft 2 =

2T1 2.118595,5
=

= 3183( N )
d m1
74,52

Fr1 = Fa 2 =

Ft1
(tgα n cos δ 1 − sin β msin δ 1 ) =
cos β m

3183
(tg 20 cos14,96672 − sin 25 sin 14,96672) = 852( N )
cos 25
Ft1
Fa1 = FR 2 =
(tgα n cos δ 1 + sin β msin δ 1 ) =
cos β m

=

3183
(tg 20 cos14,96672 + sin 25 sin 14,96672) = 1764( N )
cos 25
2T
2.415554
Ft 3 = Fr 2 = 2 =
= 8097( N )
d w1
102,64

=

Ft 3 .tgα tw 7032.tg 20,9617
=
= 3102( N )
cos β
1
Fa 3 = Fa 4 = 0( N )doβ = 0
Fr 3 = Fr 4 =

Trong đó:
dm1 = 74,52 mm : đường kính trung bình của bánh nhỏ.
T1 = 118595,9 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng cơn nhỏ.
β m = 250 : góc nghiêng vủa bánh răng.
α n = 200 : góc ăn khớp.
δ 1 = 14,96672 : góc cơn chia bánh răng cơn nhỏ.
T2 = 41554 ( Nmm): momen xoắn trên trục bánh răng trụ nhỏ.
dw1 = 102,64 (mm): đường kính vịng lăn bánh răng trụ nhỏ.
α tw = 20057’42’’: góc nghiêng của răng.
Lực tác dụng của khớp nối:
Ta chọn khớp nối là khớp nối vịng đàn hồi, dựa vào mơmen xoắn trên trục T 3 ta chọn
khớp có đường kính D = 250 mm, D 0 = 180 mm. Khi đó xác định lực do khớp nốitác
dụng lê trục:
Fk = (0,2...0,3)

2T3
1461150
= (0,2...0,3)
= 3247...4870,5 => chọn Fk = 4000 (N)
D0

180

2. Tính sơ bộ trục.
20


Đường kính trục được xác định bằng mơmen xoắn theo:
dk ≥ 3

Tk
(mm)
0,2[τ k ]

Trong đó:
dk : đường kính của trục thứ k.
Tk: momen xoắn trên trục thứ k, với T1 = 118595,5 (Nmm); T2 = 415554 (Nmm)
[τ k ] : ứng suất cho phép. Với [τ 1 ] = 20 (MPa); [τ 2 ] = 25 (MPa); [τ 3 ] = 30 (MPa).
d1 ≥ 3

118595,5
= 31(mm)
0,2.20

⇒ d2 ≥ 3

415554
= 44( mm)
0,2.25

⇒ d3 ≥ 3

1461150
= 62(mm)
0,2.30

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Từ đường kính ta có thể xác định gần đúng chiều dài ổ lăn: b01= 19; b02 = 25; b03=31.
- Chiều dài mayơ bánh đai:
lmd = lml2 = (1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5).31 = 37,2…46,5 (mm)
Vậy chọn lml2 = 42 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:
lm13 = (1,2…1,4)d1 = (1,2…1,4).31 = 37,2…43,4 (mm)
Chọn lm13 = 40 (mm).
- Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:
lm22 = (1,2…1,4)d2 = (1,2…1,4).42 = 52,8…61,6 (mm)
Chọn lm22 = 56 (mm).
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ:
lm23 = (1,2…1,5)d2 = (1,2…1,5).44 = 52,8…66 (mm)
Chọn lm23 = 59 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:
lm32 = (1,2…1,5)d3 = (1,2…1,5).62 = 74,4…93(mm).
Chọn lm32 = 84 (mm)
- Chiều dài mayơ của khớp gối:
lmk = (1,2…2,5)d3 = (1,2…2,5).62 = 74,4…155 (mm).
Chọn lmk = 115 (mm).
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10.
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15.
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 16.

- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục 1: l 11 = (2,5..3)d1= (2,5…3).31=75,5…93
(mm).
21


 Chọn l11 = 85 (mm)
- Khoảng côngxôn trên trục 1:
lc12= 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(42 + 19) +15 + 16 = 61,5 (mm).
- Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ngoài đến tiết diện chứa bánh đai trên trục 1 :
l12 = -lc12 = -61,5 (mm) .
- Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ngoài đến tiết diện chứa bánh răng côn nhỏ trên trục 1:
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b01 – b13cos δ1 )
= 85 + 12 + 10 + 40 + 0,5(19 – 37,5.cos14,96672) = 138,4 (mm).
- Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng trụ nhỏ trên trục 2:
l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5(57 + 25) + 12 + 10 = 63 (mm).
- Khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn đến tiết diện chứa bánh răng côn lớn trên trục 2:
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos δ 2 ) + k1
= 63 + 0,5(57 + 37,5cos75,03328) +12 = 108,3 (mm).
- Khoảng cách từ :
l21= lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 3k2 = 57 + 59 + 25 + 3.12 + 2.10 = 197 (mm).
- Khoảng côngxôn trên trục 3:
lc33 = 0,5.(lmk + bo3) + k3 + hn = 0,5.(115 + 31) + 25+16 = 104 (mm).
4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục.
• Tính tốn trên trục 1:
+ Xác định các phản lực tại các gối đỡ:
Theo trục y ta có:
∑ M y 01 = 0

d m1
− Fr1l13 = 0

2
d
74,52
Fd l12 + Fa1 . m1 − Fr1l13 1717.61,5 + 1764.
− 852.138,4
2
2
⇔ Fy11 =
=
= 628( N )
l11
85
⇔ Fd l12 − Fy11l11 .

Và:

∑ Fy1 = 0
⇔ Fd − Fy10 + Fy11 + Fr1 = 0
⇔ Fy10 = Fd + Fy11 + Fr1 = 1717 + 628 + 852 = 3197( N )

Tương tự trên trục x ta cũng có:
∑ M x 01 = 0

⇔ Fx11l11 − Ft1l13 = 0
⇔ Fx11 =

Ft1l13 3183.138,4
=
= 5183( N )
l11

85

∑ Fx1 = 0
⇔ Fx10 − Fx11 + Ft1 = 0
⇔ Fx10 = Fx11 + Ft1 = 5283 − 3183 = 2000( N )

Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục:
22


-

Tại tiết diện 10 ( chứa ổ lăn ngoài):

M y10 = Fd l12 = 1717.61,5 = 105595,5( Nmm)
M x10 = 0( Nmm)

d m1
74,52
= 3183.
= 118598,6( Nmm)
2
2

T10 = Ft1 .

2
⇒ M 10 = M 2 y10 + M x10 = 105595,5 2 + 0 2 = 105595,5( Nmm)
2
2

M td 10 = M 10+0,75T10 = 105595,5 2 + 0,75.118598,6 2 = 147308( Nmm)

M td 10
147308
=3
= 31(mm)
0,1[σ ]
0,1.50

⇒ d10 ≥ 3

Chọn d10 = 35 (mm)
- Tại tiết diện 11 ( chứa ổ lăn trong ):
d m1
74,52
− Fr1 (l13 − l11 ) = 1764.
− 852.(138,4 − 85) = 20230( Nmm)
2
2
= Ft1 (l13 − l11 ) = 31893.(138,4 − 85) = 169972( Nmm)

M y11 = Fa1 .
M x11

T11 = Ft1 .

d m1
74,52
= 3183.
= 118599( Nmm)

2
2

2
⇒ M 11 = M 2 y11 + M x11 = 20230 2 + 169972 2 = 171172( Nmm)
2
2
M td 11 = M 11+0,75T11 = 171172 2 + 0,75.118598,6 2 = 199623( Nmm)

⇒ d11 ≥ 3

M td 11
199623
=3
= 34,9( mm)
0,1[σ ]
0,1.50

Chọn d11 = 35 (mm)
- Tại tiết diện 12 ( tiết diện chứa bánh đai ):
M y12 = 0( Nmm)
M x12 = 0( Nmm)
T12 = Ft1.

d m1
74,52
= 3183.
= 118599( Nmm)
2
2

⇒ M 12 = M 2 y12 + M x212 = 0( Nmm)
2
2
M td 12 = M 12+0,75T12 = 0 2 + 0,75.118599 2 = 102710( Nmm)

⇒ d12 ≥ 3

M td 12
102710
=3
= 30(mm)
0,1[σ ]
0,1.50

Chọn d12 = 30 (mm).
- Tại tiết diện 13 (tiết diện có bánh răng cơn):

23


d m1
74,52
= 1764.
= 65727( Nmm)
2
2
= 0( Nmm)

M y13 = Fa1 .

M x13

T13 = Ft1 .

d m1
74,52
= 3183.
= 118599( Nmm)
2
2

⇒ M 13 = M 2 y13 + M x213 = 65727 2 + 0 2 = 65727( Nmm)
2
2
M td 13 = M 13+0,75T13 = 65727 2 + 0,75.118599 2 = 121938( Nmm)

⇒ d13 ≥ 3

M td 13
121938
=3
= 29(mm)
0,1[σ ]
0,1.50

Chọn d13 = 30 (mm).
• Tính tốn trên trục 2:
+ Xác định các phản lực tại các gối đỡ:
Theo trục y ta có:
∑ M y 20 = 0

⇔ Fy 21l 21 − Fr 3l 22 − Fa 2 .
⇔ Fy 21 =

d m2
− Fr 2 l 23 = 0
2

d m2
178,76
− Fr 2 l 23 1764.108,3 + 852.
− 3102.63
2
2
=
= 581( N )
l 21
197

Fr 2 l 23 + Fa 2 .

Và:

∑ Fy1 = 0
⇔ Fy 21 − Fr 2 + Fr 3 − Fy 20 = 0
⇔ Fy 20 = Fr 2 + Fy 21 − Fr 3 = 3102 + 581 − 1764 = 1919( N )

Tương tự trên trục x ta có:
∑ M x 20 = 0

⇔ Ft 3 l 22 − Ft 2 l 23 − Fx 21l 21 = 0
⇔ Fx 21 =

Ft 3 l 22 − Ft 2 l 23 8097.63 − 3183.108,3
=
= 840( N )
l 21
197

∑ Fx 20 = 0
⇔ Fx 20 − Ft 3 + Ft 2 + Fx 21 = 0
⇔ Fx 20 = Ft 3 − Ft 2 − Fx 21 = 8097 − 3183 − 840 = 4074( N )

Xác định momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và đường kính trục:
- Tại tiết diện 20 (chứa ổ lăn):

24


M y 20 = 0( Nmm)
M x 20 = 0( Nmm)
T20 = Ft 2 .

d m2
d
278,76
102,64
− Ft 3 . w1 = 3183.
− 8097.
= 28108,5( Nmm)

2
2
2
2

2
⇒ M 20 = M 2 y 20 + M x 20 = 0 2 + 0 2 = 0( Nmm)
2
2
M td 20 = M 20+0,75T20 = 0 2 + 0,75.21808,5 2 = 24343( Nmm)

⇒ d 20 ≥ 3

M td 20
24343
=3
= 46,9(mm)
0,1[σ ]
0,1.50

Chọn d20 = 45 (mm)
- Tại tiết diện 22 (tiết diện chứa bánh răng trụ):
M y 22 = Fy 20 l 22 = 1919.63 = 120897( Nmm)

M x 22 = Fx 20 l 22 = 4074.63 = 256662( Nmm)
T22 = Ft 2 .

d m2
d
278,76

102,64
+ Ft 3 . w1 = 3183.
+ 8097.
= 859185( Nmm)
2
2
2
2

2
⇒ M 22 = M 2 y 22 + M x 22 = 120897 2 + 256662 2 = 283710( Nmm)
2
2
M td 22 = M 22+0,75T22 = 283710 2 + 0,75.859185 2 = 796329( Nmm)

⇒ d 22 ≥ 3

M td 22
796329
=3
= 54,2(mm)
0,1[σ ]
0,1.50

Chọn d22 = 55 (mm)
- Tại tiết diện 23 (tiết diện có bánh răng cơn):
d m2
278,76
− Fy 21 (l 21 − l 23 ) = 852.
− 581.(197 − 108,3) = 67247( Nmm)

2
2
= Ft 21 (l 21 − l 23 ) = 840.(197 − 108,3) = 74508( Nmm)

M y 23 = Fa 2 .
M x 23

T23 = Ft 2 .

d m2
278,76
= 3183.
= 443647( Nmm)
2
2

2
⇒ M 23 = M 2 y 23 + M x 23 = 67247 2 + 74508 2 = 100347( Nmm)
2
2
M td 23 = M 23+0,75T23 = 100347 2 + 0,75.44364 2 = 397098( Nmm)

⇒ d 23 ≥ 3

M td 23
397098
=3
= 43(mm)
0,1[σ ]
0,1.50

Chọn d23 = 55 (mm).
•
Tính tốn trên trục 3:
- Xác định các phản lực tại các gối đỡ:
Theo trục y ta có:
∑ M y 30 = 0

25