Xác định tỷ số truyền của bánh răng

Nguyễn Văn Khoa
І. Chọn động cơ
1. Xác định công suất động cơ
- Công suất cần thiết được xác định:
η
t
ct
P
P =
Trong đó: P
ct
: công suất cần thiết của trục động cơ (kw)

P
t
: công suất tính toán trên trục tang (kw)

η : hiệu suất truyền động
- Hiệu suất truyền động:
η = η
2
ol
. η
đ
. η
br
. η
ot
. η
kn
Trong đó: η

ol
: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
η
ot
: hiệu suất của 1 cặp ổ trượt
η
đ
: hiệu suất của bộ truyền đai
η
br
: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
η
kn
: hiệu suất của nối trục đàn hồi
Tra bảng 2.3 (TTTK) ta có:
η
ol
= 0,99 ; η
đ
= 0,96 ; η
br
= 0,98 ; η
ot
= 0,99 ; η
kn
= 1
η = 0,99
2
. 0,96 . 0,98 . 0,99 . 1 = 0,91
Công suất trục tang P

t
:
1000
.vF
P
t
=
=
1000
42,0.14500
= 6,09 (kw)
69,6
91,0
09,6
===
η
t
ct
P
P
(kw)
2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:
u
t
= u
h
. u
n
Trong đó:

u
h
: tỷ số truyền của hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng)
1
Nguyễn Văn Khoa
u
n
: tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (đai dẹt)

Tra bảng 2.4 (TTTK) ta chọn :
u
h
=4 ; u
n
= 5
u
t
= 4.5 = 20
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
lv
. u
t
- Với n
lv
số vòng quay của trục tang
09,19
420.

42,0.60000
.
.60000
===
ππ
D
v
n
lv
(v/p)
Trong đó: v: vận tốc băng tải (m/s)
D: đường kính tang quay (mm)
n
sb
= 19,09.20 = 381,8 (v/p)
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
n
đb
= 750 (v/p)
3. Chọn quy cách động cơ
- Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện:
P
đc
≥ P
ct
n
đb
≈ n
sb

T
T
mm
≤
dn
k
T
T

Ta có: T
mm
=1,5T
1

T = T
1
+ T
2
=1,75T
1

86,0
75,1
5,1
1
1
==
T
T
T

T
mm

- Từ bảng P1.3 (TTTK) chọn động cơ 4A160S8Y3:
Công suất Vận tốc Cosφ η T
max
/T
dn
T
k
/T
dn
7.5 730 0,75 86 2,2 1,4
2
Nguyễn Văn Khoa
ІІ. Phân phối tỷ số truyền
1. Phân phối tỷ số truyền u
t
của hệ dẫn động
- Xác định tỷ số truyền của hệ:
23,38
09,19
730
===
lv
đc
t
n
n
u

- Phân phối tỷ số truyền: u
t
= u
h
. u
n
- Chọn u
h
theo tiêu chuẩn: u
h
= 5

64,7
5
23,38
===
h
t
đ
u
u
u
→ Phân phối tỷ số truyền như sau:
u
t
= 38,23 ; u
đ
= 7,64 ; u
h
= 5

2. Xác định mômen xoắn và số vòng quay trên các trục động cơ
+ Công suất trên các trục:
- Trục І:

21,6
99,0.99,0
09,6
1
===
olot
t
P
P
ηη
(kw)
- Trục ІІ:
4,6
1.98,0.99,0
21,6
1
2
===
knbrol
P
P
ηηη
(kw)
+ Số vòng quay trên các trục:
- Trục động cơ: n
đc

=730 (v/p)
- Trục
Ι
:
55,99
64,7
730
1
===
đ
đc
u
n
n
(v/p)
- Trục П:
91,19
5
55,99
1
2
===
h
u
n
n
(v/p)
+ Mômen xoắn trên các trục:
- Trục
Ι

:
56
1
1
6
1
10.95,5
55,99
21,6
.10.55,9.10.55,9 ===
n
P
T
(N.mm)
3
Nguyễn Văn Khoa
- Trục П
66
2
2
6
2
10.06,3
91,19
4,6
.10.55,9.10.55,9 ===
n
P
T
(N.mm)

- Trục động cơ:
466
10.75,8
730
69,6
.10.55,9.10.55,9 ===
đc
đc
đc
n
P
T
(N.mm)
Trục
Thông
số
Động cơ Trục І Trục ІІ
Công suất (kw) 6,69 6,21 6,4
Tỷ số truyền U
đ
= 7,64 U
h
= 5
Số vòng quay (v/p) 730 99,55 19,91
Mômen xoắn (N.mm) 8,75.10
4
5,95.10
5
3,07.10
6

Ш. Thiết kế bộ truyền đai ngoài
1. Chọn loại đai
- Căn cứ theo yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền chọn đai thang thường loại Б
- Tra bảng 4.13 (TTTK) chọn tiết diện đai b.h = 17.10,5
a, Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.13 (TTTK)
Chọn d
1
=200 (mm)
- Vận tốc đai:
64,7
60000
730.200.
==
π
V
(m/s)
b, Bánh đai lớn:
d
2
= d
1
.u
đ
.(1- ξ) =200.7,64.(1- 0,01) = 1512,72 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d
2
= 1500 (mm)
- Tỷ số truyền thực tế:

%4%91,0%100

64,7
64,757,7
%100.
57,7
)01,01.(200
1500
)1.(
1
2
≤−=
−
=
−
=∆
=
−
=
−
=
đ
đtt
tt
U
UU
U
d
d
U
ξ
4

Nguyễn Văn Khoa
c, Theo bảng 4.14 (TTTK) chọn sơ bộ khoảng cách trục
a = d
2
.0.9 = 1350 (mm)
d, Chiều dài đai
)(31,5683
1350.4
)2001500(
)2001500(
2
1350.2
4
)(
)(
2
2
2
2
12
12
mm
a
dd
ddal
=
−
+++=
−
+++=

π
π
Chọn đai theo tiêu chuẩn l = 5600 (mm)
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
1036,1
6,5
64,7
max
=≤=== i
l
v
i
- Tính góc ôm:
0000
12
00
1
1202,125
1350
2001500
.57180.57180 ≥=
−
−=
−
−=
a
dd
α
e, Xác định số đai:

lzu
đ
CCCCP
kP
Z
].[
.
0
1
α
=
- Tra bảng 4.7 (TTTK) chọn k
đ
= 1,25 vì số ca làm việc là 2
→ k
đ
= 1,25 + 0,1 = 1,35
- Với α = 125,2° → C
α
= 0,835
- Với l/l
0
= 5600/2240 = 2,5 tra bảng 4.16 (TTTK) → C
l
= 1,2
- Với u = 7,64 > 3 tra bảng 4.17 (TTTK) → C
u
= 1,14
- Trả bảng 4.19 (TTTK) ta có: [P
0

] = 3,38
→
83,1
38,3
21.6
][
0
1
==
P
P
- Tra bảng 4.18 (TTTK) → C
z
= 0,95
→ Số dây đai:
28,2
2,1.95,0.14,1.835,0.38,3
35,1.21,6
==Z
(đai)
Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 3
5
Nguyễn Văn Khoa
f, Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trụ:
v
đ
F
ZCv
kP
F +=

780
1
0
α
Mà : F
v
= q
m
.v
2
- Tra bảng 4.22 (TTTK), ta có: q
m
= 0,178
→ F
v
= 0,178.7,64
2
= 10,39 (N)
→
68,341
3.835,0.64,7
35,1.21,6.780
0
==F
(N)
- Lực tác dụng lên trục:
F
r
= 2.F

0
.Z.sin(
2
α
)
= 2.328,41.3.sin
2
2,125
= 1749,4 (N)
2. Truyền động bánh răng
a, Chọn vật liệu
- Nhãn hiệu thép: 45
- Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện
- Kích thước: S ≤ 60
- Độ rắn: 241 ≤ HB ≤ 285
- Giới hạn bền: б
b
= 850 MPa
- Giới hạn chảy: б
ch
= 580 MPa
b, Tính ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 (TTTK) với thép 45 tôi cả thiện đạt độ rắn:
180 ≤ HB ≤ 350
б
Hlim
= 2HB + 70 ; S
F
= 1,75 ; S
H

= 1,1 ; б
Flim
= 1,8HB
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 280 (MPa)
6
Nguyễn Văn Khoa
- Độ rắn bánh lớn HB
2
= 250 (MPa)
63070280.2702
1
0
1lim
=+=+= HB
H
σ
(MPa)
57070250.2702
2
0
2lim
=+=+= HB
H
σ
(MPa)
5,5042280.8,18,1
1
0

1lim
=== HB
F
σ
(MPa)
450250.8,18,1
2
0
2lim
=== HB
F
σ
(MPa)
- Theo 6.5:
4,2
30
HBHO
HN =
74.2
2
74.2
1
10.7,1230.30
10.4,2280.30
==
==
HO
HO
N
N

N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất
- Theo 6.7:
ii
i
HE
tn
T
T
cN
3
max
60
∑








=
→
∑
∑∑









=
i
ii
iHE
t
t
T
T
tncN 60
3
max
11
Trong đó:
N
HE
: số chu kỳ thay đổ ứng suất tương đương
T
i
: mômen xoắn của trục i
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
n
i
: số vòng quay của trục i
→
[ ]

2
733
2
10.26,575,0 5625,01.35,0.1500.55,99.1.60
HOHE
NN ≥=+=
Do đó K
HL2
= 1
→
11 HOHE
NN >
do đó K
HL1
= 1
K
HL
hệ số tuổi thọ
- Theo 6.1a sơ bộ xác định được:
[ ]
H
HLH
H
S
K.
lim
σ
σ
=
S

H
: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

[ ]
72,527
1,1
1.630
1
==
H
σ
(MPa)
7
Nguyễn Văn Khoa

[ ]
18,518
1,1
1.570
2
==
H
σ
(MPa)

[ ]
[ ] [ ]
45,545
2
18,51872,572

2
21
=
+
=
+
=
HH
H
σσ
σ
(MPa)
- Theo 6.7:

[ ]
)(10.03,4
75,0.5625,01.35,0.1500.1.55,99.60 60
7
66
6
max
MPa
tn
T
T
cN
ii
i
FE
=

+=








=
∑
- Vì N
FE2
= 4,03.10
7
> N
FO
= 4.10
6
→K
FL2
=1
tương tự → K
FL1
= 1
- Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1
[ ]
288

75,1
1.1.5,504
1
==
F
σ
(MPa)
[ ]
14,257
75,1
1.1.450
2
==
F
σ
(MPa)
- Ứng suất quá tải cho phép:
[ ]
6,14125,504.8,2.8,2
1
max
===
chH
σσ
(MPa)
[ ]
464580.8,0.8,0
1
max
1

===
chF
σσ
(MPa)
[ ]
6,4035,504.8,0.8,0
2
max
2
===
chF
σσ
(MPa)
3. Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền
a, Khoảng cách trục
[ ]
3
1
2
1

.
).1.(
baH
H
aw
u
KT
uKa
ψσ

β
+=
Trong đó:
a
w
: khoảng cách trục (mm)
8
Nguyễn Văn Khoa
K
a
: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
T
1
: mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)
[ ]
H
σ
: ứng suất tiếp xúc cho phép
U: tỷ số truyền
ba
ψ
: hệ số tra bảng 6.6 (TTTK)
K
Hβ
: hệ số kể đến sự phân bố k đều tải trọng treeb chiều rộng vành răng
tính về tiếp xúc
- Tra bảng 6.6 (TTTK) chọn ψ
ba
= 0,3
- Tra bảng 6.5 (TTTK) răng nghiêng chọn k

a
= 43:
ψ
bd
= 0,5.ψ
ba
.(u+1)
= 0,53.0,3.(5+1) = 0,954
- Tra bảng 6.7 (TTTK) chọn K
Hβ
= 1,05:
→
21,595
3,0.5.26,527
05,1.10.95,5
).15.(43
3
2
5
=+=
w
a
(mm)
Chọn a
w
= 300 (mm)
b, Xác định các thông số ăn khớp
- Mô đuyn răng:
m = (0,01÷0,02)a
w

= (0,01÷0,02).300 = (3÷6)
chọn m = 4
- Góc nghiêng β:
chọn sơ bộ β = 10
°
do đó cos β = 0,9848
- Số răng bánh nhỏ:
62,24
)15.(4
9848,0.300.2
)1.(
cos.
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Chọn Z
1
= 24 răng
- Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z

1
.u = 24.5 = 120 (răng)
- Tỷ số truyền thực tế:
9
Nguyễn Văn Khoa
5
24
120
1
2
===
Z
Z
u
m
→
96,0
300.2
)12024.(4
cos =
+
=
β
β = 16,26 = 16°15’36’’
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
2
1

)1.(.2

ww
H
MHH
dub
uKT
ZZZ
+
=
ε
σ
Trong đó:
Z
M
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
b
w
: chiều rộng vành răng
d
w
: đường kính vòng lăn
T
1
: mô men xoắn trên trục chủ động (trục 1)

- Theo bảng 6.5 (TTTK):
Z
M
= 274 (MPa)
tanβ
b
= cosα.tanα
Với
83,20)
26,16cos
20tan
arctan()
cos
tan
arctan(
1
====
β
α
αα
tw
tanβ
b
= cos(20,83).tan(16,26) = 15,24
- Theo 6.34:
7,1
83,20.2sin
24,15cos.2
).2sin(
cos.2

===
m
b
H
Z
α
β
- Theo 6.37:
88,1
4.
24,15sin.90
.
sin
===
ππ
β
ε
β
m
b
w
- Theo 6.28b:
10
Nguyễn Văn Khoa
65,196,0.
120
1
24
1
2,388,1cos.

11
2,388,1
21
=












+−=















+−=
βε
α
ZZ
- Theo 6.28:
78,0
65,1
11
===
α
ε
ε
Z
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
100
15
300.2
1
.2
=
+
=
+
=
u
a
d
w
w

(mm)
- Ttheo 6.40:
52,0
60000
55,99.100.
60000

1
===
π
π
nd
v
w
(mm)
Với v = 0,52 (mm) theo bảng 6.13 (TTTK) dùng cấp chính xác 9
- Theo bảng 6.14 (TTTK) cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s)
Chọn k
Hα
= 1,13
- Theo 6.42:
u
a
vgv
w
HH

0
δ
=

Trong đó:
δ
H
: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15(TTTK) có δ
H
= 0,002
- g
0
: hệ số kể đến ảnh hưởng sai số của các bước răng
Tra bảng 6.16 (TTTK) có g
0
= 73
59,0
5
300
.52,0.73.002,0 ==
H
v
(mm)
- Theo 6.41:
αβ
HH
wwH
Hv
KKT
dbv
K
2

1
1
+=
Trong đó:
K
Hβ
: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chiều rộng vành răng
11
Nguyễn Văn Khoa
K
Hα
: hệ sồ kể đến sự phân bố không đề tải trọng cho đôi răng không đồng
thời ăn khớp
1
11,1.13,1.10.95,5.2
100.90.52,0
1
5
=+=
Hv
K
- Theo 6.39:
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv

= 1,11.1,13.1 = 1,25
→
67,511
100.5.90
)15.(25,1.10.95,5.2
.78,0.7,1.274
2
5
=
+
=
H
σ
(MPa)
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
với v = 0,52 (m/s) < 10 (m/s), Z
v
= 1 với cấp chính xác động học là 9 chọn
cấp chính xác về ứng suất tiếp xúc là 8, cần gia công đạt độ nhám R
a
=
2,5…1,5 (μm)
Do đó: Z
r
= 0,95 với d
a
< 700 (mm), K
XH
= 1
- Theo 6.1 và 6.1a:

[б
H
] = [б
H
].Z
v
.Z
R
.K
XH
Trong đó:
Z
R
: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
v
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
XH
: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
→ [б
H
] = 545,45.1.0,95.1 = 518,17 (MPa)
б
H
= 511,67 (MPa) < [б
H
] = 518,17 (MPa)
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trong đó: b

w
: chiều rộng vành răng (mm)
d
w
: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
Y
ε
: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y
β
: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y
F1
: hệ số dạng răng của bánh 1
12
Nguyễn Văn Khoa
- Theo bảng 6.7 (TTTK) chọn K
Fβ
= 1,1
với v = 0,52 (m/s) cấp chính xác là 9
- Theo bảng 6.11 (TTTK) chọn K
Hα
= 1,37
- Theo 6.47:
76,1
5
300
.52,0.73.006,0
0
===

u
a
vgv
w
FF
δ
(m/s)
δ
F
: tra bảng 6.15 (TTTK)
g
0
: tra bảng 6.16 (TTTK)
- Theo 6.46:

1
37,1.1,1.10.59,5.2
100.90.76,1
1
2
.
1
5
1
=+=+=
αβ
FF
wwF
Fv
KKT

dbV
K
Do đó:
K
F
= K
Fβ
. K
Fα
. K
Fv
= 1,1.1,37.1 = 1,5
Với ε
α
= 1,65 →
6,0
65,1
11
===
α
ε
ε
Y
Β = 16,26 →
88,0
140
26,16
1 =−=
β
Y

- Số răng tương đương:
63,135
96,0
120
cos
126,27
96,0
24
cos
33
2
2
33
1
1
===
===
β
β
z
Z
z
Z
v
v

Chọn Z
v1
= 25 ; Z
v2

= 150
- Theo bảng 6.18 ta chọn được:
Y
F1
= 3,9 ; Y
F2
= 3,6
- Với m = 4 → Y
S
= 1,08 – 0,069.ln(4) = 0,984
Y
R
= 1 ; Y
XF
= 1
- Theo 6.2 và 6.2a:
[б
F1
] = [б
F
].Y
R
.Y
S
.K
XF
= 288,23.1.0,984.1 = 283,39 (MPa)
Tính tương tự ta được:
13
Nguyễn Văn Khoa

[б
F2
] = 253,02 (MPa)
1,102
4.100.90
9,3.88,0.6,0.5,1.10.59,5.2
5
1
==
F
σ
(MPa)
24,94
9,3
6,3
.1,102.
1
2
12
===
F
F
FF
Y
Y
σσ
(MPa)
б
F1
< [б

F1
] = 464 (MPa)
б
F2
< [б
F2
] = 403,6 (MPa)
e, Kiểm nghiệm răng quá tải
với
2,2
max
==
T
T
K
qt


58,7682,2.18,518.
max1
===
qtH
K
σσ
(MPa)
б
H1max
< [б
H
]

max
= 1411,2 (MPa)
- Theo 6.49:
б
F1max
= б
F1
.K
qt
= 102,1.2,2 = 224,62 (MPa)
б
F2max
= б
F2
.K
qt
= 94,24.2,2 = 207,32 (MPa)
б
F1max
< [б
F1
]
max
= 464 (MPa)
б
F2max
< [б
F2
]
max

= 403,6(MPa)
f, Các thông số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục: a
w
= 300 (mm)
Mô duyn pháp: m = 4
Chiều rộng vành răng: b
w
= 90 (mm)
Tỷ số truyền: u
m
= 5
Góc nghiêng của răng: β = 16°15’36’’
Số răng bánh răng: Z
1
= 24 (mm) ; Z
2
= 120 (mm)
Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 ;
x
2
= 0
Đường kính vòng chia: d
1
= 100 (mm) ; d
2
= 500 (mm)
Đường kính đỉnh răng: d

a1
= 104,64 (mm); d
a2
= 504,64 (mm)
14
Nguyễn Văn Khoa
Đường kính đáy rẳng: d
f1
= 90 (mm) ; d
f2
= 490 (mm)
ІV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo
- Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δ
b
= 850 (MPa)
- Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)
2. Xác dịnh sơ bộ đường kính trục
- Theo 10.9 đường kính trục thứ k:
[ ]
3
.2,0
τ
k
k
T
d =
Trong đó: T
k
: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm)

[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa)
d
k
: đường kính trục thứ k (mm)
- Đường kính trục І:
d
Ι
=
[ ]
67,59
14.2,0
10.95,5
.2,0
3
5
3
==
Ι
τ
T
(mm)
chọn d
Ι
= 60 (mm) => b
01
= 31 (mm)
- Đường kính trục П:
d
[ ]
69,88

22.2,0
10.07,3
.2,0
3
6
3
===
Π
Π
τ
T
(mm)
chọn d
П
= 90 (mm) => b
02
= 43 (mm)
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Từ bảng 10.3 (TTTK) ta chọn:
K
1
= 10 (mm)
K
2
= 5 (mm)
K
3
= 10 (mm)
h
n

= 15 (mm)
- Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng, trên trục І:
l
m13
= (1,2 ÷ 1,5).d
1
= (1,2 ÷ 1,5).60 = (72 ÷ 90) mm
chọn l
m13
= l
m12
= 80 (mm)
15
Nguyễn Văn Khoa
- Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục П:
l
m22
= l
mk
= (1,2 ÷ 1,5).d
2
= (1,2 ÷ 1,5).85 = (102 ÷ 127,5) mm
chọn l
m22
= l
mk
= 115 (mm)
- Xác định chiều dài các ổ:
+ Trục І:
l

12
= - l
c12
= -[0,5.(l
m12
+ b
01
) + k
3
+ h
n
]
= -[0,5.(75 + 31) + 15 + 10] = -78 (mm)
l
13
= 0,5.(l
m13
+ b
01
) + k
2
+ k
1
= 0,5.(75 + 31) + 10 + 5 = 68(mm)
l
11
= 2l
13
= 2.68 = 136 (mm)
+ Trục П:

l
21
= l
11
= 136 (mm) ; l
23
= 68 (mm)
l
22
= - l
c22
= -[0,5.(l
m22
+ b
02
) + k
3
+ h
n
]
= -[0,5.(115+41)+15 +10] = -103 (mm)
4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực:
F
t1
= F
t2
=
11900
100
10.95,5.2

2
5
1
1
==
d
T
(N)
F
r1
= F
r2
=
16,4716
96,0
83,20tan.11900
cos
tan.
1
==
β
α
twt
F
(N)
Có F
d
= 1749,4 (N)
Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 40°
F

d
.cosβ = 1749,4. 40° = 1340,1 (N)
F
d
. sinβ = 1749,4. 40° = 1124,9 (N)
F
a1
= F
a2
= F
t1
.tanβ = 11900.tan16,26 = 3470,78 (N)
F
k
= (0,2 ÷ 0,3).F
t
= (0,2 ÷ 0,3).11900 = 2380 ÷ 3570 (N)
Chọn F
k
= 2600 (N)
16
Nguyễn Văn Khoa
( ) ( )
)(367,687
100.78,3470.5,0)78136(49,1124136.)68136.(16,4716
2
.sin
11
11
1

121111111311110
NF
F
d
FllFlFllFM
y
y
w
adyrx
−=→
−+−−−=
−+−−−=∑
β
Chọn lại F
y11
ngược lại chiều đã chọn:
)(42,4063
1,134016,4716cos.
10
1011110
NF
FFFFFF
y
ydyryy
=→
−−=+−−=
∑
β
)(31,3841
)68136.(1,1340.136)68136.(11900

).(cos ).(
11
11
121111111311110
NF
F
llFlFllFM
x
x
d
xty
=→
+++−−=
+++−−=
∑
β

)(2,6934
49,112431,384111900sin.
10
1011110
NF
FFFFFF
x
xdxtxx
=→
−−+−=−−+−=
∑
β
Biểu đồ lực trục

17
Nguyễn Văn Khoa
18
Nguyễn Văn Khoa
Trục
)(03,4022
500.78,3470.5,0136.16,4716
2

21
21
2
212123210
NF
F
d
FlFlFM
y
y
w
arx
=→
−−−=
−−=∑
)(19,8738
20
20212
NF
FFFF
y

yyry
=→
−+=
∑
)(11,7919
2600.103.13668.11900

21
21
22212123220
NF
F
lFlFlFM
x
x
k
xt
=→
−+−=
−+−=
∑

)(88,1380
260011,791911900
20
2021220
NF
FFFFFF
x
xxtxxx

=→
−+−=+−+=
∑
19
Nguyễn Văn Khoa
20
Nguyễn Văn Khoa
5. Tính chính xác các đường kính các đoạn trục
- Theo 10.17:
[ ]
3
.1,0
σ
tdj
j
M
d ≥
Trong đó:
[ ]
σ
: ứng suất cho phép
M
j
: mô men uốn tổng
22
xjyjj
MMM +=
M
tdj
: mô men tương đương

22
75,0
zjJtdj
MMM +=
[ ]
3
222
.1,0
75,0
σ
zxy
MMM
d
++
≥→
- Truc І:
+ Theo bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta thấy các
tiết diện lắp bánh răng ổ lăn, lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm.
+ Tại tiết diện 1-1 lắp bánh răng 1:
[ ]
3
2522
3
222
11
55.1,0
)10.95,5.(75,088,46482454,448762
.1,0
75,0
++

=
++
≥→
σ
zxy
MMM
d
= 53,16
Lấy theo tiêu chuẩn d
11
= 55 (mm)
+ Tại tiết diện 1-2 lắp ổ lăn 1-1:
[ ]
)(88,47
55.1,0
)10.95,5.(75,022,8771091,52364
.1,0
75,0
3
2522
3
222
12
mm
MMM
d
zxy
=
++
=

++
≥→
σ
Lấy theo tiêu chuẩn d
22
= 50 (mm)
21
Nguyễn Văn Khoa
+ Tại tiết diện 1-3 lắp bánh đai:
[ ]
)(41,45
55.1,0
)10.95,5.(75,0
.1,0
75,0
3
25
3
222
13
mm
MMM
d
zxy
==
++
≥→
σ
Lấy theo tiêu chuẩn d
13

= 48 (mm)
+ Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 1-0 lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 1-
1: d
10
= d
12
= 50 (mm)
- Trục П:
+ Tra bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 50 (MPa)
+ Tại tiết diện 2-0 lắp khớp lối
[ ]
)(01,81
50.1,0
)10.07,3.(75,0
.1,0
75,0
3
26
3
222
20
mm
MMM
d
zxy
==
++
≥→
σ
Lấy theo tiêu chuẩn d

20
= 85 (mm)
+ Tiết diện 2-1 lắp ổ lăn 2-0:
[ ]
)(15,81
50.1,0
)10.07,3.(75,0267800
.1,0
75,0
3
262
3
222
21
mm
MMM
d
zxy
=
+
=
++
≥→
σ
Lấy theo tiêu chuẩn d
21
= 85 (mm)
+ Tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2:
[ ]
)(2,82

50.1,0
)10.07,3.(75,016,53850092,594196
.1,0
75,0
3
2622
3
222
22
mm
MMM
d
zxy
=
++
=
++
≥→
σ
Lấy theo tiêu chuẩn d
22
= 95 (mm)
+ Tại tiết diện 2-3 lắp ổ lăn 2-1 lấy đồng bộ đường kính với d
22
d
23
= d
22
= 95 (mm)
6. Tính mối ghép then

- Kiểm tra độ bền của then theo công thức;
22
Nguyễn Văn Khoa
[ ]
dd
thld
T
σσ
≤
−
=
).(.
2
1
[ ]
cc
bld
T
ττ
≤=

2
Trong đó: T: mô men xoắn trên trục
d: đường kính trục
l, b, h, t kích thước then
Theo bảng 9.5 (TTTK) với tải trọng va đập nhẹ có [σ
d
]= 100 (MPa)
[τ
c

]: ứng suất cắt cho phép [τ
c
] =
)(30 20
3
90 60
MPa=
Chọn [τ
c
] = 30 (MPa)
- Trục І:
Theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then:
b = 16(mm) t
1
= 6 (mm)
h = 10(mm) t
2
= 4,3 (mm)
0,25 ≤ r ≤ 0,4 l
t
= 0,8.l
m
= 0,8.75 = 60 (mm)
[ ]
)(100)(15,90
)610.(60.55
10.95,5.2
).(.
2
5

1
1
MPaMPa
thld
T
dd
=〈=
−
=
−
=
σδ
[ ]
)(30)(53,22
16.60.55
10.95,5.2

2
5
1
MPaMPa
bld
T
cc
=〈===
ττ
→ then đủ bền
- Trục П:
- theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then:
b = 25(mm) t

1
= 9 (mm)
h = 14(mm) t
2
= 5,4 (mm)
0,4 ≤ r ≤ 0,6 l
t
= 0,8.l
m
= 0,8.115 = 92 (mm)
[ ]
)(100)(67,81
)4,514.(92.95
10.07,3.2
).(.
2
6
2
2
MPaMPa
thld
T
dd
=〈=
−
=
−
=
σδ
[ ]

)(30)(1,28
25.92.95
0710,3.2

2
6
2
MPaMPa
bld
T
cc
=〈===
ττ
→ then đủ bền
7. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn
tại các chi tiết nguy hiểm thoả mãn điều kiện:
23
Nguyễn Văn Khoa
[ ]
S
SS
SSj
S
jj
j
j
≥
+
=

22
.
τσ
τ
- Trong đó:hệ số an toàn cho phép thông thường [S] = 1,5÷ 2,5
s
σj
: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
mjajdj
j
K
s
σψσ
σ
σσ
σ

1
+
=
−
s
τj:
hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
mjajdj
j
K
s
τψτ
τ

ττ
τ

1
+
=
−
Với σ
-1
và τ
-1
: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
σ
-1
= 0,436 σ
b
= 0,436.600 = 261,6 MPa
τ
-1
= 0,58. σ
-1
= 0,58. 261,6 = 151,728 MPa
σ
aj
, σ
mj
: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
σ
mj

= 0 σ
aj
= σ
maxj
=
j
j
W
M
τ
aj
, τ
mj:
biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j
Trong đó W
j
: mômen cản uốn
Đối với tiết diện tròn:
)(
32
3
3
mm
d
W
j
j
π
=
Đối với tiết diện có 1 rãnh then:

( )
)(
2

32
.
3
2
11
3
mm
d
tdtbd
W
j
jj
j
−
−=
π
Khi trục quanh một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
j
jj
ajmj
W
T
0
max
22
===

τ
ττ
Trong đó: W
0j
: mômen cản xoắn
Đối với tiết diện có một rãnh then:
( )
)(
2

16
.
3
2
11
3
0
mm
d
tdtbd
W
j
jj
j
−
−=
π
ψ
σ
, ψ

τ
: Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền
mỏi, tra bảng 10.7(TTTK), ta có: ψ
σ
= 0,5 ψ
τ
= 0
24
Nguyễn Văn Khoa
Trục І: mặt cắt 1-1lắp bánh răng 1, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mtj cắt 1-3 lắp bánh đai
Trục П: mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bắnh răng
các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bắnh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với
lắp then.
Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ướng với tiết
diện trục nhưn sau:
Tiết
diện
Đường
kính
trục
b×h t
1
W W
0
a
σ
a
τ
1-1 55 10×10 6 15024,,2 31358 43 9,487
1-2 50 14×9 5,5 10747 12127,5 9,5 24,53

1-3 48 14×9 5,5 9408,6 20265,9 0 14,68
2-0 85 22×14 9 53564,2 113885,
8
0 2,16
2-1 85 22×14 9 53564,2 113885,
8
5 2,16
2-2 95 25×14 9 75414,2 159586,8 10,63 1,9
Các hệ số K
σdj
,K
τdj
đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức sau:
y
x
dj
K
K
K
K
1−+
=
σ
σ
σ
ε
y
x
dj
K

K
K
K
1−+
=
τ
τ
τ
ε
Trong đó:
K
x
: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp
gia công và độ nhẵn bề mặt. Tra bảng 10.8 (TTTK)với phương pháp gia công
là tiện Ra = 2,5 0,63 (µm) được: K
x
= 1,06
K
y
: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ
tính vật liệu. Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt: K
y
= 1
25