ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH - TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ – BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ooOoo









ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN








Sv THỰC HIỆN: HUỲNH HỒNG LUÂN
MSSV: 205012345
LỚP; CK05KSTN
Gv HƯỚNG DẪN: NGUYỄN HỮU LỘC

NĂM 2008
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
1

MỤC LỤC

Lời nói đầu………………………………………………………………………2
I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG………………………………… 3
II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN…………………….5
III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY………………………… 6
1. Tính toán bộ truyền xích………………………………………………… 6
2. Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc………………………………8
3. Chọn nối trục…………………………………………………………… 12
4. Tính toán thiết kế trục và then……………………………………………13
5. Chọn ổ lăn…………………………………………………………… 21
6. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ………………………………………26
7. Chọn dầu bôi trơn……………………………………………………… 28
8. Bảng dung sai lắ
p ghép………………………………………………… 29
Tài liệu tham khảo…………………………………………………………… 30

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
2



LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống hằng ngày, chúng ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở
khắp nơi, có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong đời sống cũng như trong sản
xuất. Và đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên chúng ta
bước đầu làm quen với những hệ thống truyền động này.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí là một môn h
ọc không thể thiếu
trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, nhằm cung cấp cho sinh viên các kiến
thức cơ sở về kết cấu máy. Đồng thời, môn học này còn giúp sinh viên hệ thống
hóa kiến thức các môn đã học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Sức bền vật
liệu, Vẽ cơ khí… từ đó cho ta một cái nhìn tổng quan hơn về thiết kế cơ khí.
Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện sẽ giúp sinh viên b
ổ sung và hoàn thiện

các kỹ năng vẽ AutoCad, điều này rất cần thiết đối với một kỹ sư cơ khí.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc đã tận tình hướng dẫn,
cảm ơn các thầy cô và bạn bè trong khoa Cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong
quá trình thực hiện.

Sinh viên thực hiện:
Huỳnh Hồng Luân









Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
3
I. TÌM HIỂU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG:

• Sơ đồ hệ thống dẫn động thùng trộn:

1
2
3
4
5

• Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ
2- Nối trục đàn hồi
3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng hai cấp đồng trục
4- Bộ truyền xích ống con lăn
5- Thùng trộn
• Sơ đồ tải trọng:

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
4
T
T
t
1
2
T
t
1
t
2

• Các số liệu thiết kế:
_ Công suất trên trục thùng trộn: P = 8 kW
_ Số vòng quay trên trục thùng trộn: n = 55 vòng/phút
_ Quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ
_ Thời gian phục vụ: L = 6 năm (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
_ Chế độ tải: T
1
= T ; T

2
=0,9T
t
1
=49s ; t
2
= 36s
• Đặc điểm của hộp giảm tốc hai cấp đồng trục:
+ Ưu điểm: kích thước theo chiều dài nhỏ nên giảm trọng lượng, do đó có kích
thước nhỏ gọn hơn so với các loại hộp giảm tốc hai cấp khác.
+ Nhược điểm:
_ Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết, vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn
hơn khá nhiề
u so với cấp nhanh trong khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại
bằng nhau.
_ Hạn chế khả năng chọn phương án bố trí do chỉ có một trục đầu vào và một
trục đầu ra.
_ Kết cấu ổ phức tạp do có ổ đỡ bên trong vỏ hộp.
_Trục trung gian lớn do khoảng cách giữa các ổ lớn.
_ Kích thước chiều rộng lớn.




Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
5
II. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
Công suất tương đương trên trục thùng trộn:
2

i
2
i
td
i
T
t
49 0,9 .36
T
PP 8 7,67kW
t4936
⎛⎞
⎜⎟
+
⎝⎠
== =
+
∑
∑

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
4
ch br1 br2 x ol
η
ηηηη
=

Theo bảng 3.3 [1] ta chọn:
br1 br2 x ol
0,97; 0,93; 0,99

η
ηηη
== = =

⇒
4
ch
0,97.0,97.0,93.0,99 0,84
η
==
Công suất cần thiết của động cơ:
td
dc
ch
P7,67
P9,13kW
0,84
η
== =
Tỷ số truyền chung:
dc
ch 1 2 x
ct
n
uuuu
n
==
Dựa vào phụ lục P1.3 [2] ta chọn động cơ có công suất P
dc
= 11kW với số

vòng quay và phân bố tỷ số truyền hệ thống truyền động như sau:

Động cơ Số vòng
quay
động cơ,
(vg/ph)
Tỷ số
truyền
chung,
u
ch

Tỷ số
truyển
hộp
giảm tốc,
u
h

Bộ
truyền
bánh
răng, u
1

Bộ
truyền
bánh
răng, u
2

Bộ
truyền
xính, u
x
4A132M2Y3 2907 52,85 16 4 4 3,3
4A132M4Y3 1458 26,51 9,92 3,15 3,15 2,67
4A160S6Y3 970 17,63 6,25 2,5 2,5 2,82
4A160M8Y3 730 13,27 6,25 2,5 2,5 2,12



Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
6
Ta chọn động cơ 4A132M4Y3 với bảng đặc tính kỹ thuật như sau:

Trục
Thông số
Động cơ I II III Công tác
Công suất (kW) 9,13 9,03 8,67 8,33 7,67
Tỷ số truyền 1 3,15 3,15 2,67
Mômen xoắn (Nmm) 59802 59147 178830 541167 1331791
Số vòng quay (vg/ph) 1458 1458 463 147 55

III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY:
1. Tính toán bộ truyền xích:

Các thông số đầu vào: P
1

= 8,33kW; n
1
= 147vg/ph; u = 2,67;
T = 541167Nmm.
Chọn loại xích ống con lăn.
Số răng của đĩa xích dẫn:
1
z292u292.2,6723,66=−=− = ⇒ chọn z
1
= 24 răng
21
z uz 2,67.24 64,08== =
⇒ z
2
= 64 răng
Các hệ số điều kiện sử dụng:
K = K
r
K
a
K
o
K
dc
K
b
K
lv
= 1.1.1.1.1.1 = 1
với K

r
= 1: dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác dụng lên bộ
truyền tương đối êm
K
a
= 1: khi a = (30÷50)p
c

K
o
= 1: khi đường nối tâm 2 đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc
nhỏ hơn 60°
K
dc
= 1: trục điều chỉnh được
K
b
= 1: bôi trơn nhỏ giọt
K
lv
= 1: làm việc một ca
01
n
1
n 200
K1,36
n 147
== =
n1
z

1
z25
K1,04
z24
==
K
x
= 1: chọn xích một dãy
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
7
Công suất tính toán:
nz1
t
x
KK K P 1.1,36.1,04.8,33
P11,78kW
K1
== =
Theo bảng 5.4 [1], ta chọn bước xích p
c
= 31,75mm.
Theo bảng 5.2 [1], số vòng quay tới hạn n
th
= 600vg/ph nên điều kiện n < n
th

được thỏa.
Vận tốc trung bình của xích:
c

nzp 147.24.31,75
v1,87m/s
60000 60000
== =
Lực vòng có ích:
t
1000P 1000.8,33
F4454,54N
v1,87
== =

Kiểm nghiệm bước xích:
1
3
3
c
11 0 x
PK 8,33.1
p
600 600 26
z n [p ]K 24.147.29.1
≥= =

Do bước xích p
c
= 31,75mm nên điều kiện được thỏa.
Chọn khoảng cách trục sơ bộ:
c
a 40p 40.31,75 1270 mm
=

==
Số mắt xích:

22
12 21 c
c
2a z z z z p 2.1270 24 64 64 24 31,75
X. .125
p 2 2 a 31,75 2 2 1270
ππ
+− + −
⎛⎞ ⎛ ⎞
=+ + = + + =
⎜⎟ ⎜ ⎟
⎝⎠ ⎝ ⎠

Chọn X = 126 mắt xích.
Chiều dài xích:
c
L p X 31,75.126 4000,5 mm== =

Tính chính xác khoảng cách trục:
22
12 12 21
c
zz zz zz
a 0,25p X X 8 1285,86 mm
222
π
⎡⎤

++−
⎛⎞⎛⎞
⎢⎥
=−+−− =
⎜⎟⎜⎟
⎢⎥
⎝⎠⎝⎠
⎣⎦

Chọn a = 1282mm ( giảm khoảng cách trục (0,002÷0,004)a ).
Theo bảng 5.6 [1] với bước xích p
c
= 31,75mm ta chọn [i] = 16.
Số lần va đập trong 1 giây:
11
z n 24.147
i1,87[i]16
15X 15.126
== =<=
Tải trọng phá hủy: Q = 88,5kN
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
8
Lực trên nhánh căng: F
1
≈ F
t
=4454,54N
Lực căng do lực ly tâm gây nên:
22

vm
F q v 3,8.1,87 13,29 N== =
Lực căng ban đầu của xích:
0fm
F K aq g 6.1,282.3,8.9,81 286,74 N
=
==
Hệ số an toàn:
3
1v0
Q 88,5.10
s 18,61 [s] (7,8 9,4)
F F F 4454,54 13,29 286,74
== =>=÷
++ + +

Lực tác dụng lên trục:
rmt
F K F 1,15.4454,54 5122,72 N== =

Đường kính đĩa xích:
c1
1
p z 31,75.24
d 242,55 mm
ππ
== =
c2
2
p z 31,75.64

d646,81mm
ππ
== =
a1 1 c
d d 0,7p 264,78 mm=+ =

a2 2 c
d d 0,7p 669,03 mm=+ =

2. Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
a/ Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Chọn vật liệu la thép 45 được tôi cải thiện.
Độ rắn trung bình bánh dẫn HB
1
= 250
Độ rắn trung bình bánh bị dẫn HB
2
= 235
Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng:
OH lim1 1
2HB 70 2.250 70 570 MPa
σ
=+=+=
OHlim2 2
2HB 70 2.235 70 540 MPa
σ
=+=+=

OFlim1 1
1,8HB 1,8.250 450 MPa
σ
===

OFlim2 2
1,8HB 1,8.235 423 MPa
σ
===
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
2,4 2,4 7
HO1 1
N 30HB 30.250 1,71.10== = chu kỳ
2,4 2,4 7
HO2 2
N 30HB 30.235 1,47.10== = chu kỳ
N
FO1
= N
FO2
=5.10
6

Số chu kỳ làm việc tương đương:
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
9
3
39
i

HE1 i i
max
T4936
N 60c n t 60.1.1458.14400 .0,9 1,1.10
T8585
⎛⎞
⎛⎞
== +=
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎝⎠
∑
chu kỳ
8
HE1
HE2
N
N3,5.10
u
== chu kỳ
6
69
i
FE1 i i
max
T4936
N 60c n t 60.1.1458.14400 .0,9 10
T8585
⎛⎞

⎛⎞
== +=
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠
⎝⎠
∑
chu kỳ
8
FE1
FE2
N
N 3,17.10
u
== chu kỳ
Vì N
HE
> N
HO
; N
FE
> N
FO
nên K
HL
= K
FL
=1
Ứng suất tiếp cho phép:
HL

HOHlim
H
0,9K
[]
s
σσ
=
⇒
H1
570.0,9
[ ] 466,36 MPa
1,1
σ
==


H2
540.0,9
[ ] 441,82 MPa
1,1
σ
==

(
)
HH1H2 H2
[ ] 0,45 [ ] [ ] 408,68 MPa [ ] 441,82 MPa
σ
σσ σ
=+= <=

⇒
H
[ ] 441,82 MPa
σ
=

Ứng suất uốn cho phép:
FL
FOFlim
F
K
[]
s
σσ
=
⇒
F1
450
[ ] 257,14 MPa
1, 75
σ
==


F2
423
[] 241,71MPa
1, 75
σ
==

b/ Tính toán cặp bánh răng cấp chậm:

• Các thông số cho trước: T
2
= 178830Nmm; n
2
= 463vg/ph; u
2
= 3,15
Chọn
ba2
0,4
ψ
= . Khi đó
bd2 ba2 2
(u 1) 0,83
ψ
ψ
=
+= .
Theo bảng 6.4 [1], ta chọn
HF
K 1,03;K 1,05
ββ
=
=
Khoảng cách trục:
2H
3

3
w2 2
22
ba2 H 2
TK
178830.1,03
a 43(u 1) 43(3,15 1) 162,05 mm
[ ] u 0,4.441,82 .3,15
β
ψσ
=+ = + =
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: a
w2
= 160mm.
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
10
Mô đun răng: m
n
= (0,01÷0,02)a
w2
= 1,6÷3,2 mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn: m
n
= 3mm.
Từ điều kiện: 8°≤ β ≤ 20°
suy ra
w2 w2
3
n2 n2

2a cos20 2a cos8
z
m(u 1) m(u 1)
°°
≤≤
++


3
24,1 z 25,4⇔≤≤

Chọn z
3
= 25 ⇒ z
4
= 25.3,15 = 78,75 ⇒ chọn z
4
= 79
Góc nghiêng răng:
3.25(3,15 1)
arccos 13,43
2.160
β
+
==°
Tỷ số truyền:
4
2
3
z79

u3,16
z25
===
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
•
Đường kính vòng chia:

3n
3
z m 25.3
d77,11mm
cos cos13,43
β
== =
°
; d
4
=243,66mm
•
Đường kính vòng đỉnh:

n
a3 3
2m
dd 83,28mm
cos
β
=+ =
; d
a4

= 249,83mm
•
Đường kính vòng chân:

n
f3 3
2,5m
dd 69,40mm
cos
β
=− =
; d
f4
= 235,95mm
•
Khoảng cách trục:
n3 2
w2
mz(u 1)
a 160 mm
2cos
β
+
==

•
Chiều rộng vành răng:
b
4
= ψ

ba2
a
w2
= 0,4.160 = 64 mm
b
3
= b
4
+ 5 = 64 +5 = 69 mm
Vận tốc vòng bánh răng:
32
d n .77,11.463
v1,87
60000 60000
π
π
== =m/s
Theo bảng 6.3 [1], ta chọn cấp chính xác 9 với v
gh
= 6m/s.
Chọn hệ số tải trọng động K
HV
= 1,03; K
FV
= 1,1
Z
M
= 275MPa
1/2

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
11
tw t
tg tg20
arctg 20,516
cos cos13,43
α
αα
β
⎛⎞
°
⎛⎞
== = = °
⎜⎟
⎜⎟
°
⎝⎠
⎝⎠
bt
arctg(cos .tg ) arctg(cos20,516 .tg13,43 ) 12,606
β
αβ
==°°=°
b
H
tw
2cos 2cos12,606
Z 1,724
sin2 sin(2.20,516 )

β
α
°
== =
°
w
b
n
bsin 64sin13,43
1,577 1
m.3
β
ε
ππ
°
== =>
⇒
11
Z 0,775
1,665
ε
α
ε
== =

với
34
11
1, 88 3, 2 cos 1, 665
zz

α
εβ
⎡⎤
⎛⎞
=− + =
⎢⎥
⎜⎟
⎝⎠
⎣⎦

w2
w3
2
2a 2.160
d76,92mm
u13,161
== =
++

• Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

2H HV 2
MH
H
w3 w 2
2T K K (u 1)
ZZZ
422 MPa
dbu
β

ε
σ
+
==
HHVRxH
[ ] [ ]Z Z Z 441,82.1.0,95.1,02 428,12 MPa
σ
σ
== =
HH
[]
σ
σ
<
nên điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.
• Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Hệ số dạng răng:
F3
3
13,2
Y3,47 3,998
z
=+=
F4
4
13,2
Y3,47 3,64
z
=+=
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

F3
F3
[ ] 257,14
64,32
Y 3,998
σ
==
F4
F4
[ ] 241,71
66,4
Y3,64
σ
==

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
F3 2 F FV
F3 F3
w3 w n
2Y T K K
111,83 MPa [ ] 257,14 MPa
dbm
β
σσ
==<=
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
12
Do đó độ bền uốn được thỏa.
• Lực tác dụng lên bộ truyền:

2
t3 t4
n3
2T cos 2.178830.cos13,43
F F 4638 N
mz 3.25
β
°
== = =
t3 nw
r3 r4
F tg 4638.tg20
F F 1736 N
cos cos13,43
α
β
°
== = =
°

a3 a4 t3
F F F tg 4638.tg13,43 1107 N
β
== = °=
c/ Tính toán cặp bánh răng cấp nhanh:

Vì đây là hộp giảm tốc đồng trục nên ta chọn các thông số hình học của cặp
bánh răng cấp nhanh giống như cặp cấp chậm, chỉ trừ chiều rộng vành răng.
Chọn
ba1

0,25
ψ
=
. Khi đó, chiều rộng vành răng của cấp nhanh:
b
2
= ψ
ba1
a
w1
= 0,25.160 = 40 mm
b
1
= b
2
+ 5 = 40 +5 = 45 mm
Lực tác dụng lên bộ truyền:
1
t1 t2
n1
2T cos
F F 1534 N
mz
β
== =

t1 nw
r1 r2
Ftg
F F 574 N

cos
α
β
== =

a1 a2 t1
FFFtg 366N
β
== °=
3. Chọn nối trục:
Mômen truyền qua nối trục T = 59802Nmm.
Theo phụ lục 11.5 [3], ta chọn nối trục đàn hồi có:
d = 20mm d
c
= 10mm
D
0
= 68mm l
c
= 19mm
d
m
= 40mm đai ốc M8
l
1
= 15mm z = 6
l
2
= 22mm d
0

=19mm
c = 2mm l
0
= 15mm
Chọn vật liệu là thép 45 với ứng suất uốn cho phép [σ
F
] = 70Mpa, ứng suất
dập giữa chốt và ống [σ
d
] = 3Mpa.
Kiểm tra độ bền uốn:
c
F F
33
c0
KTl 1,45.59802.19
40,38 MPa [ ]
0,1d D z 0,1.10 .68.6
σ
σ
== = <

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
13
Kiểm tra độ bền dập:
dd
0c0
2KT 2.1,45.59802
2,83 MPa [ ]

zD d l 6.68.10.15
σ
σ
== = <
Do đó điều kiện uốn và bền dập của nối trục được thỏa.
4. Tính toán thiết kế trục và then:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ
b
= 600Mpa, ứng suất xoắn cho
phép [τ] = 20Mpa.
Theo bảng 10.1 [1], chọn ứng suất uốn cho phép [σ] = 70Mpa.
• Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức:
k
3
k
T
d
0,2[ ]
τ
=
Với T
1
= 59147Nmm; T
2
= 178830Nmm; T
3
= 541167Nmm ta tính và chọn
sơ bộ dường kính các trục như sau: d
1
= 25mm; d

2
= 35mm; d
3
= 50mm.
• Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Sử dụng các bảng 10.2, 10.3, 10.4 [2] và các công thức 10.10, 10.13 [2] ta
xác định sơ bộ các khoảng cách như sau:
l
12
= -69mm l
13
= 45mm l
11
= 90mm
l
22
= 48mm l
23
= 190mm l
21
= 251mm
l
32
= 65,5mm l
31
= 131mm l
33
= 217mm
Sơ đồ phân tích lực:
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc

Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
14
Fnt
F t1
Fa1
F r1
F t2
Fr2
Fa2
Fa3
Fr3
Ft3
F t4
Fr4
F a4
F x
( I )
( II )
( III )


1
nt
0
2T 2.59147
F0,2 0,2 348N
D68
== =
; F
x

= 5123N
F
t1
= F
t2
= 1534N F
t3
= F
t4
= 4638N
F
r1
= F
r2
= 574N F
r3
= F
r4
= 1736N
F
a1
= F
a2
= 366N F
a3
= F
a4
= 1107N
• Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong
mặt phẳng zOy và zOx, ta tính được phản lực tại các ổ như sau:

R
x10
= 152N R
y10
= 130N
R
x11
= 1034N R
y11
= 444N
R
x20
= 113N R
y20
= 894N
R
x21
= 3217N R
y21
= 1416N
R
x30
= 2319N R
y30
= 1309N
R
x31
= 2319N R
y31
= 8168N

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
15

l
12
l
11
l
13
F
nt
R
x10
R
x11
R
y10
F
r1
F
a1
F
t1
R
y11
19980
46530
24030
59147

12
10
13
11
M
x
N
mm
N
mm
M
y
T
N
mm
20
25
25
28

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
16

42846
86376
5545
196237
178830
l

22
l
23
l
21
R
x20
R
y20
R
y21
R
x21
F
t2
F
r2
F
a2
F
a3
F
r3
F
t3
20
22
23
21
N

mm
M
y
T
N
mm
M
x
N
mm
35
40
40
35


Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
17

l
32
l
31
l
33
F
a4
F
t4

F
r4
F
x
R
x30
R
y30
R
y31
R
x31
220639
420086
151895
541167
30
32
31
33
N
mm
M
x
M
y
N
mm
N
mm

T
50
55
50
45

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
18
• Xác định mômen tương đương và đường kính tại các tiết diện bằng các công
thức:
22
xy
MMM=+
22
td
MM0,75T=+

td
3
M
d
0,1[ ]
σ
=
Sau đó từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các
đoạn trục như bảng sau:

Tiết diện M M
td

d (tính) d (chọn)
12 0 51223 19,4 20
10 24030 56579 20,1 25
13 50638 72028 21,8 28
11 0 0 0 25
20 0 0 0 35
22 43203 160784 28,4 40
23 214406 264490 33,6 40
21 0 0 0 35
30 0 0 0 50
32 267869 539815 42,6 55
31 420086 629379 44,8 50
33 0 468664 40,6 45

• Theo yêu cầu về công nghệ và lắp ráp, dựa vào bảng 9.10 [2] ta chọn then tại
các tiết diện như sau:






Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
19
Tiết diện d b×h t
1
t
2
12 20 6×6 3,5 2,8

13 28 6×6 3,5 2,8
22 40 12×8 5 3,3
23 40 12×8 5 3,3
32 55 14×9 5,5 3,8
33 45 14×9 5,5 3,8

• Kiểm nghiệm độ bền trục:
Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng , do đó:
ma
M
0;
W
σσ
==
với
32
11
dbt(dt)
W
32 2d
π
−
=−

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,
do đó:
ma
0
T
2W

ττ
==

với
32
11
0
dbt(dt)
W
16 2d
π
−
=−

1b
(0,4 0,5) 270 MPa
σ
σ
−
=÷ =

1b
(0,22 0,25) 150 MPa
τ
σ
−
=÷ =
Theo bảng 10.8 [1], ta chọn K
σ
= 1,75; K

τ
=1,5
Theo hình 2.9 [1], tra được các hệ số: ψ
σ
= 0,05; ψ
τ
= 0,02
Theo bảng 10.3 [1], ta tra các hệ số ε
σ
và ε
τ

Hệ số an toàn được tính theo công thức:
22
ss
s
ss
στ
σ
τ
=
+

với
1
a
m
s
K
σ

σ
σ
σ
σ
σ
ψ
σ
ε
−
=
+
;
1
a
m
s
K
τ
τ
τ
τ
τ
τ
ψ
τ
ε
−
=
+

Trục thỏa điều kiện bền mỏi khi: s ≥ [s] = 2,5




Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
20
Tiết
diện
d,
mm
W,
mm
3
W
0
,
mm
3

σ
a
,
MPa
τ
m
=τ
a
,

MPa
ε
σ
ε
τ

s
σ
s
τ
S
12 20 642 1428 0 20,71 0,91 0,89 - 4,25 4,25
10 25 1534 3068 13,15 9,64 0,91 0,89 10,68 9,12 6,94
13 28 1930 4085 26,24 7,24 0,91 0,89 5,35 12,15 4,90
23 40 5364 11648 39,97 7,68 0,88 0,81 3,40 10,43 3,23
32 55 14619 30952 18,32 8,74 0,81 0,76 6,82 8,61 5,35
31 50 12272 24544 34,23 11,02 0,84 0,78 3,79 7,00 3,39
33 45 7611 16557 0 16,34 0,84 0,78 - 4,70 4,70

Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn
về mỏi.
• Kiểm nghiệm độ bền then:
Với tải trọng va đập nhẹ thì: [σ
d
] = 130Mpa; [τ
c
] = 90Mpa
Điều kiện bền dập và bền cắt của then:
dd
t1

2T
[]
dl (h t )
σ
σ
=≤
−

cc
t
2T
[]
dl b
τ
τ
=≤

Tiết diện d, mm b×h t
1
, mm l
t
, mm T, Nmm σ
d
, MPa τ
c
, MPa
12 20 6×6 3,5 25 59147 94,64 39,43
13 28 6×6 3,5 36 59147 46,94 15,56
22 40 12×8 5 40 178830 74,51 37,26
23 40 12×8 5 63 178830 47,31 11,83

32 55 14×9 5,5 56 541167 100,40 25,10
33 45 14×9 5,5 63 541167 109,08 27,27

Kết quả trên cho thấy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ
bền cắt.

Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
21
5. Chọn ổ lăn:
a/ Trục I:
Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ:


F
r0
F
r1
S
0
S
1
F
a


Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
22 22
r0 x10 y10
F R R 152 130 200 N=+=+=

22 2 2
r1 x11 y11
F R R 1034 444 1125 N=+= +=

Lực dọc trục: F
a
= 366 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7205 có C =
24000N, C
0
=17500N và góc tiếp xúc α = 13,5°.
• Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục:
e1,5tg 1,5tg13,5 0,36
α
== °=
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra:
0r0
S 0,83eF 0,83.0,36.200 60 N== =
1r1
S 0,83eF 0,83.0,36.1125 336 N== =

Vì S
0
< S
1
và F
a
> S
1

- S
0
do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán:
F
a0
= S
0
= 60 N
F
a1
= S
0
+ F
a
= 60 + 366 = 426 N
Hệ số:
K
σ
= 1,3 ( bảng 11.2 [1] )
K
t
= 1
V = 1 ( vòng trong quay )
Vì:
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
22
a0
r0

F60
0,3 e 0,36
VF 200
==≤=
X1;Y0⇒= =
0r0a0t
Q(XVFYF)KK260N
σ
⇒= + =
a1
r1
F426
0,38 e 0,36
VF 1125
==>=
X0,4;Y0,4cotg 1,666
α
⇒= = =
1r1a1t
Q (XVF YF )K K 1508 N
σ
⇒= + =

Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn.
Tải trọng tương đương:
0,3
m
ii
10/3
m

E
i
(Q L )
49 36
Q 1508 0,9 . 1449 N
L8585
⎡⎤
==+=
⎢⎥
⎣⎦
∑
∑

với ổ đũa côn m = 10/3
Khả năng tải động của ổ:
0,3 0,3
tt E
C Q L 1449.(1259,712) 12335 N C 24000 N== = <=
với
66
h
L 60nL .10 60.1458.14400.10 1259,712
−−
== = triệu vòng
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn:
X
0
= 0,5; Y

0
= 0,22cotgα = 0,22cotg13,5° = 0,916
t0r10a1 r1
Q X F Y F 0,5.1125 0,916.426 953 N F=+= + = <

⇒ Q
t
= F
r1
= 1125 N C
0
= 17500 N
Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
b/ Trục II:

Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ:

Fa3
S1
S0
Fr1
Fr0
Fa2


Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
23
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
22 22

r0 x20 y20
F R R 113 894 901 N=+=+=
22 2 2
r1 x21 y21
F R R 3217 1416 3515 N=+= +=

Lực dọc trục: F
a
= 1107 - 366 = 741 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với ký hiệu 7207 có
C = 38000N, C
0
= 26000N và góc tiếp xúc α = 14°.
• Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục:
e 1,5tg 1,5tg14 0,37
α
==°=
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra:
0r0
S 0,83eF 0,83.0,37.901 277 N== =
1r1
S 0,83eF 0,83.0,37.3515 1079 N== =

Vì S
0
< S
1
và F
a

< S
1
- S
0
do đó theo bảng 11.5 [1], ta xác định được tải trọng
dọc trục tính toán:
F
a0
= S
1
– F
a
= 1079 – 741 = 338 N
F
a1
= S
1
= 1079 N
Hệ số:
K
σ
= 1,3 ( bảng 11.2 [1] )
K
t
= 1
V = 1 ( vòng trong quay )
Vì:
a0
r0
F 338

0,375 e 0,36
VF 901
== >=
X0,4;Y0,4cotg 1,604
α
⇒= = =

0r0a0t
Q (XVF YF )K K 1173 N
σ
⇒= + =
a1
r1
F 1079
0,307 e 0,36
VF 3515
== ≤=
X1;Y0⇒= =
1r1a1t
Q (XVF YF )K K 4570 N
σ
⇒= + =
Do đó, ta chọn ổ theo ổ 1 vì tải trọng tác dụng lớn hơn.
Tải trọng tương đương:
Đồ án TKHT truyền động cơ khí GVHD: PGS.TS. Nguyễn Hữu Lộc
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Hồng Luân
24
0,3
m
ii

10/3
m
E
i
(Q L )
49 36
Q 4570 0,9 . 4390 N
L8585
⎡⎤
==+=
⎢⎥
⎣⎦
∑
∑

với ổ đũa côn m = 10/3
Khả năng tải động của ổ:
0,3 0,3
tt E
C Q L 4390.(400,032) 26491 N C 38000 N== = <=
với
66
h
L 60nL .10 60.463.14400.10 400,032
−−
== = triệu vòng
Như vậy, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.
• Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 [1] với ổ đũa côn:
X

0
= 0,5; Y
0
= 0,22cotgα = 0,22cotg14° = 0,882
t0r10a1 r1
Q X F Y F 0,5.3515 0,882.1079 2709 N F=+= + = <

⇒ Q
t
= F
r1
= 3515 N C
0
= 26000 N
Do đó, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.
c/ Trục III:

Sơ đồ bố trí các ổ như hình vẽ:

Fa
S1
S0
Fr1
Fr0


Tải trọng hướng tâm tác dụng lên các ổ:
22 2 2
r0 x30 y30
F R R 2319 1309 2663 N=+= +=

22 2 2
r1 x31 y31
F R R 2319 8168 8491 N=+= +=
Lực dọc trục: F
a
= 1107 N
Theo phụ lục 9.4 [3], ta chọn ổ bi đỡ chặn với ký hiệu 36210 có C = 43200N,
C
0
= 27000N và góc tiếp xúc α = 26°.
• Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Theo bảng 11.3 [1], hệ số tải trọng dọc trục: e = 0,68
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra: