đồ án môn học chi tiết máy chế tạo hộp giảm tốc

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào
tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu đào tạo,nguyên lý làm việc và phương
pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành
công – nông nghiệp và giao thông vận tải.
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết với thực
nghiệm. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến
thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, .v.v.,
dược chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tàm quan trọng nhất
đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức
cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi
tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết
những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào
việc thiết kế máy sau này.
Em xin chân thành cảm ơn nhà trường và quý thầy, cô đã tạo điều kiện và
giúp đỡ em hoàn thành công việc được giao.
Thanh Hóa 07/….
CHƯƠNG I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
CƠ KHÍ
I. chọn động cơ điện
 Chọn động cơ điện xoay chiều 1 pha không đồng bộ. vì: kết cấu đơn
giản, dễ bảo quản, làm việc với độ tin cậy cao có thể mắc trực tiếp với
lưới điện 3 pha mà không cần biến thế.
 tính công suất cần thiết để động cơ làm việc:

η
p
p

lv
yc
=

Trong đó: Pyc- công suất cần thiết
Plv- công suất tính toán trên trục công tác

η
- hiệu suất truyền động
+ Hiệu suất truyền động ;
Theo bang 2.3 TTTKHDĐCK ta chọn :
-
η
ol
=0,99: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn :
-
η
br
=0,97 : Hiệu suất 1 cặp bánh răng :
-
η
kn
= 1 : Hiệu suất khớp nối :
-
η
đ
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai :
Ta có:
ηηη
η

brold

2
=
.
η
đ
= 0,96 . 0,99
2
. 0,97 . 1 = 0.91 (1)
Tính : P
lv
8,4
1000
8,0.6000
1000
.
===
VF
kw (2)
Trong đó : F = 6000 (N) Lực éo băng tải :
V = 0,8 (m/s) Vận tốc băng tải :
Từ (1) và (2) ta có :
Vậy công suất cần thiết:
27,5
91,0
8,4
==
p
yc

kw
 Xác định sơ bộ số vòng quay đông bộ của động cơ :
Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động
U
t
= U
h
.
Trong đó : U
h
là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U
n
là tỉ số truyền của bộ truyền ngoài
Theo bảng 2.4 TTTKHDĐCK ta chọn sơ bộ
U
h
= 5
U
n
= U
đ
= 4,5
Vậy : U
t
= 5 . 4,5 = 22,5
Số vòng quay trục máy công tác :
+ n
lv
45,69

220.14,3
8.0.60000
.14,3
.60000
===
D
V
(vg/ph)
Vận tốc băng tải V = 0,8 (m/s)
Đường kính tang D = 220 (mm)

Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ:

⇒

15625,22.45,69. ===
unn
tlvsb
(v/p)
Trong đó : + n
sb
: Là số vòng quay của động cơ
+ n
lv
: Là số vòng quay của trục máy công tác
+ U
t
: Là tỉ số truyền cua toàn bộ hệ thống
Như vậy động cơ được chọn phải có công suất
dc

p
và số vòng quay đồng bộ
thoã mãn điều kiện:





≈
≥
nn
pp
sbdc
ycdc
và có mômen mở máy thoả mãn điều kiện:

dn
kmm
T
T
T
T
≤
Tra bảng p13 trang 236 sách TTTKHDĐCK ta chọn :
Với số liệu



=
Κ=

pVn
WP
sb
yc
/1562
27,5
Từ đó ta chọn động cơ 4A112MY3
P
đc
= 5,5 kw
N
đc
= 1425 v/p
Thông sô của động cơ:
n
sb
=1425 v/p Tk/Tdn=2,0
p=5,5 kw Tmax/Tdn=2,2 cosφ = 0,8
II. tính toán động học hệ dẫn động cơ khí
+ Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động:
U
t
= U
h
. U
đ
=
51,20
45,69
1425

==
lv
đc
n
n
Phân phối tỉ số truyền :
Chọn U
đ
= 4
Vậy U
h
=
13,5
4
5,20
==
đ
t
n
u
Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
_ Gồm các trục :
+ Trục 1 : Trục bánh răng nhỏ
+ Truc 2 : Trục bánh răng lớn
+ Trục động cơ
1) Trục bánh răng lớn
Theo sơ đồ của hệ thống dẫn động của đề 2 ta có ;
- công suất trên trục II :
P
85,4

1.99,0
8,4
==
×
=
knol
LV
trucII
P
ηη
kw
- n
2
= n
lv
= 69,45 (vg/ph)
_
=
T
2
9.55 .
=
n
p
2
2
6
.10
9.55 . 10
45,69

48,4
.
6
= 666918,64Nmm
2) Trục bánh răng nhỏ :
P
05,5
97.099.0
85,4
2
=
×
=
×
=
brol
trucI
P
ηη
kw
356
4
1425
1
===
u
n
n
đ
dc

(v/ph)
=
T
1
9.55 .
=
n
p
1
1
6
.10
9.55 . 10
356
05.5
.
6
= 135470,5 Nmm
- công suất trên trục động cơ
P
423,5
96,0.97.0
05.5
1
==
×
=
đbr
đc
P

ηη
kw
n
đc
= 1425 (vg/ph)
=
T
1
9.55 .
=
n
p
đc
đc
.10
6
9.55 . 10
1425
423,5
.
6
= 36343,6 Nmm
Ta lập bảng phân phối tỉ số truyền:
trục
Thông số
Động cơ Trục 1 Trục 2
Công suất,p, kw 5,423 5,05 4,85
Ti số truyền u
=
đ

u
4 `
13,5=
h
u
số vòng quay n,
v/ph
1425 356 69,45
Mômen xoắn
T,Nmm
36343,6 135470,
5
666918,
64

CHƯƠNG II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
 Chọn loại đai thang thường:
1) Đai thang thường , tỉ số truyền rộng tính toán b
t
do theo lớp trung hoài va
chieu cao h cua tiết diện hình thang
h
b
t
=1,4
2) Tiết diên đai ;
1/ Từ công suất P
đc
= 5,423(kw) và số vòng quay của động cơ n

đc
=
1425(vg/ph) , tra bảng 4.3(tập 1) chọn tiết diện đai A :
2/ đường kính bánh đai nhỏ: tra bảng(4.13), (tập 1), chọn
=
1
d
180)
- Kiểm nghiệm vận tốc đai:
V=
==
60000
1425.160.
60000

1
π
π
nd
11,9 (m/s)
thoả mản điều kiện
<v
25 m/s nên ta chọn đai thang thường
- Kích thước tiết dện (mm) b
t
= 11
b = 13
h = 8
y
0

= 2,8
_ Diện tích tiết diện : A = 81 mm
2
_ Đường kính bánh đai nhỏ : d
1
= 100 – 200 (mm)
_ Chiều dài giới hạn l = 560 - 4000 (mm)
3) Xác định các thông số của bộ truyền :
- Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
= 160 (mm)
- Với U
đ
= 4
_ Đường kính bánh đai lớn :
+
646
)01.01(
4.160
)1(
.
1
2
=
−
=
−
=
ε
đ

ud
d
(mm) với
=
ε
0.02
Tra bảng 4.21, chọn đường kính theo tiêu chuẩn
=
2
d
630 (mm)
+ Tính lại tỉ số truyền :

=
−
=
−
=
)01.01(160
630
)1(
1
2
'
ε
d
d
u
3,98
Và sai số:

4
)98.,34(
)(
'
−
=
−
=
∆
đ
đ
u
u
uu
.100% = 2% < 4%. bảo đảm yêu cầu
4) Khoảng cách trục và chều dài đai ;
+) Khoảng cáh trục a : Dựa vào bản 4.14 TTTKHDĐCK
Với U
đ
= 4 , lấy
2
d
a
suy ra a = 0,95 d
2
= 0,95 . 630 = 598 (mm)
+ suy ra : Trị số a dược tính cần thoải mản điều kiện sau :
0,55.(d
1

+ d
2
) + h ≤ a ≤ 2( d
1
+ d
2
)
442,5 ≤ 598 ≤ 1580 Suy ra thỏa mản .
Vậy a =598 (mm)
5) Chiều dài l :
l
( )
598.4
630160
)630160.(14,3.5,0180598.2
4
)(
)(5.02
2
2
12
21
−
++++=
−
+++=
a
dd
dda
π

= 2529,3 (mm)
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2500 mm =2,5 m
+Kiểm nghiệm về tuổi thọ của đai là :
i =
=≤==
I
s
l
v
max
/76,4
5.2
9,11
10m/s thỏa mản
- Góc ôm
1
α
trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức (4.7).

°=
°−
−=
°−
−= 135
598
57)160630(
180
57)(
180

12
1
a
dd
α
>

120
min
=
α
6/ Xác định số đai z
Theo công thức (4.16):

[ ]
cccc
k
p
zul
d
p
z

.
0
1
α
=

-

=
1
p
5,27 kw :Là công suất trên trục bánh đai chủ động ;
- theo bảng (4.7),
=
d
k
1.25
- với
=
1
α
135 tra bảng (4.15) vậy:
=
α
c
0.88 :
- với
==
2500
2500
o
l
l
1 tra bảng (4.16),
=
l
c
1

- theo bảng 4.17, với u > 3,15,
=
u
c
1.
- theo bảng 4.19,
[ ]
=
0
p
1,85 kw _
- theo bảng 4.18 :
=
c
z
0.94
Vậy số đai cần thiết là :
z =
77,3
94,0.14,1.1.88,0.85,1
25,1.27,5
=
vậy z = 4 => chọn 4 đ ai
+ chiều rộng bánh đai: theo công thức 4.17 và bảng 4.21,
+ t =15 , e = 10 , h
0
= 3,3 ,H = 12,5
Vậy chiều rộng bánh đai B là ;
B = (z-1)t + 2e = (4-1) .15 + 2.10 = 65 mm
+ đường kính ngoài bánh đai: (4.18)

6,1663,321602
011
=×+=+= hdd
a
mm

3,6363,326302
022
=×+=+= hdd
a
mm
7/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- theo công thức: (4.19),
v
d
F
zvc
kp
F +=
α
1
0
780
Theo bảng (4.22),
87,149,11105.0
22
=×== vqF
mv
N ; Định kỳ điêu chỉnh lực

vòng :
với q
105.0=
m
kg/m theo bang 4.22 TTTKHDĐCK ta chọn .
vậy
=
0
F
N5,13787,14
488.09,11
25.127,5780
=+
××
××
8/ Theo công thức (4.21), lực tác dụng lên trục:

NzFF
r
1101
2
135
sin2.4.5,137.2)
2
sin(2
1
0
=







==
α
Chương III
TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG
1/ Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá
trong thiết kế, ở đây ta chon vật liệu cho 1 cấp bánh răng như sau:
Theo bảng ( 6.1 ), chọn:
- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285. có
1b
σ
= 850Mpa,
1ch
σ
= 580 Mpa.
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192 240 có
2b
σ
= 750Mpa,
2ch
σ
= 450 Mpa.
2/ Phân tỉ số truyền: u
h
= 5,13
3/ Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng (6.2) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180-350

lim
0
H
σ
=2HB+ 70 ; S
H
=1.1 ;
lim
0
F
σ
=1.8HB ; S
F
=1.75
_ S
H
, S
F
:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn :
- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1=250
- Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB2=230 khi đó

1lim
0
H
σ
=2HB+ 70 = 2 . 250+ 70 = 579Mpa

1lim
0

F
σ
=1.8HB = 1,8.250 = 450Mpa

2lim
0
H
σ
=2HB+ 70 = 2 . 230+ 70 = 530Mpa

2lim
0
F
σ
= 1.8HB =1,8. 230 =414Mpa
_ K
HL
,K
FL
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ
Và chế độ tải trọng của bộ truyền .
_ Xác định theo công thức 6.3 và 6.4

H
m
HO
HFHL
N
NN
=

F
m
FO
FEFL
N
NN
=
_ m
H
, m
F
; Bậc của đương cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn
_ Vì HB < 350 : m
H
= 6 , m
F
= 6
_ N
HO
, N
FO
; số chu kỳ ứng suất khi thử độ bền tiếp xúc và uốn .
_ Theo công thức (6.5) : N
HO
= 30H
4.2
HB

Do đó

N
1HO
=30.250
4.2
=1,71. 10
7
N
2HO
=30.255
4.2
=1,39.10
7
_ N
HE
, N
HF
: số chu ky thay đổi ưng suất tương đương
_ Do tải trọng tỉnh nên ta có
N
HE
= N
FE
= 60c.n. N
HE
=60c.n
∑
i
t
_ c là lần ăn khơp trong một vọng quay
_ vận tôc của bánh răng

_ L
h
=
∑
i
t
: Tổng số giờ làm việc
_ L
h
= 20000 ( giờ )
_ Ta có :
N
1HE
= N
1FE
= 60.n
1
L
h
c = 60.1.278.20000 = 3336. 10
5
N
2HE
= N
2FE
60c.n
2
. L
h
= 60.69,75.20000 = 837 .

10
5
+

N
1HE
= 3336. 10
5
> N
HO
=

1,71. 10
7

Suy ra : K
1
1
=
HL
+ N
2HE
= 837 .

10
5
> N
HO
= 1,39.10

7
Suy ra : K
1
2
=
HL

Vì
2FE
N
>
0F
N
= 4.
6
10
.
Do đó:
1
2
=
FL
K
Tương tự:
1
1
=
FL
K

Như vậy theo (6.1a) Sơ bộ xác định được:

[ ]
H
σ
=
lim
0
H
σ
.K
HHL
S/

[ ]
H
σ
1
=570
18,518
1,1
1
=
Mpa

[ ]
H
σ
2
=530

81,481
1,1
1
=
Mpa
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều:
1=
FC
K
Ta được:

[ ]
F
FLFCF
F
s
KK
0
lim
δ
δ
=

[ ]
75.1
11450
1
××
=
F

δ
= 257,14 Mpa

[ ]
75.1
11414
2
××
=
F
δ
= 236,5Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên suy ra :

[ ]
H
σ
= min{
[ ]
H
σ
1
,
[ ]
H
σ
2
} = 418,18 Mpa
- ứng suất quá tải cho phép:
Theo (6.13) và (6.14):

[ ]
==
2
max
8.2
chH
δδ
4508.2 ×
= 1260 MPa

[ ]
==
1
max
1
8.0
chF
δδ

5808.0
×
= 464MPa

[ ]
==
2
max
2
8.0

chF
δδ

4508.0 ×
= 360Mpa
4/ Xác đinh thông số cơ bảng của bộ truyền :
a/ Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
theo (6.15a):TTTKHDĐCK ta có :

[ ]
3
2
1

.
)1(








+=
bahH
H
haw
u
kT

uka
ψδ
β

Theo bảng (6.6), chọn
=
ba
ψ
0,3
với bánh răng thẳng
=
a
k
49.5 (bảng 6.5). là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của
bánh răng :
theo công thức (6.16),TTTKHDĐCK ta có :
=
bd
ψ
0.53 . 0.3 .(5,13 + 1) = 0,974
Do đó theo bảng (6.7),
=
β
H
k
1.05 và
=
β
F
k

1,1 Sơ đồ phân bố 6 .

β
H
k
: Là hệ số khi xét đến sự không điều của tải trọng trên vành răng
Khi tính theo sưc bềnh tiếp xúc và uốn
T
1
: momen xoắn trên trục 1 : T
1
= T
I
= 135470.5 (Nmm)

[ ]
H
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
H
σ
= 481,18 Mpa
Vậy :
mma
w
23,223
4.013,518,481
05.15,135470
)113,5.(5.49

3
2
=








××
×
+=
lấy
=
w
a
223 mm
b/ Xác định các thông số ăn khớp
m = (0.01…,0.02)
w
a
= 2,23 … 4,46 mm
theo bảng 6.8 chọn modun m = 4
_ Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có góc nghiêng β = 0
Từ công thức 6.18 ta xac định số răng bánh nhỏ :

19,18
)113,5(4

2232
)1(
2
1
=
+
×
=
+
=
h
w
um
a
z
lấy
=
1
z
18 ,
=
2
z
u
h
.
=
1
z
5,13 . 18 = 92,34

lấy
=
2
z
92
_ Tổng số răng : z
t
= z
1
+ z
2
= 18 + 92 = 110
_ Tính lại khoảng cách trục :
Do đó
=
w
a
==
2
110.4
2
.
t
zm
220 mm
Ta chọn
=
w
a
220 mm

_ Do đó tỉ số truyền : U
tt
= U
h
= 5,13

c/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
_ Ứng suất tiếp xúc trên bề măt làm việc :
Theo (6.33)
2
1
1

)1(2

wmw
mH
HmH
dub
ukT
zzz
+
=
ε
σ
(*)
Theo bảng (6.5), TTTKHDĐCK
=
m
z

3
1
)(274 Mpa
.
Theo (6.34),
=
×
×
==
)28.202sin(
12
.2sin
cos2
tw
b
H
z
α
β
1.754
Với góc nghiêng của hình trụ cơ sở β
b
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
b
= cos20 = 0
Với : α

t
= α
tw
= arctg( tgα / cosβ
t
)
= arctg( tg20 / cos0 ) = 20
Trong đó góc propin gốc α = 20
0

( theo TVCN – 1065 -71 )

=
×
×
==
)202sin(
12
.2sin
cos2
tw
b
H
z
α
β
1.764
với bánh răng thẳng, dùng (6.36a) tính
ε
z

3
4
α
ε
ε
−
=z
.
Trong đó
=






+−=
βε
α
cos.)
110
1
29
1
(2.388.1
1.74

=⇒
ε

z
0.868
- đường kính vòng lăn bánh nhỏ

=






+
×
=
+
=
1
34
130
2462
1
2
1
m
w
w
u
a
d
102 mm.

Theo (6.40),
7.1
60000
32010214.3
60000

11
=
××
==
nd
v
w
π
m/s.
Theo bảng (6.13), chọn cấp chính xác 9,
Do đó theo bảng (6.16),
=
0
g
73
Theo (6.42),

6
81.3
246
7,173006.0
0
=×××==
u

a
vgv
w
HH
δ
Theo (6.41),

=
×××
××
+=+=
1051.12865002
2461026
1
.2

1
1
1
αβ
HH
wwH
Hv
kkT
dbv
k
2
Trong đó
982464.0. =×==
wbaw

ab
ψ

=××== 12051.1
αβ
HHvHH
kkkk
2,1
Thay các giá trị trên vào (*) ta được:
1
1

)1(2

wmw
mH
HmH
dub
ukT
zzz
+
=
ε
σ

=
××
+×××
×××=
2

)102(8,398
)18,3(1,22865002
868,0754,1274
H
σ
510 Mpa.
Với v = 1.46 m/s < 5m/s, nên z
v
= 1.
Cấp chính xác động học là cấp 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
cấp 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=10….40
m
µ
, do đó z
R
=0,9 ; với d
a
<700mm, K
xH
= 1,
Do đó theo (6.1) và (6.1a):
[ ] [ ]
51819,01576 =×××==
xHRVHH
KZZ
σσ
Mpa
Như vậy

[ ]
σσ
<
H
, nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều
rộng răng:
d/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn),
Theo (6.43):
=
1F
σ
=
)(
2
1
11
mdb
YYYKT
ww
FF
βε
[ ]
1F
σ
≤
(**)
Theo bảng (6.7): K
β
F
=1.1 ; theo bảng (6.14): với v < 2.5 m/s và cấp

chính xác cấp 9, K
α
F
= 1 ,b
w
=98
Theo (6.47):
9.1581,3/2467,173016,0/
0
=××== uavgv
wFF
δ
do đó theo bảng (6.15):
F
δ
= 0,016,
theo bảng (6.16): g
0
= 73.
Do đó theo (6.46):
K
FFv
v+=1
b
w
d
w
/(2T
1
K

β
F
K
α
F
) =
25,1
11,12865002
102989.15
1 =
×××
××
+
Do đó : K
34.125,111,1 =××==
FVFFF
KKK
αβ
- với
74,1=
α
ε
; Y
6,0
74,1
11
===
α
ε
ε

- với
=
β
0 ;Y
=
β
1
- Số răng tương đương:
z
=
1v
34
z
=
2v
130
Theo bảng (6.18) ta đựơc Y
=
1F
3,8; Y
=
2F
3.6
Với m = 3 mm, Y
S
= 1.08-0.695ln(3)=1.003
y
1=
R
(bánh răng phay) ; k

1=
xF
(d
a
< 400 mm)
Do đó theo công thức (6.2) và (6.2a):
[ ] [ ]
5,2781003.1171.277
11
=×××==
xFSRFF
KYY
σσ
MPa
tương tự ta tính được :
[ ] [ ]
2271003.11226
22
=×××==
xFSRFF
KYY
σσ
MPa
Thay các giá trị vừa tính ở trên vào công thức (**)
Ta được :
=
1F
σ
80
)310298(

7.3184.034.12865002
=
××
×××××

=
1F
σ
80 Mpa <
[ ]
1F
σ
= 278,5MPa

76
8.3
6.380
1
21
2
=
×
=
×
=
F
FF
F
Y
Y

σ
σ
MPa
e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải:
heo (6.48) với K
== TT
qt
/
max
2,2
=== 2,2510
max1 qtHH
K
σσ
756 Mpa <
[ ]
max
H
σ
= 1624MPa
Theo (6.49):
=×== 280
1max1 qtFF
K
σσ
160 <
[ ]
max
1F
σ

= 464 MPa
=×== 276
2max2 qtFF
K
σσ
152 <
[ ]
max
2F
σ
= 464 MPa
Thông số Kết quả
Khoảng cách trục 246 mm
Môđun 3 mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 98
Tỉ số truyền u
h
= 3.81
Góc nghiêng của răng
β
= 0
Số răng bánh răng z
1
= 34
z
2
=
130

Hệ số dịch chỉnh x
1
=0 x
2
= 0
Đường kính chia d
1
=102 d
2
=390
Đường kính đỉnh răng d
1a
=108
d
2a
=39
6
Đường kính đáy răng d
1f
=95,5
d
2f
=38
3,5
CHƯƠNG IV
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC
1. chọn vật liệu chế tạo trục đối với hộp giảm tốc chịu tải trọng
trung bình là thép 45 thường hoá.
Độ rắn HB = 170…217
b

σ
= 600MPa ;
ch
σ
=340 MPa
Các lực tác dụng lên trục
2
1
1
1
6,5617`
102
2865002
2
t
w
t
F
d
T
F ==
×
==
2
1
1
3,2022
0cos
28.206,5617
cos

r
twt
r
F
tg
tgF
F ==
×
=
×
=


β
α
lực tác dụng lên trục F
r
= 1670,6
2. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Theo (10.9)
d
[ ]
3
)2,0(
τ
T
≥
trong đó: T – là mômen xoắn (Nmm)

[ ]

τ
- là ứng suất xoắn cho phép(MPa)
[ ]
τ
=15…30MPa với vật liệu là thép CT45, thép 45, 40X.
d
1
=
[ ]
3
1
)202,0(
286500
)2,0(
=
×
=
τ
T
; lấy d
1
= 40
v ới : T
1
=286500

[ ]
τ
=20
d

2
=
[ ]
45
)202,0(
358125
)2,0(
3
2
=
×
=
τ
T
; lấy d
2
=45

v ới : T
2
=358125

[ ]
τ
=20
dựa vào hình (10.6):

112
)5.1 2.1( dl
m

=
d
1
: là đường kính chiều rộng đai d
1
=40
chọn
48402.1
12
=×=
m
l
mm
tương tự:
213
)5.1 3.1( dl
m
=
d
2
: là bề rộng bánh răng d
2
=58 mm
d
1
=40 tra bảng (10.2) => b
0
=23mm
Theo bảng (10.3)
-khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp

hoặc khoảng cách của chi tiết quay
chọn k
=
1
10
- khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
chọn k
2
= 10
- khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
chọn k
3
=15
- chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
chon h
n
= 15

1215,6022
5,601010)2358(5.0)(5.0
5,65
2
23
1515
2
48
22
1311
210131332
0

3
12
12121
=×==
=+++=+++===
=+++=+++=
−==
ll
kkbllLL
b
hk
l
llL
m
n
m
c
x
y
Ft
Fr1
FBy
FBx
FAy
FAx
Fr
M
Phân tích các lực tác dụng lên trục:









=+−−=
=++=
=++=
=+++=
∑
∑
0)(
0)(
0
0
32211
3221
1
1
llFBxlFlFMy
llFBylFMx
FFByFAyy
FFFBxFAxx
tr
r
r
rt









=+−×−××=
=++×=
=++=
=+++=
∑
∑
0)5,605,60(5,606,56175,605,656,1670
0)5,605,60(5,603,2022
03,2022
06,16706,5617
FBxMy
FByMx
FByFAyy
FBxFAxx








−=
−=

−=
−=
5,1973
15,1011
15,1011
7,5314
FBx
FBy
FAy
FAx
x
y
Ft
Fr1
FBy
FBx
FAy
FAx
Fr
M
DCB
A
Z
2
2
3
3
1
1
L1 L2

L3
- Xét trên mặt cắt 1-1
tại A



=
=
1
.
0
zFMy
Mx
r




=
=
1
.
0
lFMy
Mx
r





=×=
=
3,1094245,656,1670
0
My
Mx
- Xét trên mặt cắt 2-2:
2132
0 llz =≤≤
tại B:



=
=
12
2
.
0
lFM
M
rBy
Bx




=
=
3,109424

0
2
2
By
Bx
M
M
Tại C:



−+=
=
2212
22
.)(
.
zFAxzlFM
zFAyM
rCy
Cx




−+=
=
212
22
)(.

.
zFAxFlFM
zFAyM
rrCy
Cx




−+=
=
2212
22
)(.
.
lFAxFlFM
lFAyM
rCy
Cx





×−+×=
×=
5,60)7,53146,1670(5,656,1670
5,6015,1011
2
2

Cy
Cx
M
M






−=
=
7,111043
5,61174
2
2
Cy
Cx
M
M
- Xét trên mặt cắt 3-3:




=
−=
33
33
.

.
zFBxM
zFByM
y
x




=
−=
33
33
.
.
lFBxM
lFByM
y
x




=×=
−=×−=
7,1193965,605,1973
5,666195,6015,1101
3
3
y

x
M
M
- Xác định đường kính trục 1:
Tại vị trí bánh đai :
M
12
=
1.
lM
Fr
=
8,3305,656,1670 =×
M
td
=
2
1
2
12
75,0 TM ++

M
td
=
22
26850075,08,330 ++
=232528
- D
12

=
3
td
][1,0
M
δ
=
3
50.1,0
232528
=35.9(chọn d
ol
= 35 TTC )
Tại vị trí ổ lăn :

M
10
=M
11
=
22
2
10
2
3,1094240 +=+−
XY
MM
=109424,3 (Nmm)

M

td
=
2
1
2
10
75,0 TM ++


M
tdol
=
22
268500.75,0109424,3 +
=256988 (Nmm)

- d
10
=
3
][1,0
109425,2
δ
=
3
50.1,0
256988
=36,5(chọn d
ol
= 35 TTC )

Tại vị trí bánh răng ;

M
br
= M
13
=
2
13
2
2 XY
MM +

M
br
= M
13
=
22
7,1110435,61174 +
=126779,4 (Nmm)

M
tdbr
=
2
1
2
.75,0 TM
br

+
M
tdbr
=
22
268500.75,0 126779,4 +
=264843,7 (Nmm)
- d
br
=
3
50.1,0
264843,7
=37,55