Thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc bánh răng côn trụ biết lực băng tải, vận tốc băng tải, đường kính tang đề 4 ĐHBKHN

Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chơng trình
đào tạo kỹ s cơ khí. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ
thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai,
Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế
và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số truyền không
đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn . Với chức năng nh vậy ,ngày nay
hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các ngành cơ khí , luyện kim , hoá chất , trong
công nghiệp đóng tàu Trong giới hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp
giảm tốc côn trụ . Trong quá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong
bộ môn , đặc biệt là thầy Lê Đắc Phong , em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình.
Do đây là lần đầu , với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể
tránh khỏi những sai sót xảy ra , em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các
thầy trong bộ môn .
Sinh viên

Nguyễn Hồng Quân
Phần I : tính toán hệ dẫn động
I. Chọn động cơ
A. Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất làm việc:

5,2
1000
5,0.5000
1000
.
===
vF
N

tg
KW
1
Hiệu suất hệ dẫn động :
Theo sơ đồ đề bài thì : =
m
ổ lăn
.
k
bánh răng
.
khớp nối
.
xích
m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3 (tr 94), ta đợc các
hiệu suất:
ol
= 0,99 ( vì ổ lăn đợc che kín),
br
= 0,97 ,
k
=1

x
=0,96( vì bộ truyền để hở)
= 0,99
4
. 0,97
2
.1. 0,96 = 0,867

Công suất cần thiết của động cơ :

77,5
867,0
5,2.2
.2
===

tg
dc
ct
N
N
(kW)
Hệ số truyền đổi :
=
83,0
8
4
8,0
8
3
1.
22
2
1
=+=

ck
ii
t
t
T
T

Công suất tơng đơng N
tđ
đợc xác định bằng công thức:
N
tđ

80,4
867,0
5,2.2.83,0
.2.
===


tg
N
(KW)
B, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ.

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
sb
.Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động
bánh răng côn - trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động xích (bộ truyền ngoài):
u
sb
= u
sbh
. u
sbx
= 15.3 = 45
Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=
300.14,3
5,0.60000
.
.60000
=

D
v
= 31,85 vg/ph
Trong đó : v : vận tốc xích tải
D: Đờng kính tang

Số vòng quay sơ bộ của động cơ n

sbđc
:
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 31,85.14.3 = 1338 vg/ph
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là n
đb
= 1500 vg/ph.
Động cơ đợc chọn phải thỏa mãn : N
đc


N
ct
, n
đc
n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T

Ta có : N
tđ
= 4,83 kW ; n
sb
= 1388 vg/ph ;
4,1
1
=
T
Tmm

Theo bảng phụ lục P 1.1 ( trang 234 sách hệ dẫn động cơ khí ). Ta chọn đợc kiểu động cơ
là : K132M4
Các thông số kĩ thuật của động cơ nh sau :

kWN
dc
5,5=
;
phvgn
dc
/.1445=
;
0,2=
dn
k
T
T

Kết luận động cơ K132M4 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
2
II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN
Ta đã biết u
sb
= u
sbh
.u
sbx
. Tỷ số truyền chung

36,45
85,31
1445
===
lv
dc
c
n
n
u
Chọn sơ bộ : u
x
= 3 u
hộp
=
12,15
3
36,45

=
;
chnhh
uuu .=

Trong đó : u
nh
: Tỉ số truyền cấp nhanh
u
ch
: Tỉ số truyền cấp chậm
Chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng côn là : u
ch
= 3,5
Chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng nghiêng : u
ch
= 4
u
x
=
5,3
12,15
= 3,78
Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, mô men xoắn, số vòng quay trên các trục của hệ dẫn động.
Công suất, số vòng quay :
N
ct
=5,77 kW ; n
lv

=31,85 vg/ph.
N
I
=N
ct
.
k
.
ol
=5,77.0,99. 0,99 =5,712 KW
n
I
= n
đc
=1445 vg/ph
N
II
=N
I
.
br
.
ol
=5,712. 0,97 . 0,99 = 5,485KW
n
II
=
5,3
1445
=

nh
I
u
n
= 412 vg/ph
N
III
=N
II
.
br
.
ol
=5,485. 0,97 . 0,99 = 5,267KW
n
III
=
4
412
=

ch
u
n
= 103 vg/ph
Mô men xoắn trên các trục:
T
I
= 9,55. 10
6

.
37751
1445
712,5
.10.55,9
6
==
I
I
n
N
N. mm.
T
II
= 9,55. 10
6
.
127140
412
485,5
.10.55,9
6
==
II
II
n
N
N.mm

T

III
= 9,55. 10
6
.
488348
103
267,5
.10.55,9
6
==
III
III
n
N
N. mm.
T
lv
= 9,55. 10
6
.
1730094
85,31
77,5
.10.55,9
6
==
ct
ct
n
N

N. mm.
Ta lập đợc bảng kết quả tính toán sau:

Trục
Thông số
Trục
động cơ
I II III Làm việc
Khớp U
nh
= 3,5 U
ch
= 4 u
x
=3,78
N(kW) 5,5 5,712 5,485 5,267 5,77
n (vg/ph) 1445 1445 413 103 31,85
T(N.mm) 37751 127140 488348 1730094
3
Phần 2 : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY
I. tính bộ truyền xích :
Vì trục III kéo 2 xích nh nhau nên chỉ tính toán cho một xích
Các thông số ban đầu :
N=
633,2
2
267,5
2
==
III

N
Kw
u
x
= 3,78
n
3
=103 vg/ph
1. Chọn loại xích :
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn
2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền :
_ Chọn số răng đĩa nhỏ theo điều kiện :
Z
1
= 29 - 2.u
x
19 Chọn Z
1
= 25
Do đó số răng đĩa lớn là : Z
2
= u
x
.Z
1
= 3,78.25 = 95 < Z
max
=120
Công suất tính toán :
N

t
=N.k
z
.k
n.
.k
Trong đó : với Z
1
=25 Hệ số răng đĩa dẫn : k
z
= 25/Z
1
= 1
với n
01
=200vg/ph Hệ số số vòng quay : k
n
=n
01
/n
1
=200/103 = 1,94
_Theo công thức (5.3) và bảng 5.6:
k = k
đ
.k
0
.k
a
.k

đc
.k
b
.k
c
Trong đó:
k
0
=1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng nằm ngang một goc < 60)
k
a
=1( chọn a = 40t)
k
đ
=1,3( tải trọng va đập vừa )
k
đc
=1,25 ( không điều chỉnh đợc )
k
c
= 1,25 ( làm việc 2 ca)
k
b
=1,5 ( bôi trơn định kỳ )
k = 1,3.1.1,25.1,25.1,5 = 3,05
Nh vậy :
N
t
= 2,633.1.1,94.3,05 = 15,58 kW
Theo bảng 5.5 với n

01
=200 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bớc xích
t = 31,75 mm , ký hiệu

P31,75 88500 , thoả mản điều kiện bền mòn:
N
t
< [N] = 19,3 kW
đồng thời theo bảng 5.8, t < t
max
_Khoảng các trục sơ bộ :
a = 40.t = 40.31,75 = 1270
Theo công thức 5.12 số mắt xích : X=
( ) ( )
( ) ( )
1,143
1270.14,3.4
75,31.2595
2
9525
5,0
75,31
1270
.2.
4
2
5.0.2
2
2
2

2
1221
=

+
+
+=

+
+
+ t
a
ZZZZ
t
a

Lấy số mắt xích chẵn X = 144
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
4
a =
( ) ( )
[ ]

+++
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0

ZZ
ZZXZZXt
a = 0,25.31,75
( ) ( )
[ ]
=

+++
2
2
14,3
2595
.225955,013225955,0132
1284,76 mm
Để tránh căng xích rút bớt a đi một lợng : a = 0,003a = 3,86 mm
Vậy lấy a = 1281 mm
_Số lần va đập của xích :
i =
19,1
144.15
103.25
.15
.
11
==
X
nZ
< [i] =25 (bảng 5.9)
3. Đờng kính đĩa xích :
d
1
=

( ) ( )
253
25/sin
75,31
/sin
1
==

Z
t
mm
d
2
=
( ) ( )
961
95/sin
75,31
/sin
2
==

Z
t
mm
d
a1
= t[0,5 + cotg(/Z
1
)] = 31,75.[ 0,5 + cotg(/25)] = 267 mm

d
a2
= t[0,5 + cotg(/Z
2
)] = 31,75[ 0,5 + cotg(/75)] = 773 mm
d
f1
= d
1
- 2r = 253 2.9,62 = 233,76 mm
d
f2
= 759 2.9,62 = 739,76 mm
với r = 0,5025d
1
+ 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm và d
1
= 19,05mm (bảng 5.2)
_Lực tác dụng lên trục theo (5.20):
F
r
= k
x
.F
t
= k
x
.6.10
7
.N/(Z

1
.n
3
.t)
(k
x
= 1,5 - đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 60
0
)
F
r
= 1,15.6.10
7
2,633/(25.103.31,75) = 2222 N
II. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC
A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh răng côn ).
1.Chọn vật liệu.
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ữ 240 có:

b1
= 750 MPa ;
ch 1
= 450 MPa. Chọn HB
1
= 240 (HB)
Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192 240 có:

b2
= 750 Mpa ;
ch 2

= 450 MPa. Chọn HB
2
= 200 (HB)
2. Xác định ứng suất cho phép.

[ ]
( )
HLxHVRHHH
KKZZS

=
lim

;
Chọn sơ bộ Z
R
Z
V
K
xH
= 1
[ ]
HHLHH
SK

=
lim

S
H

: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. S
H
=1,1.

limH

: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở;

limH

= 2.HB + 70

H lim1
= 550 MPa;

H lim2
= 470 MPa;
K
HL
=
H
m
HEHO
NN
với m
H
= 6.
m
H
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc.

N
HO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. Theo (6.5) :
N
HO
= 30. H
4,2
HB
,do đó:
5
N
HO1
= 30.240
2,4
=1,5.10
7
N
HO2
= 30.200
2.4
= 1.10
7
N
HE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
CKiiiiiHE
ttTTtuncN /./.)./.(.60
3

1
=
c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n
i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của
bánh răng đang xét.
( )

=
iiiiHE
ttTTtuncN /./.)./.(.60
3
1112

7
2
733
2
10.110.64
8
4
.)8,0(
8
3
141000).5,3/1445.(1.60 =>=

+=
HOHE
NN
Do đó : K
HL2
= 1
Mặt khác: N
HE1
=u. N
HE2
= 3,5.64.10
7
= 224.10
7
> N
HO1
=> K
HL1
= 1
[
H
]
1
=

MPa500
1,1
1.550
=
; [
H
]
2
=
MPa427
1,1
1.470
=
Với bộ truyền bánh răng côn răng răng thẳng chọn [
H
] là giá trị nhỏ trong hai giá trị
trên:
Lấy [

H
] = 427 MPa
Với bộ truyền bánh trụ răng răng nghiêng trị số [
H
] đợc tính theo giá trị nhỏ nhất trong
các giá trị sau:
[ ] [ ] [ ]
( )
MPa
HHH
4632/

21
=+=

[
H
]=1,18[
H
]
2
=1,18.427 = 504 Mpa
Chọn [

H
] = 463 MPa
ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng
Bánh 1 : [
H1
]
Max
= 2,8 .
ch1
= 2,8 . 530 = 1484 Mpa
Bánh 2 : [
H2
]
Max
= 2,8 .
ch2
= 2,8 . 340 = 952 Mpa
Vậy ta chọn

[
H

]
Max
= 952 MPa
Tra bảng :

F lim
= 1,8HB;
Hệ số an toàn S
F
= 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế T1)


F lim1
= 1,8.240 = 432 Mpa.


F lim2
= 1,8.200 = 360 Mpa.
K
FL
=
F
m
FEFO
NN
với m
F

= 6.
m
F
: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về uốn.
N
FO
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO
= 4.
6
10
vì vật liệu là thép 45,
N
EE
: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng.

( )
cki
m
iiiiFE
ttTTtuncN
F
/./.)./.(.60
1
=
c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay.
T
i
, n

i
, t
i
: Lần lợt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của
bánh răng đang xét.
6
t
i
= 41000 (giờ) là tổng thời gian làm việc của bộ truyền
6766
2
10.410.4,51
8
4
.)8,0(
8
3
1.41000).5,3/1445.(1.60 =>=






+=
FOFE
NN
Do đó : K
FL2
= 1

Mặt khác: N
FE1
= u. N
FE2
= 3,5.51,4.10
7
= 179,9.10
7

K
FL1
= 1
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều K
FC
= 1, ta đợc :
[
F
] =
0
Flim
K
FC
.K
FL
/S
F
[
F1
] = 432.1.1 / 1,75 = 247 MPa,
[

F2
] = 360.1.1 / 1,75 = 206 MPa,
ứng suất uốn cho phép khi qúa tải , theo ( 6.14) :
[
F
]
max
= 0,8.
ch

Bánh 1 : [
F1
]
Max
= 0,8 .
ch1
= 0,8 . 530 = 424 MPa
Bánh 2 : [
F2
]
Max
= 0,8 .
ch2
= 0,8 . 340 = 272 MPa
3. Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài :
Theo công thức (6.52a) :
R
e
=
[ ]

[ ]
3
2
1
2
)1(/ 1.
HbebeR
uKKeKTuK

+
Với bộ truyền răng thẳng bằng thép K
R
= 0,5.K
d
= 0,5.100 =50 MPa
Chọn K
be
= 0,25, theo bảng 6.21 , với:
K
be
.u/( 2 - K
be
) = 0,25.3,5/(2 0,25) = 0,5
Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 tra đợc K
H

= 1,1
Do đó :
R
e

=
mm128]427.5,3.25,0).25,01/[(1,1.3775115,3.50
3
22
=+
Xác định các thông số ăn khớp :
Số răng bánh nhỏ :
d
e1
=
mm
u
R
e
70
15,3
128.2
1
.2
22
=
+
=
+
, tra bảng 6.22 đợc z
p1
= 16
Với HB < 350 , z
1
= 1,6.z

1p
= 1,6.16 = 26
Đờng kính trung bình và mô đun trung bình :
d
m1
= ( 1- 0,5.K
be
)d
e1
= (1- 0,5.0,25).70 = 61,25 mm
m
tm
=d
m1
/z
1
= 61,25/26 = 2,35 mm
Mô đun vòng ngoài , theo (6.56) :
m
te
= m
tm
/(1- 0,5K
be
) = 2,35/(1- 0,5.0,25) = 2,68 mm
Theo bảng 6.8 lấy theo trị số tiêu chuẩn m
te
= 3 mm , do đó :
m
tm

= m
te
.(1 0,5.K
be
) = 3.(1- 0,5.0,25) = 2,625 mm
z
1
= d
m1
/m
tm
= 61,25/2,625 = 23,33. Lấy z
1
=23 răng
Số răng bánh lớn :
z
2
= u.z
1
= 3,5.23 = 80,5 . Lấy z
2
= 81 răng
Tỷ số truyền thực là : u
m
= z
2
/z
1
= 81/23 = 3,52
Góc côn chia:

1
= arctg(z
1
/z
2
) = arctg(23/81) = 15
0
51


2
= 90 -
1
= 90 15,85 = 74,15
0
= 74
0
49

Theo bảng 6.20 ,với z
1
= 23 chọn hệ số dịch chỉnh đều x
1
=0,4 , x
2
= - 0,4
Đờng kính trung bình của bánh nhỏ d
m1
= z

1
.m
tm
=23.2,625 = 60,4 mm
7
Chiều dài côn ngoài :
R
e
= 0,5.m
te
=+
2
2
2
1
zz

0,5.3
=+
22
8123
126 mm
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo (6.8)

H
=
mm
mH
HM

udb
uKT
ZZZ
2
1
2
1
85,0
1.2
.
+

(1)
Với bánh răng bằng thép Z
M
=275 MPa
1/3
Theo bảng 6.12 với x
t
= x
1
+ x
2
= 0 , Z
H
= 1,76
Theo (6.59a) Z

=
3/)4(

=
87,03/)70,14( =
trong đó theo (6.60) :


= 1,88 3,2(1/z
1
+ 1/z
2
) = 1,88 3,2(1/23 + 1/81) = 1,70
Theo (6.61) : K
H
= K
H

.K
H

.K
H

Với bánh răng côn thẳng K
H

= 1
Vận tốc vòng :
v = .d

m1
.n
1
/60.1000

= 3,14.60,37.1445/60.1000 = 4,56 m/s
Theo bảng (6.13) dùng cấp chính xác 7 . Theo (6.64) ta có:

H
=
H
.g
0
.v.
32,1152,3/)152,3(37,6056,4.47.006,0/)1(
1
=+=+ uud
m

Trong đó theo bảng (6.15) :
H
=0,006 , theo bảng 6.16 tra đợc g
0
= 47
Theo (6.63):
K
H

=1+
H

.b.d
m1
/(2.T
1
.K
H

.K
H

) = 1 + 11,32.31,5.60,4/(2.37751.1,1.1) = 1,26
trong đó b = K
be
.R
e
= 0,25.126 = 31,5 mm
Do đó K
H
= 1.1,1.1,26 = 1,38
Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có:

H
=
443
52,3.4,60.5,31.85,0
152,3.38,1.37751.2
.87,0.76,1.275
2
2
=

+
MPa > [
H
]
Nh vậy
H
>[
H
] nhng chênh lệch không nhiều , do đó có thể tăng chiều rộng vành răng
: b = 31,5.(
H
/[
H
])
2
= 31,5.(443/427)
2
= 33,9 mm . Lấy b = 35 mm
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo ( 6.65)

F1
=
1
11
85,0
2
mtm
FF
dmb
YYYKT

Với K
be
= 35/126 = 0,27 , tỷ số :
K
be
.u/(2 K
be
) = 0,27.3,52/( 2 0,27) = 0,55 , tra bảng 6.21 ta đợc K
F

=1,12
Theo 6.64 :
uudvg
mFF
/)1(.
10
+=

Trong đó :
F
= 0,016 bảng (6.15)
g
0
= 47 bảng (6.16)

3052,3/)152,3.(6056,4.47.016,0 =+=
F

Do đó :

K
Fv
= 1 +
F
.b.d
m1
/(2.T
1
.K
F

.K
F

)
K
Fv
= 1 + 30.35.60/(2.37751.1,12.1) = 1,74
8
K
F
= 1.1,12.1,74 = 1,95
Với răng thẳng Y

=1
Với

= 1,70 Y

=1/1,70 = 0,58

Số răng tơng đơng :
z
tđ1
= z
1
/cos
1
= 23/0,963 = 24
z
tđ2
= z
2
/cos
2
= 81/0,262 = 309
Với x
1
= 0,4 , x
2
= - 0,4 tra bảng 6.18 ta đợc : Y
F1
= 3,50 , Y
F2
= 3,63
Thay các giá trị vừa tính đợc vào (6.65) :

F1
=
78,63
625,2.60.35.85,0

50,3.58,0.95,1.37751.2
=
MPa < [
F1
]

F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 63,78.3,63/3,5 = 66 MPa < [
F2
]
Nh vậy điều kiện bền uốn đợc đảm bảo .
6. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Theo (6.48) ,với K
qt
= 1,4 :

Hmax
=
H
.
5244,1.443 ==
qt
K
MPa < [

H
]
max
Theo (6.49) :
F1max
=
F1
.K
qt
= 63,78.1,4 = 89,29 MPa < [
F1
]
max

F2max
=
F2
.K
qt
= 66.1,4 = 92,4 MPa < [
F2
]
max
7. Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng côn :
Chiều dài côn ngoài R
e
= 126 mm
Mô đun vòng ngoài m
te
= 3 mm

Chiều rộng vành răng b = 35 mm
Tỷ số truyền u
m
= 3,52
Góc nghiêng của răng = 0
Số răng bánh răng z
1
=23 , z
2
= 81
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,4 , x
2
= - 0,4
Theo các công thức trong bảng 6.19 tính đợc :
Đờng kính chia ngoài d
e1
= 69 mm , d
e2
= 243mm
Góc côn chia
1
=15
0
51 ,
2
=74
0
49

Chiều cao răng ngoài h
e
=6,6 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 4,1 mm , h
ae2
=1,9 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= 2,5 mm , h
fe2
= 4,7 mm
Đờng kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 77 mm , d
ae2
= 244 mm
B. Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng
1. Chọn vật liệu : Nh đối với bánh răng côn .
2. Xác định sơ bộ khoảng các trục :
a
w2
= K
a
(u
2
+1)
[ ]
3

1
2

.
baH
HII
u
KT


Với: T
II
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T
II
= 126832 Nmm
K
a
: hệ số phụ thuộc vào loại răng .Theo bảng 6.5 : K
a
= 43
Hệ số
ba
= b
w
/a
w
là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt
không đối xứng nên chọn
ba
= 0,3

Theo (6.16 sách hệ dẫn động cơ khí ) :

bd
=
ba
(u
2
+1)/ 2 = 0,3(4+1 )/ 2 = 0,75
9
Tra bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế T1) , ta có: K
H

= 1,05
Lấy sơ bộ K
H

= 1,1
Thay số ta định đợc khoảng cách trục :
a
w2
= 43.(4+1).
=
3
2
3,0.4.463
05,1.126832
176 mm
Lấy a
w2
= 180 mm

3. Các thông số ăn khớp:
_Mô đun pháp m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a

2
= 1,8ữ 3,6 mm
Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5
_Chọn sơ bộ = 10
0
=> cos = 0,9848
=> số răng bánh nhỏ (bánh 3) Z
3
= 2 a

2
. cos/ m(u+1) =
= 2.180.0,9848/ 2,5.(4+1) = 28,36
Ta lấy Z
3
= 28 răng
=> số răng bánh lớn (bánh 4) Z
4
= u.Z
3
= 4.28 = 112
Do vậy tỷ số truyền thực u
m
= Z
4
/ Z
3

= 112/28 = 4
Tính lại : cos = m ( Z
3
+ Z
4
) /( 2 a

2
)

= 2,5.( 28+ 112 )/ 2. 180 = 0,9722
= 13
0
32
Đờng kính vòng chia :
d
3
= d

3
= m . Z
3
/ cos = 2,5 . 28/ 0,9722 = 72 mm
d
4
= d

4
= m . Z
4

/ cos = 2,5 .112 / 0,9722 = 288 mm

Chiều rộng vành răng b

=
ba
. a

2
= 0,3. 180= 54 mm
Lấy b

= 55 mm
Hệ số trùng khớp dọc :


= b


. sin / .m = 55.0,2340/ 3,14 .2,5 = 1,64
thoả mãn điều kiện :

> 1,1.
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H

]

H
= Z
M
Z
H
Z


2
3

)1.( 2

dub
uKT
mw
mHII
+
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
- K

H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
w
: Chiều rộng vành răng.
- d
w
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động;
-T
II
= 126832 Nmm ; b
w
= 55 mm ;
Z
M
= 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ;
- Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp :

t
=
tw
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/ cos13
0
32) 20
o
10
tg
b

= cos
t
.tg = cos(20
o
).tg(13
0
32)= 0,23
b
= 12
0
57
Z
H
=
tw
b


2sin
cos2
=
)20.2sin(
)'5712cos(.2
0
0
= 1,74


= [1,88 3,2(1/z
3

+ 1/z
4
)]cos


= [1,88 3,2(1/28 + 1/112)].0,9722 = 1,68
Z

=


/1
=
68,1/1
= 0,77
K
H
= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

= 1,05 (Tính ở trên);

Vận tốc bánh dẫn : v =
55,1
60000
412.72.
60000

23
==


nd
w
m/s;
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9
Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng : K
H

= 1,13 ( bảng 6.14).
Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp

H
=0,002
Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc răng g
o
= 73
Theo công thức 6.42

52,1
4
180

.55,1.73.002,0.
2
===
m
w
oHH
u
a
vg


02,1
13,1.05,1.126832.2
72.55.52,1
1
2

1
3
3
=+=+=


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

K
H
= K
H


. K
HV
. K
H

= 1,05.1,02.1,13 = 1,21
Thay số :
H
= 274.1,74.0,77.
2
)72.(4.55
)14.(21,1.126832.2 +
= 426 MPa
Nh vậy
H
< [
H
] = 463 MPa
Vậy điều kiện tiếp xúc đợc đảm bảo .
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Yêu cầu
F

[
F
] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế T1)

F3
= 2.T
II
K
F
Y

Y

Y
F3
/( b
w
d
w3
.m)
Tính các hệ số :
Theo bảng 6.7 với
bd
= 0,75 (sách TTTK T1), ta có K
F

= 1,12 (sơ đồ 5)
Với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách TTTK T1) cấp chính xác 9 thì K
F

= 1,37.
Tra bảng 6.16 chọn g
o
= 73
Theo bảng 6.15 =>
F
=0,006
=>
55,4
4
180
55,1.73.006,0.
2
1FF
===
m
w
o
u
a
vg


05,1
37,1.12,1.126832.2
72.55.55,4
1
2
.
1

3
3F
=+=+=



FF
FV
KKT
db
K

K
F
= .K
F

.K
F

.K
FV
= 1,12.1,37.1,05 = 1,61
11
Với

= 1,68 Y

= 1/

= 1/1,68 = 0,60
= 13
0
32

Y

= 1 - /140
0
= 1 13

32/140
0
= 0,90
Số răng tơng đơng:
Z
tđ3
= Z
3
/cos
3
= 28 /(0,9722)
3
= 30,47
Z
tđ4
= Z
4
/cos
3

= 112/(0,9722)
3
= 121,88
Với Z
tđ3
= 30,47 , Z
tđ4
= 121,88 và hệ số dịch chỉnh x
1
=0 , x
2
= 0
tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có Y
F3
= 3,8 , Y
F4
= 3,60;
ứng suất uốn :

F3
= 2.126832.1,61.0,6.0,90.3,8 / (55.72.2,5) = 84,65 MPa;

F4
=
F3
. Y
F4
/ Y
F3
=84,65.3,60/3,8 = 80,19 MPa;

Ta thấy độ bền uốn đợc thoả mãn
vì
F3
< [
F3
] =252 MPa,
F4
< [
F4
] = 236,5 MPa;
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
K
qt
= T
max
/ T = 1,4.

H4
max
=
H
.
5044,1.426 ==
qt
K
MPa < [
H3
]
max
= 1260 MPa;

F3max
=
F3
. K
qt
=84,65.1,4 = 118,51 MPa ;

F4 max
=
F4
. K
qt
=80,19. 1,4 = 112,26 MPa
vì
F3max
< [
F3
]
max
= 464 MPa,
F4max
< [
F4
]
max
= 360 MPa
nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải.
Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.
6.Các thông số và kích thớc của bộ truyền :

Khoảng các trục a
w2
= 180 mm
Mô đun pháp m = 2,5
Chiều rộng vành răng b
w
= 55 mm
Tỷ số truyền u
m
= 4
Góc nghiêng của răng =13
0
32
Số răng bánh răng z
3
= 28 , z
4
= 112
Hệ số dịch chỉnh x
3
= 0 , x
4
= 0
Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính đợc :
Đờng kính vòng chia d
3
= 72 mm , d
4
= 288 mm
Đờng kính đinh răng d

a3
=77 mm , d
a4
= 293 mm
Đờng kính đáy răng d
f3
=65,75 mm , d
f4
= 281,75 mm
Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc:
Điều kiện bôi trơn:
-d
a2
: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh.
-d
a4
: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm.
d
a4
=293 mm; d
a2
= 244 mm
c = (293 244) /2 = 24,5 mm < d
a4
/6 = 48 mm
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn
12
Phần i II : thiết kế trục
A. Chọn khớp nối
- Loại nối trục đàn hồi .

- Tại trục I có mômem xoắn T
I
= 37751 (N.mm)
- Tra bảng 16.10a kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi đợc tra theo mômem
xoắn
T = 63 (N.m) d = 25 (mm) D = 100 (mm)
d
m
= 50 (mm) L = 124 (mm) l = 60 (mm)
d
1
= 45 (mm) D
o
= 71 (mm) Z = 6
n
max
= 5700 B= 4 B
1
= 28
l
1
= 21(mm) D
3
= 20 (mm) l
2
= 20(mm)
Bảng 16.10b kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi
T = 63 (N.m)
d
o

= 10 (mm) d
1
= M8 D
2
=15 (mm)
l = 42 (mm) l
1
= 20 (mm) l
2
= 10 (mm)
l
3
= 15 (mm) h = 1,5
B. Thiết kế trục
Số liệu cho tr ớc:

Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 5,5 KW

Số vòng quay n
1
= 1445 v/ph

Tỷ số truyền u
nh
= 3,5 , u
ch
= 4,0

Chiều rộng vành răng b
1

= b
2
= 35 mm ; b
3
= 60 ,b
4
= 55 mm

Góc nghiêng của cặp bánh răng =13,5
0

Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, tôi có
b
= 750Mpa , ứng suất xoắn cho phép
[]= 12 20 Mpa

1. Sơ đồ đặt lực nh hình vẽ :
Z
F
x
Y
X
F
t3
F
a3
F
r3
F
r4

F
r1
F
a3
13
F
t4
F
r1
` F
t 2


F
k
F
t1
F
r 2

F
a2
F
x
2. Xác định sơ bộ đờng kính trục.
Theo ct 10.9 đờng kính trục thứ k với k =1 3;

[ ]
3
2,0

k
k
T
d =
(mm)
[ ]
MPa
mNT
14
.37751
1
=
=

=>
23
14.2,0
37751
3
1
==d
(mm)
Chọn d
1
= 25, tra bảng 10.2 , ta có chiều chiều rộng ổ lăn b
0
= 19 mm.
[ ]
MPa

mNT
20
.126832'
2
=
=

=>
32
20.2,0
126832
3
2
==d
(mm)
Chọn d
2
= 35 ,tra bảng 10.2, ta có chiều rộng ổ lăn b
0
= 21 mm.
[ ]
MPa
mNT
20
.523957
3
=
=

=>

5,50
20.2,0
523957
3
3
==d
(mm)
Chọn d
3
= 55, tra bảng 10.2, ta đợc chiều rộng ổ lăn b
0
= 29 mm.
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Chọn Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp : K
1
= 10 (mm)
Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp K
2
= 8,5(mm)
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : K
3
= 10 (mm)
Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : h = 20 (mm).
Chiều dài mayơ đĩa xích , bánh răng ,nối trục :
Chiều dài may ơ khớp nối l
m12
= 50 (mm).
Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ l
m13
= 35 (mm).

Chiều dài may ơ bánh côn lớn l
m22
= 45 (mm).


Chiều dài may ơ bánh răng nghiêng nhỏ l
m23
= 60 (mm).


Chiều dài may ơ bánh răng nghiêng lớn l
m32
= 77 (mm).
Chiều dài may ơ đĩa xích l
m33
= 60 (mm)





Khoảng cách l trên trục :
Trục vào :
14
l
11
= 3d
1
= 75 mm
l

12
= l
m12
/2 + h + k
3
+ b
0
/2 = 65 mm
l
13
= l
11
+ b
0
/2 + k
1
+ k
2
+ l
m13
- (b
13
/2)cosδ
1
= 121 mm
Trôc trung gian:
l
21
= l
m22

+l
m23
+ b
0
+ 3k
1
+ 2k
2
= 166 mm
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
0
) + k
1
+k
2
= 52 mm
l
23
= l
22
+ 0,5( l
m22
+ b
13
cosδ
2

) = 111 mm
Trôc ra :
l
31
= b
0
+ l
0
+ l
m33
+ 2k
1
+ 2k
2
= 185 mm
l
33
= 0,5(b
0
+ l
m33
) + k
1
+ k
2
+ l
0
= 117 mm
l
34

= l
31
+ 0,5(b
0
+ l
m34
) + h = 271 mm
l
32
= 0,5(b
0
+ l
m32
) + k
3
+ h = 86 mm
S¬ ®å (s¬ bé) kho¶ng c¸ch cña hép gi¶m tèc:
15
4. Tính các lực tác dụng lên các bộ truyền:
Các thành phần lực trong thiết kế đợc biểu diễn nh hình vẽ phần trên.
a) Lực tác dụng của khớp nối: F
K
= (0,2 ữ 0,3) F
r
; F
r
= 2T
I
/D
0

Tra bảng 16.10a ta chọn D
0
= 71 mm.

319
71
37751.2).3,0 2,0(
==
k
F
(N).
Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền đợc chia làm ba thành phần:
F
t
: Lực vòng; F
r
: Lực hớng tâm; F
a
: Lực dọc trục;
Trong đó:
b) Lực tác dụng lên bánh răng côn :
F
t1
=
1258
60
37751.2
2
1

==
m
I
d
T
N = F
t 2
F
r1
= F
t1
.tg(20
0
).cos
1
=1258.0,3639.0,9619 = 440 N = F
a 2
F
a1
= F
t1
.tg(20
0
).sin
1
= 1258.0,3639.0,2731 = 125 N = F
r 2
c) Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng :
F
t3

=
3523
72
126832.2

2
3
==
d
T
II
N = F
t 4
;
F
r3
=
1319
'3213cos
20.3523

.
3
==
o
o
tt
tg
Cos
tgF

N = F
r4
;
F
a3
=F
t3
.tg=3523.tg13
0
32 = 848 N = F
a4
I. Xác định đờng kính của trục vào của hộp giảm tốc:
1. Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phơng) và vẽ biểu đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :





=+=
=+=


02/
0
111111131
1
10111
mavro
vvr

dFlRlFM
FRFY
Thay số vào ta có :





==
=+=


02/60.12575.121.440
0125
11
1
1011
vo
vv
RM
FRY
Giải hệ này ta đợc R
y11
= 660 N R
v10
= 535 N
Theo trục ox:

=+=
=+=


0
0
131111112
1
11101
lFlRlFM
FRRFX
txko
kxxt
Thay số vào ta có :





=+=
=+=


0121.125875.65.319
03191258
11
1
1110

xo
xx
RM
RRX
Giải hệ nầy ta đợc R
x11
= 2306 N , R
x10
= 1367 N
Đờng kính các đoạn trục lấy theo đờng kính trục sơ bộ :
Với đờng kính trục động cơ d
đc
= 32 mm
Chọn đờng kính đầu vào của hộp giảm tốc d
v
= 0,8.d
đc
= 0,9.32 = 28 mm
Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d
10
= 30 mm
Đờng kính của đoạn trục giữa hai ổ lăn d
11
= 35 mm
16
Để phù hợp với đờng kính trục động cơ ta lấy đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng
d
12
= 25mm
2. Chọn then và tính mối ghép then

Với đờng kính trục lắp then d = 25 mm ,ta chọn then bằng ,có các kích thớc nh sau :
b = 8 mm , h = 7 mm
t
1
=4 mm ,
Chiều dài then tại tiết diện d
1
: l
t1
= 0,9 .l
m12
= 32 mm
Chiều dài then tại tiết diện d
2
: l
t2
= 0,9.l
m13
= 45 mm
a) Kiểm nghiệm độ bền dập của then :
Theo (9.1) :
5,30
)47.(32.25
37751.2
).(.
.2
11
1
=

=

=
thld
T
t
I
d

MPa

4,22
)47.(45.25
37751.2
).(.
.2
12
2
=

=

=
thld
T
t
d

MPa
Với tải trọng va đập nhẹ , dạng lắp cố định ,tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép của

then : [] = 50 MPa
nh vậy
d
< [] đối với cả hai then.
b) Kiểm nghiệm độ bền cắt của then :
Theo ( 9.2) :
8,11
8.32.25
37751.2

.2
1
1
===
bld
T
t
I
c

MPa

4,8
8.45.25
37751.2

.2
2
2
===

bld
T
t
c

MPa
Với tải trọng va đập nhẹ [] = 90 MPa
Nh vậy : < [] đối với cả hai then.
Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc
đủ bền .
II. Xác định đờng kính trục trung gian của hộp giảm tốc
1. Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phơng) và vẽ biểu đồ mômen :
Chiếu các lực theo trục oy:

.
0
2
.
2

0
2
.2233
3
32222121
1
212320

=++=
=++=


m
ar
w
aryo
yrry
d
FlF
d
FlFlRM
RFFRY

Thay số ta có : :





=++=
=++=


01 06.440111.137734.108052.125166.
01251377
21

1
2120
yo
yy
RM
RRY
Giảihệ này ta đợc :R
y21
= 942 N , R
y20
= 310 N
Chiếu các lực theo trục ox:






=+=
=++=


0
0
2121233222
1
212032
lRlFlFM
RRFFX
xtto

xxtt
Thay số ta có :
17






=+=
=++=


0166.111.362452.1258
036241258
21
1
2120
xo
xx
RM
RRX
Giải hệ ta đợc : R
x21
= 2810 N , R
x20
= 2072 N
Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục :

22

yjxjj
MMM +=
Theo ct 10.16 tính mômen tơng đơng tại các tiết diện trên trục :

22
75,0
jjtdj
TMM +=
Tổng mô men uốn tại tiết diện I-I :

12274662450105672
22
=+=
II
M
Nmm
Mô men tơng đơng tại tiết diện I-I :

164716126832.75,0122746
22
,
=+=
IItd
M
Nmm
Đờng kính trục tại tiết diện I-I :
d
21

[ ]

05,32
50.1,0
164716
.1,0
3
3
,
==


IItd
M
mm
Lấy theo tiêu chuẩn : d
21
= 35 mm.
Tổng mô men uốn tại tiết diện II-II :

17811088530154550
22
=+=
IIII
M
Nmm
Mô men tơng đơng tại tiết diện I-I :

209256126832.75,0178110
22
,
=+=

IIIItd
M
Nmm
Đờng kính trục tại tiết diện II-II :
d
22

[ ]
7,34
50.1,0
209256
.1,0
3
3
,
==


IIIItd
M
mm
Lấy theo tiêu chuẩn : d
22
= 35 mm
Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d
20
= 30 mm
Tiết diện vai trục d

= 40 mm

2. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện:

[ ]
ssssss +=
22
/.

(1)
Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 2,5
khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 3.
s

, s

- hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, đợc tính
theo công thức sau đây:

ma
k
s








.

1
+
=


;

ma
k
s








.
1
+
=

(2)
trong đó :
-1
,
-1
: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Vật liệu là thép 45 nên

-1
= 0,43
b
,
-1
= 0,25
b
18

a
,
a
,
m
,
m
là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại
tiết diện xét.
Xác định các thành phần trong công thức:
Tra bảng 10.5 trục làm bằng thép C45 ; tôi có
b
= 750 MPa

-1
= 0,43
b
= 0,43.750 = 322,5 MPa

-1
= 0,25

b
=0,25.750 = 187,5 MPa
Hệ số tập trung ứng suất thực tế :
Với
b
= 750 MPa rãnh then đợc cắt bằng dao phay ngón , tra bảng 10.12 ta đợc :
k

= 1,79 , k

= 1,90
Hệ số kich thớc :
Với d = 35 mm , vật liệu trục là thép các bon ,tra bảng 10.10 :

= 0,86 ,

= 0,79
Hệ số ảnh hởng của kích thớc trung bình : với thép các bon :


= 0,1 ,

= 0,05
Trục đợc màI do đó hệ số tập trung ứng suất do bề mặt không nhẵn : k

= k

= 1
Trục không đợc tăng bền do đó = 1
ứng suất uốn đợc coi nh thay đổi theo chu kỳ đối xứng ,do đó :

m
= 0 ,
a
=
max
= M/W
W: mô men cản uốn ,giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6
W =
d
tdtb
d
.2
)(.
32
.
2
11
3

+

ứng suất xoắn đợc coi nh thay đổi theo chu kỳ mạch động ( khi trục quay 1 chiều ):

a
=
m
= 0,5.
max
= 0,5.T/W

0
W
0
: mô men cản xoắn , giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6
W
0
=
d
tdtb
d
.2
)(.
16
.
2
11
3

+

trong đó :b, t
1
tra bảng 9.1a theo d
Tại hai tiết diện I-I và II-II trục bị yếu do dãnh then , ta kiểm nghiệm tại hai tiết diện đó .
Tại tiết diện I-I :
ứng suất uốn :

a
=
max

= M
I-I
/W
1
= 122746/3566 = 34 MPa
ứng suất tiếp :

a
=
m
= 0,5.T
II
/W
01
= 0,5.126832/7735 = 8,2 MPa
Thay các giá trị tìm đợc vào (2) ta đợc :

2,4
34.
86,0.1
90,1
5,322
==

s
,
8,9
2,8.05,02,8.
79,0.1
79,1

5,187
=
+
=

s
Thay s


và s


vào (1) ta có :

86,3
8,92,4
8,9.2,4
22
=
+
=s
> [s]
Tại tiết diện II-II
ứng suất uốn :

a
=
max
= M
II-II

/W
2
= 178110/3566 = 49,9 MPa
19
ng suất tiếp :

a
=
m
= 0,5.T
II
/W
02
= 0,5.126832/7735 = 8,2 MPa
Thay vào (2) ta có :

9,2
.9,49.
86,0.1
90,1
5,322
==

s
,
8,9
2,8.05,02,8
79,0.1
79,1
5,187

=
+
=

s
Thay s


và s


vào (1) ta có :

8,2
8,99,2
8,9.9,2
22
=
+
=s
> [s]
Vì hệ số an toàn của trục khá lớn cho nên không cần tính toán trục về độ cứng .
Nh vậy trục thoả mãn về độ bền mỏi .
3. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là:
[ ]

+=
22
.3

td
.
Trong đó : =M
max
/(0,1.d
3
) = 177583/(0,1.35
3
) = 41,42 MPa.
= T
max
/(0,2.d
3
) = 126832/(0,2.35
3
) = 14,79 MPa.
[] = 0,8.
ch
= 0,8.450 = 360 MPa;
Thay số ta đợc:
[ ]
MPaMPa
td
3607,4879,14.342,41
22
=<=+=


Trục thoả mãn độ bền tĩnh.
4. Chọn then và tính mối ghép then

Với đờng kính trục lắp then d = 35 mm ,ta chọn then bằng ,có các kích thớc nh sau :
b = 10 mm , h = 8 mm
t
1
=5 mm ,
Chiều dài then tại tiết diện d
1
: l
t1
= 0,9 .l
m22
= 40 mm
Chiều dài then tại tiết diện d
2
: l
t2
= 0,9.l
m23
= 50 mm
a) Kiểm nghiệm độ bền dập của then :
Theo (9.1) :
39,60
)58.(40.35
126832.2
).(.
.2
11
1
=

=

=
thld
T
t
d

MPa

3,48
)58.(50.35
126832.2
).(.
.2
12
2
=

=

=
thld
T
t
d

MPa
Với tải trọng va đập nhẹ , dạng lắp cố định ,tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép của
then : [] = 100 MPa

nh vậy
d
< [] đối với cả hai then.
b) Kiểm nghiệm độ bền cắt của then :
Theo ( 9.2) :
18
10.40.35
126832.2

.2
1
1
===
bld
T
t
c

MPa

5,14
10.50.35
126832.2

.2
2
2
===
bld
T

t
c

MPa
Với tải trọng va đập nhẹ [] = 90 MPa
Nh vậy : < [] đối với cả hai then.
Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc
đủ bền .
20
III. Xác định đờng kính trục ra của hộp giảm tốc:
1. Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phơng) và vẽ biểu đồ mômen.
Chiếu các lực theo trục oy :





=++=
=+=


0
2
02
32343131334
4
4
1
30314
lFlFlRlF

d
FM
RRFFY
xxyrao
yyxr

Thay số vào ta có :





=++=
=+=


0222286271.2222185117.1319
2
288
848
02222.21319
31
1
3031
yo
yy
RM
RRY
Giải hệ này ta đợc R
y31

= 2396 N R
v30
= 3367 N
Theo trục ox:





==
==


0
0
3131334
1
30314
lRlFM
RRFX
xto
xxt
Thay số vào ta có :





==
==

0185117.3523
03523
31
1
3031
xo
xx
RM
RRX
Giải hệ nầy ta đợc R
x31
= 2228 N , R
x30
= 1295 N
Đờng kính các đoạn trục lấy theo đờng kính trục sơ bộ :
Đờng kính trục chỗ lắp bánh răng : d
33
= 55 mm
Đờng kính đoạn trục giữa bánh răng và ổ lăn : d = 63 mm
Đờng kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d
30
= 50 mm
Đờng kính trục chỗ lắp đĩa xích d
32
= d
34
= 45 mm
2. Chọn then và tính mối ghép then

Với đờng kính trục lắp then d
33
= 55 mm ,ta chọn then bằng ,có các kích thớc nh sau :
b = 16 mm , h = 10 mm
t
1
=6 mm ,
Với đờng kính trục lắp then d
32
= 45 mm ,ta chọn then bằng ,có các kích thớc nh sau :
b = 14 mm , h = 9 mm
t
1
= 5,5 mm ,
Chiều dài then tại tiết diện lắp bánh răng : l
t1
= 0,9 .l
m33
= 70 mm
Chiều dài then tại tiết diện lắp đĩa xích : l
t2
= 0,9.l
m32
= 63 mm
a) Kiểm nghiệm độ bền dập của then :
Theo (9.1) :
7,90
)69.(70.55
523957.2
).(.

.2
11
1
=

=

=
thld
T
t
III
d

MPa

100
)5,59.(63.45
523957.2
).(.
.2
12
2
=

=

=
thld
T

t
III
d

MPa
Với tải trọng va đập nhẹ , dạng lắp cố định ,tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép của
then : [] = 100 MPa
nh vậy
d
< [] .
b) Kiểm nghiệm độ bền cắt của then :
Theo ( 9.2) :
17
16.70.55
523957.2

.2
1
1
===
bld
T
t
III
c

MPa
21

4,26

14.63.45
523957.2

.2
2
2
===
bld
T
t
c

MPa
Với tải trọng va đập nhẹ [] = 90 MPa
Nh vậy : < [] đối với cả hai then.
Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc
đủ bền .
22
23
PhÇn IV : chän vµ tÝnh to¸n æ l¨n
24
I . Chọn và tính chính xác ổ lăn cho trục trung gian
1. Chọn loại ổ
Tải trọng hớng tâm ở hai ổ :
F
r0
=
2200372200
222
20

2
20
=+=+
yx
RR
N
F
r1
=
286012312581
222
21
2
21
=+=+
yx
RR
N
Tổng lực dọc trục : F
at
= F
a2
+ F
a3
= 848 440 = 408 N khá nhỏ so với lực hớng tâm,
nhng do tải trọng khá lớn và yêu cầu nâng cao độ cứng nên ta chọn ổ đũa côn và bố trí các
ổ nh hình vẽ :
F
a2
F

r0
F
s0
F
s1
F
r1
0 F
a3
1
Với đờng kính các ngõng trục 0 và 1 là d = 30 mm , theo bảng P2.11,Phụ lục : Chọn sơ bộ
ổ cỡ trung ký hiệu 7306 có C = 40 kN , C
0
= 29,9 kN , góc tiếp xúc = 13,5
0

2 . Tính kỉêm nghiệm khả năng tải động của ổ :
Theo bảng 11.4 , với ổ đũa đỡ chặn : e = 1,5.tg = 1,5.tg(13,5
0
) = 0,36.
Theo (11.7) lực dọc trục do lực hớng tâm sinh ra trên ổ :
F
s0
= 0,83.e.F
r 0
= 0,83.0,36.2043 = 657 N
F
s1
= 0,83.e.F
r 1

= 0,83.0,36.3013 = 855 N
Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí đã chọn ta có :
F
a0
= F
s1
F
at
= 855 ( 440 848) =1263 N > F
s0

do đó F
a0
= F
a0
=1263 N
F
a1
= F
s0
+ F
at
= 657 +( 440 848 ) = 249 < F
s1
do đó F
a1
= F
s1
= 855 N
_ Xác định X và Y:

xét tỷ số : F
â0
/VF
r0
= 1263/(1.2200) = 0,574 > e
do đó theo bảng 11.4 ta có : X
0
= 0,4 , Y
0
= 0,4.cotg = 0,4.cotg13,5
0
= 1,66
xét tỷ số : F
â1
/VF
r1
= 855/(1.2860) = 0,298 < e
do đó X
1
= 1 , Y
1
= 0
_Tải trọng quy ớc trên các ổ 0 và 1 :
Theo công thức 11.3 : Q
i
= (XVF
ri
+ YF
ai
)K

t
.K
đ

Trong đó : F
a
, F
r
-tải trọng dọc trục và hớng tâm tại các ổ 0 và 1
V- hệ số kể đến vòng nào quay , ở đây vòng trong quay nên V = 1 .
K
t
hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ , lấy K
t
= 1 (vì t
0
< 100)
25