Đồ án thiết kế chi tiết máy

I.Chọn động và phân phối tỉ số truyền
1. Chọn động cơ.
Công suất công tác của bộ truyền
P
ct
=
1000
.vF
=
1000
82,0.5500
=4,51 (Kw)
Hệ số tải tương đương:
β
=
∑
=
3
1
2
1
.)(
i
ck
ii
t
t
T
T
=
8

3
.7,0
8
5
.1
3600.8
3
.4,1
222
++
=
⇒
Công suất tương đương P
tđ
=P
ct.
β
=4,06 (Kw)
Hiệu suất bộ truyền
đbrcbrtotolk
ηηηηηηη

3
=
=0,99.0,99
3
.0,98.0,97.0,96.0,95
=0,833
Với
k

η
: hiệu suất khớp nối trục;
ol
η
:hiệu suất ổ lăn;
ot
η
:hiệu suất ổ trượt;

brt
η
: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ;
brc
η
:hiệu suất bộ truyền bánh răng côn;
đ
η
: hiệu suất đai truyền.
⇒
Công suất yêu cầu của động cơ:
P
yc
=
833,0
06,4
=
η
tđ
P
=4,87(Kw)

Số vòng quay trên trục công tác
N
ct
=
D.
10.6
4
π
.v=
340.
10.6
4
π
.0,82= 46 (v/ph)
Tỉ số truyền sơ bộ : u
sb
=u
h
.u
ng
Chọn tỉ số truyền bộ truyền ngoài : u
h
=3
Tỉ số truyền bộ truyền trong: u
ng
=10.
⇒
u
sb
=30.

Vận tốc vòng sơ bộ của động cơ : n
sb
=30.46=1380(v/ph).
Hệ số quá tải :
T
T
mm
=1,4
Với các thông số đã tính ở trên ta chọn động cơ 4A112M4Y3 có:
- Công suất P=5,5 Kw
- Số vòng quay n=1425 v/ph
- Hệ số quá tải
T
T
k
=2,0.
2. Phân phối tỉ số truyền.
Tỉ số truyền thực của bộ truyền u=
ct
n
n
=
46
1425
=31.
Với u
ng
=3,1 (chọn tỉ số truyền đai)

⇒

u
h
=
1,3
31
=10.
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp :u
h
=u
1
.u
2
Chọn phân tỉ số truyền hộp giảm tốc côn trụ theo khả năng bôi trơn:
Chọn K
be
=0,3;
2bd
ψ
=1,2;
[K
01
]=[K
02
] và
c
k
=
21
22
e

w
d
d
=1,1. Ta có
k
λ
=
].[).1(
].[.25,2
02
012
KKK
K
bebe
bd
−
ψ
=
3,0).3,01(
2,1.25,2
−
=12,9.
Từ đó
3
.
kk
c
λ
=12,9.1,1
3

=17,1
Theo đồ thị 3.21-[I] với u
h
=10 ta tìm được u
1
=3,34
⇒
u
2
=2,99 (=u
h
/u
1
).
3. Tính toán các thông số
Công suất : P
ct
=4,51 Kw.
Số vòng quay: n=1425 v/ph.
⇒
số vòng quay trên các trục
n
1
=
đ
u
n
=
1,3
1425

=459,6 (v/ph)
n
2
=
1
1
u
n
=
34,3
6,459
=137,6 (v/ph)
n
3
=
2
2
u
n
=
99,2
6,137
=46 (v/ph)
n
ct
=n
3
.
Công suất động cơ trên các trục :
P

3
=
kot
ct
P
ηη
.
=
99,0.98,0
51,4
=4,65 (Kw)
P
2
=
olbrt
P
ηη
.
3
=
99,0.97,0
65,4
=4,84 (Kw)
P
1
=
olbrc
P
ηη
.

2
=
99,0.96,0
84,4
=5,09 (Kw)
P
’
đc
=
olđ
P
ηη
.
1
=
99,0.95,0
09,5
=5,41 (Kw)
Vậy momen xoắn trên các trục :
T
’
đc
=9,55.10
6
.(P
đc
/n)=9,55.10
6
.(
1425

41,5
)=36256 (Nmm)
T
1
=9,55.10
6
.(P
1
/n
1
)=9,55.10
6
.(
6,459
09,5
)=105764 (Nmm)
T
2
=9,55.10
6
.(P
2
/n
2
)=9,55.10
6
.(
6,137
84,4
)=335915 (Nmm)

T
3
=9,55.10
6
.(P
3
/n
3
)=9,55.10
6
.(
46
65,4
)=965380 (Nmm)
T
ct
=9,55.10
6
.(P
ct
/n
ct
)=9,55.10
6
.(
46
51,4
)=936315 (Nmm)
Ta có bảng số liệu :
Trục

Thông số
Động cơ 1 2 3 Công tác
Tỉ số truyền u 3,1 3,34 2,99 1
Công suất
P(Kw) 5,41 5,09 4,84

4,65 4,51
Số vòng quay
n(v/ph) 1425

459,6 137,6 46

46
Mômen xoắn
T(Nmm) 36256 105764 335915 965380 936315
II. Tính toán bộ truyền ngoài: Bộ truyền đai:
Truyền động đai hình thang
Công suất trên bánh đai nhỏ P
đc
=5,41Kw
Số vòng quay bánh đai nhỏ n=1425 v/ph
Theo hình 4.1-[I] chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A
Tính toán thông số đai Б:
- Đường bánh đai nhỏ d
1
=140
÷
200 chọn d
1

=180 mm
- Vận tốc đai v=
1 1
4
. . .180.1425
1000.60 6.10
d n
π π
=
=13.43(m/s)
- Đường kính bánh đai lớn d
2
=d
1
.u.(1-ε)
Trong đó hệ số trượt :
ε=0,01; u=3,1
⇒
d
2
=180.3,1.(1-0,01)=536,6 mm
Chọn d
2
=560 mm theo tiêu chuẩn.
Tỉ số truyền u
ng
=d
1
/d
2

=560/180=3,11
Sai số
3,11 3,1
3,1
−
=0,32% < 4%
- Khoảng cách trục a:
Chọn theo bảng 4.14-[I] với u
≈
3
⇒
a/d
2
=1
⇒
a=560 mm.
Đk 0,55.(d
1
+d
2
)
≤
a
≤
2.(d
1
+d
2
)
⇒

417,5
≤
a
≤
1480 thỏa mãn.
- Chiều dài l:
Theo công thức 4.4-[I] ta có:
l=2a+
( )
1 2
.
2
d d
π
+
+
( )
2
2 1
4.
d d
a
−
=2.560+
( )
. 560 180
2
π
+
+

( )
2
560 180
4.560
−
=2346,8 mm.
Chọn theo tiêu chuẩn l=2360 mm.
- Tính lại khoảng cách trục a:
a=
(
)
2 2
1
. 8.
4
λ λ
+ − ∆
trong đó
( )
1 2
.
2
d d
l
π
λ
+
= −
=2360-
( )

. 560 180
2
π
+
=1197,6

2 1
2
d d−
∆ =
=
560 180
2
−
=190
→
a=
(
)
2 2
1
. 1197,6 1197,6 8.190
4
+ −
=567 mm.
i= v/l=13,43/2,36=5,69<10.
Góc ôm
1
α
=180-57.(d

2
-d
1
)/a=180-57.(560-180)/567
=142
o
>120
o
.
- Số đai:
Z=
1
0
.
[P ].C . . .
d
l u z
P K
C C C
α
Hệ số tải trọng động K
đ
=1,2
Hệ số
C
α
=0,886 (
α
=142
0

)
Hệ số chiều dài đai: C
l
=1 (l/l
o
=1,05).
Với u=3,1
⇒
C
u
=1,14
Công suất cho phép [P]=4,61 (Kw).
⇒
z=
5,41.1,2
4,61.0,886.1.1,14.1,05
=1,46
⇒
lấy z=2.
- Từ đó ta có chiều rộng bánh đai B=(z-1).t+2e.
Đai
Γ
có t=19; e=12,5
⇒
B=1.19+2.12,5=44 mm
Đường kính ngoài bánh đai d
a
=d+2.h
o
=180+2.4,2

=188,4 mm.
- Lực căng đai ban đầu:
F
o
=780.P
1
.K
đ
/v.
C
α
.z + F
v
.
Lực căng do lực li tâm F
v
=q
m
.v
2
với q
m
=0,178
v = 13,43
⇒
F
v
=32,1 N.
⇒
F

o
=
780.4,51.1,2
13,43.0,886.2
+32,1=209,5 N.
Lực tác dụng lên trục :
F
r
=2F
o
.sin(
1
2
α
)=2.209,5.sin(
140
2
o
).
=396,2 N.
III. Tính bộ truyền bánh răng :
I.Tính bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh.
Số liệu : Công suất trên trục P
1
=5,09 Kw.
Số vòng quay n
1
=459,6 v/ph.
Tỉ số truyền u
1

=3,34
1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]
Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
1
b
σ
=850 Mpa;
1
ch
σ
=580 Mpa.
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
1
b
σ
=750 Mpa;
1
ch
σ
=450 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
1
lim
o
H
σ
=2HB+70; S
H

=1,1.
1
lim
o
F
σ
=1,8HB; S
F
=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245, độ rắn bánh lớn HB
2
=230, khi đó
•
1
lim
o
H
σ
=2HB
1
+70=2.245+70=560 Mpa.

1
lim
o
F
σ
=1,8HB

1
=1,8.245=441 Mpa.
•
2
lim
o
H
σ
=2HB
2
+70=2.230+70=530 Mpa.
2
lim
o
F
σ
=1,8HB
2
=1,8.230=414 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
=30.
2,4
HB
H
do đó:
N
HO1
=30.245

2,4
=1,6.10
7
;N
HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7
Theo công thức: sốchu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
=30.H
HB
2,4
do đó:
N
HO1
=30.245
2,4
=1,6.10
7
; N
HO2
=30.230
2,4
=1,39.10
7
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)
N

HE
=60.C.
3
ax
. . .
i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑
Ta có : N
HE1
=60.459,6.20000.
3 3 3
3 5 3
1,4 . 1 . 0,7 .
3600.8 8 8
 
+ +
 ÷
 

=41,56.10
7
>N
HO1
.
Do đó K
HL1
=1.
N
HE2
=60.
3 3 3
459,6 3 5 3
.20000. 1,4 . 1 . 0,7 .
3,34 3600.8 8 8
 
+ +
 ÷
 
=12,44.10
7
>N
HO2
.
Do đó K
HL2
=1.
Như vậy. [
H
σ

]=
0
lim
.
HL
H
H
K
S
σ
[
H
σ
]
1
=560.
1
1,1
=509 Mpa.
[
H
σ
]
1
=530.
1
1,1
=481,8 Mpa.
Để tính bộ truyền răng côn răng thẳng ta lấy [
H

σ
]
1
=[
H
σ
]
2
=481,8Mpa.
Lại có: N
FE
=60.C.
6
ax
. . .
i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑
N

FE1
=60.459,6.20000.
6 6 6
3 5 3
1,4 . 1 . 0,7 .
3600.8 8 8
 
+ +
 ÷
 
=36,9.10
7
>N
FO1
=4.10
6
do đó K
FL1
=1
Tương tự N
FE2
=N
FE1
/u=11,05.10
7
>N
FO2

⇒
K

FL2
=1.
Bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1 ta được
[
F
σ
]=
0
lim
. .
FC
F FL
F
K
K
S
σ
⇒
[
1F
σ
]=441.1.1/1,75=252 Mpa.
[
2F
σ
]=414.1.1/1,75=236,5 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép:
[

H
σ
]
max
=2,8.
2ch
σ
=2,8450=1260 Mpa.
[
1F
σ
]
max
=0,8.
1ch
σ
=0,8.580=464 Mpa.
[
2F
σ
]
max
=0,8.
2ch
σ
=0,8.450=360 Mpa.
3. Tính toán thông số bộ truyền răng côn cấp nhanh.
a. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức.
Re=K
R

.
[ ]
2
2
3
1 be be
1. . /[(1-K ).K . .
H H
u T K u
β
σ
+
Với bộ truyền côn răng thẳng bằng thép.
→
hệ số phụ thuộc vật
liệu bánh răng và loại răng
K
R
=0,5.K
d
=0,5.100=50Mpa
1/3
Chọn hệ số chiều rộng vành răng K
be
=0,25
Theo bảng 6.21 với :
1
.
2
be

be
K u
K−
=
0,25.3,34
2 0,25−
=0,477
Trục bánh răng côn lắp trên ổ bi (sơ đồ I) HB<350 tra được hế số phân bố không
đềutải trọng
H
K
β
=1,19 ; momen xoắn trên trục 1 :T
1
=105764 Nmm.
Do đó: Re=50.
2 2
3
3,34 1. 105764.1,19/[(1-0,25).0,25.3,34.481,8+
=166,15 mm.
b. Xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh
nhỏ:
d
e1
=
2
2.Re
1 u+
=

2
2.166,15
1 3,34+
=95,31 mm
Theo bảng 6.22-[I] ta được: z
1p
=19. do HB<350
Z
1
=1,6.z
1p
=1,6.19=30,4
⇒
z
1
=30 răng.
Đường kính trung bình và mođun trung bình
d
m1
=(1-
0,5.K
be
)d
e1
=(1-0,5.0,25)95,31=83,39
m
tm
=d
m1
/z

1
=83,39/30=2,78 mm.
Theo bảng 6.8-[I] lấy trị số tiêu chuẩn m
te
=3,0 với m
te
tính toán:
m
te
=
1 0,5.
tm
be
m
K−
=
2,78
1 0,5.0, 25−
=3,177 mm.
do đó m
tm
=m
te
.(1-0,5.K
be
)=2,625 mm.
⇒
z
1
=

1m
tm
d
m
=
83,39
2,625
=31,76. Lấy z
1
=32 răng.
Số răng bánh lớn z
2
=u.z
1
=3,34.32=106,88. Lấy z
2
=107 răng.
Do đó tỉ số truyền :
u
m
=
1
2
z
z
=
107
32
=3,343.
Góc côn chia :

1
δ
=arctg(
1
2
z
z
)=arctg(
32
107
)=16,650
0
=16
o
39’0,38”.
2
δ
=90
o
-
2
δ
=73,349
o
=73
o
20’59,62”.
Theo bảng 6.20 với z
1
=32 chọn hệ số dịch chỉnh

• X
1
=0,28 mm
• X
2
=0,28 mm
Đường kính trung bình của bánh nhỏ d
m1
=z
1
.m
tm
=32.2,625=84 mm.
Chiều dài côn ngoài: Re=0,5.m
te
.
2 2
1 2
z z+
=0,5.3.
2 2
32 107+
=167,52 mm.
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ta có:
H
σ
=
2
1

1
2 . . 1
. .
.
0,85. .
H m
M H
m m
T K u
Z Z Z
d b u
ε
+
Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : Z
M
=274 Mpa
1/3
.
Theo bảng 6.12, với x=x
1
+x
2
=0, hệ số ảnh hưởng hình dạng bề mặt răng tiếp xúc
Z
H
=1,76.
Và :
α
ε
=1,88-3,2(

1 2
1 1
Z Z
+
)=1,88-3,2(
1 1
32 107
+
)=1,75.
⇒
Z
ε
=
4
3
α
ε
−
=
4 1,75
3
−
=0,866.
Theo công thức : K
H
=
. .
H H
K K
β α

K
HV
Với bánh răng côn răng thẳng, hệ số phân bố tải trọng
không đều
H
K
α
=1.
n
1
=459,6 v/ph nên tốc độ vòng
v=
1 1
4
. .
6.10
m
d n
π
=
4
.83,39.459,6
6.10
π
=2(m/s).
Theo bảng 6.13-T
106
.[I] chọn cấp chính xác 8.
Có
H

υ
=
0
. .
H
g
δ
v.
1m
d
.
1u
u
+
=0,006.56.2.
83,39(3,343 1)
3,343
+
=6,99
Trong đó: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp
H
δ
=0,006 (bảng 6.15)
hệ số ảnh hưởng sai lệch
bước răng g
o
=56 (bảng 6.16)
Hệ số tải trọng động :
K
Hv

=1+
1
1
. .
2. . .
H m
H H
b d
T K K
α β
υ
=1+
6,99.41,88.84
2.105764.1,19.1,0
=1,098.
Trong đó b=K
be
.R
e
=0,25.167,52=41,88
Do đó K
H
=1,19.1.1,098=1,31.
Vậy

2
274.1,76.0,866 2.105764.1,31. 3,343 1
.
84 0,85.41,88.3,343
H

δ
+
=
=448,1 Mpa.
Mặt khác, ứng suất tiếp xúc cho phép:
[
H
δ
]’=[
H
δ
].Z
v
.Z
R
.K
XH
=481,8.1.0,95.1=457,7 Mpa.
Trong đó v< 5 m/s
⇒
Z
v
=1; Ra=2,5…1,25
m
µ
; d
a
<700; K
XH
=1.

Như vậy :
•
H
δ
<[
H
δ
]’
•
[ ]
[ ]
'
'
H H
H
δ δ
δ
−
=2%. Nên không phải chọn lại vật liệu.
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
1F
δ
=2.T
1
.K
f
.
1
. .
F

Y Y Y
ε β
/
(0,85.b.m
tm
.d
m1
)

Với K
be
=
Re
b
=
41,88
167,52
=0,25
Tí số
.
2
be
be
K u
K−
=
0,25.3,343
2 0,25−
=0,48.
Tra bảng 6.21-T

143
-[I] được K
Fβ
=1,38.
Có υ
F
=δ
F
.g
o
.v.
1
1
.
m
u
d
u
+
=0,016.56.2.
(3,343 1)
84.
3,343
+
=18,72
Trong đó: δ
F
=0,016(bảng 6.15), g
o
=56(bảng 6.16), do đó

K
Fv
=1+
1
1
. .
2. . .
F m
F F
b d
T K K
α β
υ
=1+
18,72.41,88.84
2.105764.1.1,38
=1,22
Do đó: K
F
=K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
=1,38.1.1,22=1,684.
Với răng thẳng Y
β
=1, với ε
α

=1,75, Y
ε
=1/ ε
α
=0,571
Với Z
v1
=Z
1
/cos δ
1
=32/0,9581=33,4
Z
v2
= Z
2
/cos δ
2
=107/0,2865=372,4. x
1
=0,28; x
2
=-0,28
Tra bảng 6.18 được Y
F1
=3,53; Y
F2
=3,63.
Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:
δ

F1
=2.105764.0,571.1.1,684.3,53/0,85.41,88.84.2,625
=91,74
Mpa.
δ
F2
=δ
F2
.3,62/3,53=94,06
Mpa.
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với K
qt
=1,8
δ
Hmax
=δ
H
.K
qt
1/2
=448,1.1,8
1/2
=601,2 Mpa
⇒
δ
Hmax
<[δ

H
]
max
=1260 Mpa.
δ
F1max
=δ
F1
.K
qt
=91,47.1,8=164,6<[δ
F1
]
max
=464 Mpa.
δ
F2max
=δ
F2
.K
qt
=94,06.1,8=169,308<[δ
F2
]
max
=360 Mpa.
Kết luận:
Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:
• Chiều dài côn ngoài Re=167,52 mm
• Modun vòng ngoài

m
te
=3
mm
• Chiều rộng vành răng
b
w
=41,88 mm
• Tỉ số truyền
u
1
=3,343
• Góc nghiêng răng β=0
• Số răng bánh răng
z
1
=32,
z
2
=107.
• Hệ số dịch chỉnh chiều cao
x
1
=0,28; x
2
=-0,28.
Ngoài ra còn các thông số khác:
 Đường kính chia ngoài
d
e1

=96,01 mm; d
e2
=320,98 mm
 Góc côn chia
δ
1
=16
o
39’0,38”; δ
2
=73
o
20’59,62”
 Chiều cao răng ngoài
h
e
=2.3.1+0,2.3=6,6 mm
 Chiều cao đầu răng ngoài
h
ae1
=3(1+1.0,28)=3,84 mm; h
ae2
=2.1.3-3,84=2,16
mm
 Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
=h
e
-h
ae1

=6,6-
3,84=2,76 mm; h
fe2
=h
e
-h
ae2
=6,6-2,16=4,44 mm
 Đường kính đỉnh răng ngoài
d
ae1
=d
e1
+2.h
ae1
.cos δ
1
=32.3+2.3,84.0,958=103,36 mm; d
ae2
=322,24 mm.
Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng –cấp chậm.
Số liệu: Công suất trên trục P
2
=4,84 Kw
Số vòng quay n
2
=137,6 v/ph
Tỉ số truyền u
2
=2,99.

1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]
Bánh nhỏ: thép 40 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…228 có
1
b
σ
=700 Mpa;
1
ch
σ
=400 Mpa.
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB170…217 có
1
b
σ
=600 Mpa;
1
ch
σ
=340 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I]
1
lim
o
H
σ
=2HB+70; S
H
=1,1.

1
lim
o
F
σ
=1,8HB; S
F
=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=200, độ rắn bánh lớn HB
2
=185, khi đó
•
1
lim
o
H
σ
=2HB
1
+70=2.200+70=470 Mpa.
1
lim
o
F
σ
=1,8HB
1
=1,8.200=360 Mpa.

•
2
lim
o
H
σ
=2HB
2
+70=2.185+70=440 Mpa.
2
lim
o
F
σ
=1,8HB
2
=1,8.185=333 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
N
HO
=30.
2,4
HB
H
do đó:
N
HO1
=30.200
2,4
=9,99.10

7
;N
HO2
=30.185
2,4
=8,29.10
7
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)
N
HE
=60.C.
3
ax
. . .
i i
i
m ck
T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑
Ta có : N
HE1

=60.137,6.20000.
3 3 3
3 5 3
1,4 . 1 . 0,7 .
3600.8 8 8
 
+ +
 ÷
 
=12,4.10
7
>N
HO1
.
Do đó K
HL1
=1.
N
HE2
=60.
3 3 3
137,6 3 5 3
.20000. 1,4 . 1 . 0,7 .
2,29 3600.8 8 8
 
+ +
 ÷
 
=4,16.10
7

<N
HO2
.
⇒
K
HL2
=
HO
HE
N
N
=1,12.
Như vậy. [
H
σ
]=
0
lim
.
HL
H
H
K
S
σ
[
H
σ
]
1

=470.
1
1,1
=427,3 Mpa.
[
H
σ
]
2
=440.
1,12
1,1
=448 Mpa.
Do cấp chậm sử dụng răng nghiêng.
[σ]=1/2.([σ
H1
]+[σ
H2
])=437,65 MPa <1,25[σ
H2
]
Mặt khác N
FE
=60.C.(
6
ax
. . .
i i
i
m ck

T t
n t
T t
 
 
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
∑ ∑
Vậy: N
FE1
=60.137,6.20000.
6 6 6
3 5 3
1,4 . 1 . 0,7 .
3600.8 8 8
 
+ +
 ÷
 
=11,05.10
7
>N
FO1
=4.10
6
do đó K
FL1

=1
Tương tự N
FE2
=N
FE1
/u=3,69.10
7
>N
FO2

⇒
K
FL2
=1.
Bộ truyền quay 1 chiều K
FC
=1 ta được
[
F
σ
]=
0
lim
. .
FC
F FL
F
K
K
S

σ
⇒
[
1F
σ
]=360.1.1/1,75=205,7 Mpa.
[
2F
σ
]=333.1.1/1,75=190 Mpa.
Ứng suất quá tải cho phép:
[
H
σ
]
max
=2,8.
2ch
σ
=2,8.400=1120 Mpa.
[
1F
σ
]
max
=0,8.
1ch
σ
=0,8.400=320 Mpa.
[

2F
σ
]
max
=0,8.
2ch
σ
=0,8.340=272 Mpa.
3. Tính toán thông số bộ truyền răng côn cấp nhanh.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
=43(u
1
+1)
[ ]
1
3
2
1
.
. .
H
H ba
T K
u
β
σ ψ

Trong đó theo bảng 6.6 chọn ψ

ba
=0,3.
Ψ
bd
=0,5. ψ
ba
(u
1
+1)=0,5.0,3.(2,99+1)=0,598.
Do đó theo bảng 6.7
→
H
Hβ
=1,03. (Theo sơ đồ 5)
T
1
=335915 Nmm.

⇒
a
w1
=43(2,99+1)
3
2
335915.1,03
437,7 .2,99.0,3
=216,6 mm
Lấy a
w1
=215 mm.

b.Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức m=(0,01÷0,02)a
w1
=2,15÷4,3 mm
Theo bảng 6.8 chọn modun pháp m=3 mm
Chọn sơ bộ β=10
o
, do đó cos β=0,9848
⇒
số răng bánh nhỏ:
Z
1
=2a
w
.cosβ/[m(u+1)]
=2.215.0,9848/[3(2,99+1)]=35,4
Lấy z
1
=35 răng
Số răng bánh lớn : z
2
=u.z
1
=2,99.35=104,65 răng
Lấy z
2
=104 răng.
Do đó tỉ số truyền thực u
m
=z

2
/z
1
=2,971.
Cosβ=
1 2
w
.( )
2.a
m z z+
=
3(104 35)
2.215
+
=0,9698.
Suy ra: β=14,125
0
=14
0
7’28,47”
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ta có:
H
σ
=
2
1
1 w
2 . . 1
. .

.
.
H
M H
m
T K u
Z Z Z
d b u
ε
+
Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : Z
M
=274 Mpa
1/3
.
tg β
b
=cos α
t
.tg β=cos (20,751).tg (14,125)=0,326.
Với α
t
=α
tw
=arctg(tgα/cos β)=arctg(tg 20
o
/0,9698)=20,571.
⇒
β
b

=13,257
o
Do đó Z
H
=
b
w
2. os
sin 2
t
c
β
α
=
2. os(13,257)
sin(2.20,571)
c
=
2,96
=1,720
ε
β
=
w
.sin
64,5.sin(14,125)
. .3
b
m
β

π π
=
=1,670.
Trong đó b
w
=ψ
ba
.a
w
=0,3.215=64,5
⇒
Z
ε
=
1 1
1,705
α
ε
=
=0,766
Với ε
α
=[1,88-3,2(1/z
1
+1/z
2
)]cos β=[1,88-3,2(1/35+1/104)].0,9698
=1,705
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d

w1
=2.a
w
/(u
m
+1)=2.215/(2,971+1)=108,29 mm
mặt khác: v=
w1 1
4 4
. .
.108,29.137,6
6.10 6.10
d n
π
π
=
=0,78 m/s
Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v<2,5 m/s có K
Hα
=1,13
Theo 6.42-[I] υ
H
=δ
H
.g
o
.v.
w
u

a
=0,002.73.0,78.
215
2,971
=0,969.
Trong đó theo bảng 6.15 δ
H
=0,002.
Theo bảng 6.16 g
o
=73.
⇒
K
Hv
=1+
w 1
1
. .
2. . .
H m
H H
b d
T K K
α β
υ
=1+
0,969.64,5.108,29
2.335915.1,03.1,13
=1,008.
Do đó K

H
=K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
=1,03.1,13.1,008=1,173.
Vậy ứng suất tiếp xúc

274.1,720.0,766 2.335915.(2,971 1)
.
108,29 64,5.2,971
H
δ
+
=
=422,6 Mpa.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Do v=0,78 m/s<5 m/s nên Z
v
=1, với cấp chính xác động học 9, chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5μm …1,25μm do đó
Z
R
=0,95, với d
a
<700 mm, K
XH
=1. Vậy:

[
H
δ
]’=[
H
δ
].Z
v
.Z
R
.K
XH
=437,65.1.0,95.1=415,77Mpa.
Như vậy :
•
H
δ
>[
H
δ
]’ nhưng không nhiều
Nên giảm chiều rộng răng b
w
=64,5.
2
422,6
415,77
 
 ÷
 

=66,6 mm
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
1F
δ
=2.T
1
.K
F
.
1
. .
F
Y Y Y
ε β
/
(b
w
.m.d
m1
)

Theo bảng 6.7, K
Fβ
=1,02; theo bảng 6.14, v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 suy
ra K
Hα
=1,37.
Tra bảng 6.21-T
143
-[I] được K

Fβ
=1,38.
Có υ
F
=δ
F
.g
o
.v.
1
1
.
m
u
d
u
+
=0,006.73.0,78.
215
2,971
=2,91.
Trong đó: δ
F
=0,006(bảng 6.15), g
o
=73(bảng 6.16), do đó
K
Fv
=1+
w 1

1
. .
2. . .
F m
F F
b d
T K K
α β
υ
=1+
2,91.66,6.108,29
2.335915.1,08.1,37
=1,02.
Do đó: K
F
=K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
=1,08.1,37.1,02=1,509.
Với ε
α
=1,705
⇒
Y
ε
=1/ε
α

=0,587, với β=14,125
o

⇒
Y
β
=1-β/140=0,899.
Với Z
v1
=Z
1
/cos
3
β=35/(0,9698)
3
=38
Z
v2
= Z
2
/cos
3
β=104/(0,9698)
3
=114.
Tra bảng 6.18 được Y
F1
=3,72; Y
F2
=3,60.

Với m=3 mm,Y
s
=1,08-0,0695.ln(3)=1,003.
Y
R
=1(bánh răng phay), K
XF
=1(d
a
<700 mm).
Do đó [σ
F1
]=[σ
F1
].Y
R
.Y
s
.K
XF
=205,7.1.1,003.1=206,3MPa.
Tương tự [σ
F2
]=[σ
F2
].Y
R
.Y
s
.K

XF
=190.1.1,003.1=190,57 MPa.
Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:
δ
F1
=2.335915.0,587.0,899.3,72/(66,6.108,29.3)
=60,95 Mpa<[σ
F1
]
δ
F2
=δ
F2
.3,72/3,60=58,986 Mpa<[σ
F2
]
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với K
qt
=1,4
δ
H1max
=δ
H
.K
qt
1/2
=415,77.1,4
1/2

=491,9 Mpa
⇒
δ
Hmax
<[δ
H
]
max
=1260 Mpa.
δ
F1max
=δ
F1
.K
qt
1/2
=60,82.1,4
1/2
=71,9<[δ
F1
]
max
=320 Mpa.
δ
F2max
=δ
F2
.K
qt
1/2

=58,86.1,4
1/2
=69,6<[δ
F2
]
max
=272 Mpa.
Độ bền quá tải được thỏa mãn.
Kết luận:
Các thông số và kích thước bộ truyền
 Khoảng cách trục a
w
=215 mm
 Mođun pháp m=3,0 mm
 Chiều rộng vành răng b
w
=66,6 mm
 Tỉ số truyền u
2
=2,971
 Góc nghiêng răng β=14
o
7’28,77”
 Số răng bánh răng z
1
=35, z
2
=104
 Răng không dịch chỉnh
Các kích thước khác

• d
1
=m.z
1
/cos β=3.35/0,9698=108,3 mm
• d
2
= m.z
1
/cos β=3.104/0,9698=321,7 mm
• d
a1
=d
1
+2.m=114,3 mm
• d
a2
=d
2
+2.m=327,7 mm
• d
f1
=d
1
-2,5.m=100,8 mm
• d
f2
=d
2
-2,5.m=314,2 mm

IV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC:
1. Sơ đồ đặt lực chung:
Sơ đồ tính khoảng cách:
2. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có
600
b
MPa
σ
=
,
ứng suất xoắn cho phép
τ
÷[ ]=15 25 MPa
.
3. Xác định sơ bộ đường kính trục:
- CT
10.9
[1]
188
, đường kính của trục thứ k, k = 1,2,3:
d
k
=
τ
3
k
T / 0,2[ ]
- T

1
= 105764 Nmm ; T
2
= 335915 Nmm ; T
3
= 965380 Nmm ;
⇒
d
1
= 35 mm ; d
2
= 45 mm ; d
3
= 60 mm ;
- Bánh đai được lắp trên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động
cơ điện.
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực:
- Từ d
k
và bảng
10.2
[1]
189

⇒
chiều rộng b
0
của ổ lăn:
d
1

= 35
⇒
b
0
= 21
d
2
= 45
⇒
b
0
= 25
d
3
= 60
⇒
b
0
= 31.
- CT
10.12; 10.10
[1]
189

⇒
chiều dài mayơ của:
+ BR côn: l
m13

≥

(1,2
÷
1,4)d
1
= 42
÷
49 = 45 mm
l
m23

≥
(1,2
÷
1,4)d
2
= 54
÷
63 = 54 mm
+ Bánh đai: l
m12

≥
(1,2
÷
1,5)d
1
= 42
÷
52,5 = 50 mm
+ Bánh răng trụ: l

m22

≥
(1,2
÷
1,5)d
2
= 54
÷
67,5 = 68 mm
l
m31

≥
(1,2
÷
1,5)d
3
= 72
÷
90 = 75 mm
+ Khớp nối đàn hồi: l
m32

≥
(1,4
÷
2,5)d
3
= 84

÷
150 = 130 mm
- Bảng
10.3 10.4
, [1]
189 191
, hình vẽ
10.10
[1]
193
ta tính được l
ki
:
l
12
= l
c12
= 0,5(l
m12
+ b
0
) + k
3
+ h
n

= 0,5(50+21)+15+18
= 69 mm ;
l
11

= (2,5…3)d
1
= (2,5…3).35 = 87,5…105 = 100 mm ;
l
13
= l
11
+ k
1
+ k
2
+ l
m13
+ 0,5(b
0
– b
13
cos
1
δ
)
= 100+10+10+45+1/2.(21 – 41,88cos16,65
0
) =155 mm ;
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
0

) + k
1
+ k
2
= 0,5(68+25)+10+10 = 67 mm ;
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ b
13
cos
2
δ
) + k
1
=
= 67 + 0,5(68+41,88cos73,35
0
) + 10 = 116 mm ;
l
21
= l
m22
+ l
m23
+ b
0

+ 3k
1
+ 2k
2
= 68+54+25+3.10+2.10 = 197 mm ;
l
32
=67 mm
l
31
=197 mm
l
33
=h
n
+k
3
+1/2(l
m32
+b
o
)
=18+15+1/2(130+31)=114 mm
5. Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục:
Chiều của các lực như hình vẽ trên sơ đồ đặt lực chung trong phần IV.1.
ta phải tính các lực F
a
, F
t
, F

r
, F
k
, F
đ
;
Phần tính toán đai ta đã tính được F
đ
= 396,2 N, đồng thời đã có góc nghiêng đường nối tâm
của bộ truyền ngoài là 30
0
.
⇒

F
ur
đ
=
F
ur
đx
+
F
ur
đy

⇒
F
yđ
= F

đ
sin30
0
= 396,2.0,5 = 198,1 N ;
F
xđ
= F
đ
cos30
0
= 343 N.
Các lực khác: Theo CT
10.3; 10.1
[1]
184
:
Bánh răng côn :
F
t11
= F
t21
= 2T
1
/d
m1
= 2.105764/84 = 2518 N ;
F
r11
= F
a21

= F
t11
1
ostg c
α δ
= 2518.tg20
0
.cos16,65
0
= 878 N ;
F
a11
= F
r21
= F
t11
1
sintg
α δ
= 2518.tg20
0
.sin16,65
0
= 262,6 N ;
Bánh răng trụ răng nghiêng:
F
t22
= F
t31
= 2T

2
/d
w2
= 2.335915/108,29 = 6204 N ;
F
r22
= F
r31
= F
t22
w
/ os
t
tg c
α β

= 6204.tg20,571
0
/0,9698 = 2401 N ;
F
a22
= F
a31
= F
t22
tg
β
= 6204.tg14,125
0
= 1561 N ;

Khớp nối trục đàn hồi:
Với momen xoắn trục III T
3
=965,4 Nm theo bảng 15.10
⇒
D
o
=D-d
o
-(10 20)=160 mm
D
o
: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi
d
o
: Đường kính chỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi.
(D=210, d=36)
⇒
Lực F
k
=0,2.2.T
3
/D
o
=0,2.2.965380/160=2413 N
6. Vẽ biểu đồ mômen uốn M
x
, M
y
và mômen xoắn T cho 3 trục:

a) Trục I:
Sơ đồ lực:
Tính các lực:
Với l
12
= 69 mm
l
11
= 100 mm
l
13
= 155 mm
d
m1
= 84 mm (BR côn)
Hệ phương trình 1:
x
F
∑
= 0
⇒
- F
xđ
+ F
x10
+ F
x11
– F
t11
= 0

y/0
M
∑
= 0 F
xđ
.l
12
+ F
x11
.l
11
– F
t11
.l
13
= 0
⇒
F
x10
+ F
x11
= F
xđ
+ F
t11
= 343 + 2518 = 2861
F
x11
= (F
t11

l
13
- F
xđ
l
12
)/l
11
= (2518.155-343.69)/100 = 3666 N
⇒
F
x11
= 3666 N ;
F
x10
= - 805 N, hay F
x10
có chiều ngược lại so với trên hình vẽ trên.
Hệ phương trình 2:
y
F
∑
= 0
⇒
F
yđ
– F
y10
+ F
y11

– F
r11
= 0
x/0
M
∑
= 0 F
yđ
l
12
– F
y11
l
11
+ F
r11
l
13
– F
a11
d
m1
/2 = 0
⇒
F
y10
– F
y11
= F
yđ

– F
r11
= 198,1 – 878 = - 679,9 N
F
y11
= (F
yđ
l
12
+ F
r11
l
13
– F
a11
.d
m1
/2)/l
11
=
= (198,1.69+878.155-262,6.42)/100 = 1387 N
⇒
F
y11
= 1387 N ; F
x11
= 3666 N
F
y10
= 707,1 N ; F

x10
= -805 N : có chiều ngược chiều đã chọn.
b) Trục II:
Sơ đồ lực:
Tính các lực:
Với l
21
= 197 mm
l
22
= 67 mm
l
23
= 116 mm
d
m2
= 328 mm (BR côn)
d
w1
= 96,62 mm (BR trụ)
Hệ phương trình 1:
x
F
∑
= 0
⇒
- F
x20
+ F
t21

+ F
t22
– F
x21
= 0
y/1
M
∑
= 0 - F
x20
.l
21
+ F
t21
.l
23
+ F
t22
.l
22
= 0
⇒
F
x20
+ F
x21
= F
t21
+ F
t22

= 2518 + 6204 = 8722 N
F
x20
= (F
t21
l
23
+ F
t22
l
22
)/l
21
= (2518.116+6204.67)/197 = 3605 N
⇒
F
x20
= 3605 N
F
x21
= 5117 N
Hệ phương trình 2:
y
F
∑
= 0
⇒
F
y20
+ F

r21
– F
r22
+ F
y21
= 0
x/1
M
∑
= 0 F
y20
l
21
+ F
r21
l
23
- F
r22
l
22
+ F
a21
d
m2
/2 – F
a22
d
w1
/2 = 0

⇒
F
y20
– F
y21
= F
r22
– F
r21
= 2401 – 262,6 = 2138,6
F
y20
= (F
r22
l
22
+ F
r21
l
23
– F
a21
.d
m2
/2 + F
a22
d
w1
/2)/l
21

=
= (2401.67-262,6.116-878.140,4+1561.54,1)/197 = -394 N
⇒
F
y20
= -394 N . Có chiều ngược với chiều hình vẽ
F
y21
= 2532,4 N.
c) Trục III:
Sơ đồ lực:
Với l
21
= 197 mm
l
22
= 67 mm
l
c3
= 114 mm
d
w2
= 321,7 mm (BR trụ)
Hệ phương trình 1:
x
F
∑
= 0
⇒
F

x30
– F
t31
- F
x31
- F
xk
= 0
y/1
M
∑
= 0 F
x30
.l
21
– F
t31
.l
22
+ F
xk
.l
c3
= 0
⇒
F
x30
- F
x31
= F

xk
+ F
t31
= 6204 + 2413 = 8617 N
F
x30
= (F
t31
l
22
- F
xk
l
c3
)/l
21
= (6204.67-2413.114)/197 = 714 N
⇒
F
x30
= 714 N
F
x31
= -7903 N .Ngược chiều đã chọn.
Hệ phương trình 2:
y
F
∑
= 0
⇒

- F
y30
+ F
r31
– F
y31
= 0
x/1
M
∑
= 0 - F
y30
l
21
+ F
r31
l
22
+ F
a31
d
w2
/2 = 0

⇒
F
y30
+ F
y31
= F

r31
= 2401
F
y30
= (F
r31
l
22
+ F
a31
d
w2
/2)/l
21
= (2401.67+1561.321,7/2)/197 = 2091N

⇒
F
y30
= 2091 N
F
y31
= 310 N
Biểu đồ mômen của 3 trục : (3 tờ đính kèm)
Trục I :
Trục II :
Trục III :
( Bản vẽ tay đi kèm)
7. Tính chính xác đường kính các đoạn trục: