ĐỒ ÁN Chế tạo máy Hộp giảm tốc (có hình CAD)

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào
tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu đào tạo,nguyên lý làm việc và phương
pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành
công – nông nghiệp và giao thông vận tải.
Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lý thuyết với thực
nghiệm. Lý thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến
thức về toán học, vật lý, cơ học lý thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, .v.v.,
dược chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.
Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tàm quan trọng nhất
đối với một sinh viên khoa cơ khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức
cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi
tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết
những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào
việc thiết kế máy sau này.
Em xin chân thành cảm ơn nhà trường và quý thầy, cô đã tạo điều kiện và
giúp đỡ em hoàn thành công việc được giao.

Thanh Hóa 07/2010


CHƯƠNG I
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG
CƠ KHÍ

I.

chọn động cơ điện
 Chọn động cơ điện xoay chiều 1 pha không đồng bộ. vì: kết cấu đơn
giản, dễ bảo quản, làm việc với độ tin cậy cao có thể mắc trực tiếp với

lưới điện 3 pha mà không cần biến thế.
 tính công suất cần thiết để động cơ làm việc:

p

ct

=

p
η

t

Trong đó: Pct- công suất cần thiết
Pt- công suất tính toán
η - hiệu suất truyền động

Mà: Pt được tính bởi công thức: (2.14):

p=N
t

Ta có:

2
2
2









 T1
T
T
2
3
t
t
t
 . 1 +   . 2 +   . 3 

 T 1  t ck  T 1  t ck  T 1  t ck 



=9 0.75 =7,8

η =η .η .η = 0,95 . 0,99 2 . 0,95= 0.88
d
ol
br
2

Theo bảng (2.3):η d =`0,95:hiệu suất bánh đai

-η ol =0,99:suất ổ lăn


-η br =0,95:suất bánh răng

p

Vậy công suất cần thiết:

ct

=

7,8
= 8,86 kw
0,8

 Xác định sơ bộ số vòng quay đông bộ
Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức:
(2.15)

u = u .u .u
t

1

2

3

.…

Trong đó u 1 ,u 2 là tỉ số truyền của từng bộ phận tham gia vào hệ dẫn động

u

1

u

= 3: truyền động đai thang
2

vậy

= 4 hộp giảm tốc 1 cấp

u

t

= 3 . 4 = 12

theo đề bài ta có: nlv = 80 v/ph
Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ:
⇒

n

sb

= nlv .u t = 120.12 = 1440 (v/p)

Như vậy động cơ được chọn phải có công suất pdc và số vòng quay đồng bộ
 p ≥ p
ct
thoã mãn điều kiện:  dc
ndb ≈ nsb

và có mômen mở máy thoả mãn điều kiện:
Tmm Tk
≤
T
Tdn


Tra bảng p103/t237 HTDD1:
 Pct = 8,86ΚW

n sc = 960V / p

Với số liệu

Từ đó ta chọn động cơ Ddk63-6
P=10 kw
N= 960 v/p
Thông sô của động cơ:

II.

n sb =960 v/p

Tk/Tdn=1,4

p=10 kw

Tmax/Tdn=2,2

tính toán động học hệ dẫn động cơ khí

+ Xác định tỉ số truyền utt của hệ dẫn động:

u

tt

=

960
= 12
80

+ phân tỉ số truyền của hệ dẫn động ut cho các bộ truyền: ct(3.24)

u = u .u
t

n

h

Trong đó: u n - tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc
u h - tỉ số truyền của hộp giảm tốc

từ bảng 2.4 trang 21 (tập 1) chọn sơ bộ trị số u n = 3.15
u

12

tt
vậy : u h = u = 3.15 = 3.81
n

 Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:
- công suất trên trục II


p 2 =N=9kw
- công suất trên trục I:
P

9

2
P trucI = η × η = 0.99 × 0.95 = 9,6 kw
OL
br

- công suất trên trục động cơ
p

9,6

1
P dc = η = 0.95.0,99 = 10 kw
d

- Xác định số vòng quay trên các trục:

n

1

n

2

=

=

n
u

dc

=

960
= 320 (v/ph)

3

=

960
= 240 (v/ph)
4

n

n
u

dc
h

- Xác định mômen xoắn trên các trục:

T

1

= 9.55 . 10 6.

p
n

6
= 9.55 . 10 .

p
n

6
= 9.55 . 10 .

1

1

T

2

= 9.55 . 10 6.

2

2

9,6
= 286500 Nmm
320

9
=358125 Nmm
240

Ta lập bảng phân phối tỉ số truyền:

trục
Thông số
Công suất,p, kw
Ti số truyền u

Động cơ

Trục 1

Trục 2

10

9,6

9kw

un = 3

` ubr = 4


số vòng quay n,

960

320

240

286500

358125

v/ph
Mômen xoắn
T,Nmm

CHƯƠNG II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI


Chọn loại đai thang thường:
1/ Từ công suất và số vòng quay của động cơ, tra bảng 4.1(tập 1) chọn tiết

diện đai Б
2/ đường kính bánh đai nhỏ: tra bảng(4.13), (tập 1), chọn d1 = 180)
- Kiểm nghiệm vận tốc đai:
V=

π .d1 .n π .180.960
=
= 9,04)
60000
60000

thoả mản điều kiện v < 25 m/s nên ta chọn đai thang thường
- Đường kính bánh đai lớn: ct (4.2), với ε = 0.02
d 2 = d1 .u.(1 − ε ) = 180.3.(1 − 0.02) = 529,2

(mm)

Tra bảng 4.21, chọn đường kính theo tiêu chuẩn d 2 = 560 (mm)
Vậy tỉ số truyền thực tế:


ut =

d2
560
=
= 3.17
d 1(1 − ε ) 180(1 − 0.02)

Và sai số:

∆

u

=

(ut − u ) (3.17 − 3.15)
=
.100% = 0.63% < 4%. bảo đảm yêu cầu
u
3.15

-Theo bảng 4.14, chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 1. d 2 = 560 mm
3/ Tính chiều dài đai theo công thức (4.4 )

l = 2a + 0.5π (d1 + d 2 ) +

(d 2 − d1 ) 2
( 560 − 180) 2 = 2346.8 mm
= 2.560 + 180 + 560.05 +
4a
4.560

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2500 mm
4/ Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây, theo ct (4.15)
i=

v 9,04
=
= 3,61 / s ≤
l
2.5

I

max

= 10/s

5/ Tính khoảng cách trục a trên chiều dài tiêu chuẩn l = 2500mm
Theo công thức (4.6),
với λ = l −

λ+

(λ

2

− 8∆2

)

4

π ( d1 + d 2 )
= 2500 - 3.14 (180 + 560) . 0.5= 1338.2
2

∆=

⇒ a = 1338,2 +

a=

(1338,2
4

d 2 − d1 560 − 180
=
= 190
2
2

2

− 8.(190) 2

)=

640.94mm

- Góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức (4.7).


α1 = 180 −

(d 2 − d1 )57°
(560 − 180)57°
= 180 −
= 146.21° > α min = 120 
a
640.94

6/ Xác định số đai z
Theo công thức (4.16):
z=

p .k
[ p ].cα .c .c .c
d

1

0

l

u

z

- p1 = 9,6 kw
- theo bảng (4.7), k d = 1.25
- với α1 = 146,21 tra bảng (4.15) vậy: cα = 0.908
l

2500

- với l = 2240 = 1.12 tra bảng (4.16), cl = 1.024
o
- theo bảng 4.17, với u > 3,15, cu = 1.14
- theo bảng 4.19, [ p0 ] = 3,38 kw
p

10

,
dc
- z = [ p ] = 3,38 = 0,95
0

c

z

= 0.95

9,6.1,25

=> z = 3,38.0,92.1,04.1,49.0,95 = 3,78
vậy z = 4 => chọn 4 ai
+ chiều rộng bánh đai: theo công thức 4.17 và bảng 4.21,
B = (z-1)t + 2e = 82 mm
+ đường kính ngoài bánh đai: (4.18)
d a = d + 2h0 = 180 + 2 × 4,2 = 1512 mm

7/ Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:


780 p k

1 d
- theo công thức: (4.19), F0 = vc z + Fv
α

Theo bảng (4.22), Fv = qm v 2 = 0.178 ×13,57 2 = 32,78 N
với q m = 0.178 kg/m
780 × 9,6 × 1.25

vậy F0 = 9,04 × 0.92 × 4 + 14,5 = 196,34 N

8/ Theo công thức (4.21), lực tác dụng lên trục:
Fr = 2 F0 z sin(

α1
 146,21 
) = 2 × 342,6 × 2 sin 
 = 1670,6 N
2
 2 

Từ kết quả tính toán, ta có bảng thông kê sau

Thông số

Kí
hiệu

kết
quả

Đơn
vị

chọn đai

Б

đường kính bánh đai nhỏ

d1

180

mm

vận tốc đai

v

9,04

m/s

đường kính bánh đai lớn

d2

560

mm

tỉ số truyền thực tế

u

3

sai lệch tỉ số truyền

∆u

0.63

%

chiều dài đai

l

2500

mm

khoảng cách trục

a

640.94

mm

Góc ôm của đai

α

146.21



số đai

z

4

bề rộng đai

B

82

mm


đường kính ngoài bánh

da

188.4

mm

lực căng ban đầu

F0

196,34

N

lực tác dụng lên trục

Fr

1670,6

N

đai nhỏ

Chương III
TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

1/ Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá
trong thiết kế, ở đây ta chon vật liệu cho 1 cấp bánh răng như sau:
Theo bảng ( 6.1 ), chọn:
-

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285. có

σ b1 = 850Mpa, σ ch1 = 580 Mpa.

-

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285. có

σ b 2 = 850Mpa, σ ch 2 = 580 Mpa.

2/ Phân tỉ số truyền: u h = 3.81
3/ Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng (6.2) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB180-350
σ 0 H lim =2HB+ 70 ; S H =1.1 ; σ 0 F lim =1.8HB ; S F =1.75

-

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1=270

-

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB2=220 khi đó


σ 0 H lim1 =2HB+ 70 = 2 . 270 + 70 = 610Mpa
σ 0 F lim1 =1.8HB = 1,8.270 = 486Mpa
σ 0 H lim 2 =2HB+ 70 = 2 . 220+ 70 = 510Mpa
σ 0 F lim 2 = 1.8HB =1,8. 220 =396Mpa

Theo công thức (6.5) : N HO = 30H HB 2.4
Do đó
N HO1 =30.270 2.4 =2,05.10 7
N HO 2 =30.255 2.4 =1,25.10 7
Theo công thức (6.7) :
3
N HE =60c ∑ (Ti /Tmac ) ni ti
3
N HE 2 =60cn 1 /u 1 ∑ ti ∑ (ti / Tm ax ) ti / ∑ t i

N HE 2 = 60.1.

960
.10000.(13.0,6 + (0,7) 3 .0,2 + (0,5) 3 .0,2) = 9.9.10 7 > N HO 2
4

Do đó K HL 2 = 1
Suy ra N HE1 > N HO1 Do đó K HL 2 = 1
Như vậy theo (6.1a) Sơ bộ xác định được:

[σ H ] = σ 0 H lim .K HL / S H

[σ H ] 1 =610

1
= 554.55 Mpa
1,1

[σ H ] 2 =510

1
= 464 Mpa
1,1


Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra N HE đều lớn hơn N HO nên K HL = 1
Do đó: [σ H ] ’= [σ H ] 2 =464Mpa
Theo (6.7):
6
N FE = 60c∑ (Ti / Tmax ) n1T1

N HF 2 = 60.1

960
.10000(16.0,6 + (0,7) 6 .0,2 + (0,5) 6 .0,2) = 9.10 7
4

Vì N FE 2 > N F 0 = 4.10 6 .
Do đó: K FL 2 = 1
Tương tự: K FL1 = 1
Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều: K FC = 1
Ta được:

[δ F ] = δ F lim .K FC .K FL
0

sF

[δ F 1 ] = 486 × 1 × 1 = 277.71 Mpa
1.75
[δ F 2 ] = 396 × 1 × 1 = 226Mpa
1.75
- ứng suất quá tải cho phép:
Theo (6.13) và (6.14):

[δ H ] max = 2.8δ ch 2 = 2.8 × 350 = 980 MPa

[δ F 1 ] max = 0.8δ ch1 =

0.8 × 580 = 464MPa

[δ F 2 ] max = 0.8δ ch 2 =

0.8 × 350 = 280Mpa

4/ Tính bộ truyền cấp chậm

a/ Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
theo (6.15a):
 T1 .k Hβ
a w = k a (u + 1)3 
2
 [δ H ] .u.ψ ba


 = 49.5(3,81 + 1)3



 286500 × 1.051 

 = 249 mm
2
 464 × 3,81 × 0.4 

Theo bảng (6.6), chọn ψ ba = 0.4
với bánh răng thẳng k a = 49.5 (bảng 6.5).
theo công thức (6.16),
ψ bd = 0.53 . 0.4 .(3,81 + 1) = 1,02

Do đó theo bảng (6.7), k Hβ = 1.051 (sơ đồ 6)
lấy a w = 249 mm
b/ Xác định các thông số ăn khớp
m = (0.01…,0.02) aw = 2,49 … 4,9 mm
theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của

bánh răng cấp chậm: m = 3 mm.
z1 =

2a w
2 × 249
=
= 34
m(u + 1) 3(3.81 + 1)

lấy z1 = 34 , z 2 = u. z1 = 3.81 . 34 = 130
lấy z 2 = 130.
m( z1 + z 2 ) 3(34 + 130)
=
= 246 mm
Do đó a w =
2

2

lấy a w = 246 mm.
Do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ: 246 mm → 249 mm.


Ta chọn aw = 246 mm
- Tính hệ số dịch tâm:
Theo (6.22)
y=

aw
246

− 0.5( z1 + z 2 ) =
− 0.5(34 + 130) = 0 mm
m
3

Theo (6.27), góc ăn khớp:
cos α tw =

z t .m. cos α 164 × 3 × cos(20  )
=
= 0.932
2.a w
2 × 246

Do đó α tw = 20.28 
c/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo (6.33) σ H = z m .z H .zε

2T1k H (u m + 1)
2
bw .u m .d w1

1

Theo bảng (6.5), z m = 274( Mpa) 3 .
Theo (6.34), z H =

2 cos β b
2 ×1
=

= 1.754
sin 2.α tw
sin( 2 × 20.28)

với bánh răng thẳng, dùng (6.36a) tính zε
zε =

4 − εα
.
3



Trong đó ε α = 1.88 − 3.2( + ). cos β = 1.74
29 110 

1

1

⇒ zε = 0.868

-

đường kính vòng lăn bánh nhỏ

(*)


d w1 =

2a w
2 × 246
=
=
u m + 1  130  102 mm.
+ 1

 34


Theo (6.40),
v=

π .d w1 .n1 3.14 × 102 × 320
=
= 1.7 m/s.
60000
60000

Theo bảng (6.13), chọn cấp chính xác 9,
Do đó theo bảng (6.16), g 0 = 73
Theo (6.42),
v H = δ H .g 0 .v.

aw
246
= 0.006 × 73 × 1,7 ×
=6
u

3.81

Theo (6.41),
k Hv = 1 +

v H .bw .d w1
6 × 102 × 246
= 1+
=2
2.T1 k Hβ k Hα
2 × 286500 × 1.051 × 1

Trong đó bw = ψ ba .a w = 0.4 × 246 = 98
k H = k Hβ .k Hv .k Hα = 1.051 × 2 × 1 = 2,1

Thay các giá trị trên vào (*) ta được: σ H = z m .z H .zε
σ H = 274 × 1,754 × 0,868 ×

2T1k H (u m + 1)
bw .u m .d w1

2 × 286500 × 2,1 × (3,8 + 1)
= 510 Mpa.
98 × 3,8 × (102) 2

Với v = 1.46 m/s < 5m/s, nên z v = 1.
Cấp chính xác động học là cấp 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là
cấp 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R a =10….40 µm , do đó z R =0,9 ; với d a
<700mm, K xH = 1,

Do đó theo (6.1) và (6.1a):

[σ H ] = [σ H ].Z V .Z R .K xH

= 576 × 1 × 0,9 × 1 = 518 Mpa

Như vậy σ H < [σ ] , nhưng chênh lệch này nhỏ, do đó có thể giảm chiều
rộng răng:
d/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo (6.43):
σ F1 = =

2T1 K F Yε Yβ YF 1
(bw d w1m)

≤ [σ F 1 ] (**)

Theo bảng (6.7): K Fβ =1.1 ; theo bảng (6.14): với v < 2.5 m/s và cấp
chính xác cấp 9, K Fα = 1 ,b w =98
Theo (6.47):
v F = δ F g 0 v a w / u = 0,016 × 73 × 1,7 246 / 3,81 = 15.9

do đó theo bảng (6.15): δ F = 0,016,
theo bảng (6.16): g 0 = 73.
Do đó theo (6.46):
15.9 × 98 × 102

K Fv = 1 + vF b w d w /(2T 1 K Fβ K Fα ) = 1 + 2 × 286500 × 1,1 × 1 = 1,25
Do đó : K F = K Fβ K Fα K FV = 1,1 × 1 × 1,25 = 1.34

1

1

-

với ε α = 1,74 ; Y ε = ε = 1,74 = 0,6
α

-

với β = 0

-

Số răng tương đương:

;Y β = 1


z v1 = 34
z v 2 = 130
Theo bảng (6.18) ta đựơc Y F 1 = 3,8; Y F 2 = 3.6
Với m = 3 mm, Y S = 1.08-0.695ln(3)=1.003
y R = 1 (bánh răng phay) ; k xF = 1 (d a < 400 mm)
Do đó theo công thức (6.2) và (6.2a):

[σ F 1 ] = [σ F 1 ]YRYS K xF

= 277.71 × 1 × 1.003 × 1 = 278,5 MPa

tương tự ta tính được :

[σ F 2 ] = [σ F 2 ]YR YS K xF

= 226 × 1 × 1.003 × 1 = 227 MPa

Thay các giá trị vừa tính ở trên vào công thức (**)
Ta được : σ F 1 =

2 × 286500 × 1.34 × 0.84 × 1 × 3.7
= 80
(98 × 102 × 3)

σ F 1 = 80 Mpa < [σ F 1 ] = 278,5MPa
σ F2 =

σ F 1 × YF 2 80 × 3.6
=
= 76 MPa
YF 1
3 .8

e/ Kiểm nghiệm răng về quá tải:
heo (6.48) với K qt = Tmax / T = 2,2
σ H 1 max = σ H K qt = 510 2,2 = 756 Mpa < [σ H ] max = 1624MPa

Theo (6.49):
σ F 1 max = σ F 1 K qt = 80 × 2 = 160 < [σ F 1 ] max = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 76 × 2 = 152 < [σ F 2 ] max = 464 MPa

Thông số

Kết quả

Khoảng cách trục

246 mm

Môđun

3 mm

Chiều rộng vành răng

b w = 98

Tỉ số truyền

u h = 3.81

Góc nghiêng của răng

β=0

Số răng bánh răng

z 1 = 34

z 2 = 130

Hệ số dịch chỉnh

x 1 =0

x2 = 0

Đường kính chia

d 1 =102

d 2 =390

Đường kính đỉnh răng

d a1 =108

d a 2 =396

Đường kính đáy răng

d f 1 =95,5

d f 2 =383,5

CHƯƠNG IV
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC

1.

chọn vật liệu chế tạo trục đối với hộp giảm tốc chịu tải trọng

trung bình là thép 45 thường hoá.
Độ rắn HB = 170…217
σ b = 600MPa ; σ ch =340 MPa

Các lực tác dụng lên trục
Ft1 =

2T1 2 × 286500
=
=`5617,6 = Ft 2
d w1
102

Fr1 =

Ft1 × tgα tw 5617,6 × tg 20.28 
=
= 2022,3 = Fr 2
cos β
cos 0 


lực tác dụng lên trục F r = 1670,6
2.

Xác định sơ bộ đường kính trục.

Theo (10.9)
d≥ 3

T
(0,2[τ ] )

trong đó: T – là mômen xoắn (Nmm)

[τ ] - là ứng suất xoắn cho phép(MPa)
[τ ] =15…30MPa với vật liệu là thép CT45, thép 45, 40X.
d1 = 3

T1
286500
=
= ;
(0,2[τ ] ) (0,2 × 20)

lấy d 1 = 40

v ới : T 1 =286500

[τ ] =20

d2 =3

T2
358125
=
= 45

(0,2[τ ] ) (0,2 × 20)

; lấy d 2 =45

v ới : T 2 =358125

[τ ] =20
dựa vào hình (10.6):
l m12 = (1.2...1.5)d1

d 1 : là đường kính chiều rộng đai d 1 =40
chọn l m12 = 1.2 × 40 = 48 mm


tương tự: l m13 = (1.3...1.5)d 2
d 2 : là bề rộng bánh răng d 2 =58 mm
d 1 =40 tra bảng (10.2) => b 0 =23mm
Theo bảng (10.3)
-khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách của chi tiết quay
chọn k 1 = 10
- khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
chọn k 2 = 10
-

khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
chọn k 3 =15

-

chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
chon h n = 15
L1 = l12 = −l c12
l m12
b
48
23
+ k 3 + hn + 0 =
+ 15 + 15 +
= 65,5
2
2
2
2
L2 = L3 = l13 = 0.5(l m13 + b0 ) + k1 + k 2 = 0.5(58 + 23) + 10 + 10 = 60,5

=

l11 = 2l13 = 2 × 60,5 = 121


y

FBy
FAy
M
FAx

Fr

Fr1

FBx

Ft

Phân tích các lực tác dụng lên trục:

∑ x = FAx + FBx + Ft1 + Fr = 0

∑ y = FAy + FBy + Fr1 = 0

Mx = Fr1l 2 + FBy (l 2 + l3 ) = 0
My = F l − F l − FBx(l + l ) = 0
r 1
t1 2
2
3


∑ x = FAx + FBx + 5617,6 + 1670,6 = 0

 y = FAy + FBy + 2022,3 = 0
 ∑
Mx = 2022,3 × 60,5 + FBy (60,5 + 60,5) = 0
My = 1670,6 × 65,5 × 60,5 − 5617,6 × 60,5 − FBx(60,5 + 60,5) = 0


 FAx = −5314,7
 FAy = −1011,15



 FBy = −1011,15
 FBx = −1973,5

x


L1

L3

L2

y

FBy
FAy

1
A

1

B

2
2

C

3
Fr1

FAx

Fr

3
M

D
FBx

Ft

- Xét trên mặt cắt 1-1
Mx = 0
Mx = 0
Mx = 0


My = 1670,6 × 65,5 = 109424,3
My = Fr .z1
My = Fr .l1

tại A 

Xét trên mặt cắt 2-2: 0 ≤ z 2 ≤ l13 = l2

-

M x 2 B = 0
M x 2 B = 0


 y 2 B = Fr .l1
M y 2 B = 109424,3

tại B: M

M x 2C = FAy.z 2

Tại C: M = F (l + z ) − FAx.z
r 1
2
2
 y 2C
M x 2C = FAy.z 2

M x 2C = FAy.l2

 M = F .l + ( F − FAx) z  M = F .l + ( F − FAx)l
r 1
r
2
r 1
2
2
 y 2C

 y 2C
M x 2C = 1011,15 × 60,5

 M = 1670,6 × 65,5 + (1670,6 − 5314,7) × 60,5
 y 2C

M x 2C = 61174,5

 M = −111043,7
 y 2C
-

Xét trên mặt cắt 3-3:

M x 3 = − FBy.z 3

M y 3 = FBx.z 3

M x 3 = − FBy.l 3

 M = FBx.l
3
 y3

x

Z


M x 3 = −1101,15 × 60,5 = −66619,5


M y 3 = 1973,5 × 60,5 = 119396,7

- Xác định đường kính trục 1:
Tại vị trí bánh đai :
M 12 = M Fr .l1 = 1670,6 × 65,5 = 330,8
M td =

2

M 12 + 0,75 + T1

2

M td = 330,8 2 + 0,75 + 268500 2 =232528
-

D 12 = 3

M td
=
0,1[δ ]

3

232528
=35.9(chọn d ol = 35 TTC )
0,1.50

Tại vị trí ổ lăn :

M 10 =M 11 = − M Y 2 + M X 10 2 = 0 2 + 109424,3 2 =109424,3 (Nmm)
M td =

2

M 10 + 0,75 + T1

2

M tdol = 109424,3 2 + 0,75.268500 2 =256988 (Nmm)

-

d 10 = 3

109425,2
0,1[δ ]

=

3

256988
0,1.50

=36,5(chọn d ol = 35 TTC )

Tại vị trí bánh răng ;
M br = M 13 = M Y 2 2 + M X 13 2
M br = M 13 = 61174,5 2 + 111043,7 2 =126779,4 (Nmm)

M tdbr = M br 2 + 0,75.T1 2
M tdbr = 126779,4 2 + 0,75.268500 2 =264843,7 (Nmm)
-

d br = 3

264843,7
=37,55
0,1.50


-

Vì tại đây lắp then nên tăng 4%
37,55 + 37,55 .4%=39,05(chọn d br = 40 TTC)

2/ Trục 2:
chiều dài may ơ nữa khớp nối:
l m = (1.4...2.5)d

với d là đường kính sơ bộ của trục 2: d = 45
=> l m = 1,6.45 = 72 ; lấy 1,6
Ta có: Fr 3 =

(0.2 ÷ 0.3).2T2
Dt


Tra bảng (15.10): chọn D t = 120
Fr 3 =

0.25 × 2 × 358125
= 1492
120

Ft1 = Ft 2 = 5617,6 ;

Fr1 = Fr 2 =2022,3

l3 = 0.5(72 + 25) + k 3 + hn = 0.5 × 97 + 15 + 15 = 78.5
l 2 = l1 = l13 = 60,5

Ft2
FBy2

FAy2

Fr3

Fr2

0

2

FAx2

1

3

FBx2

 Phương trình các lục tác dụng:
∑ x = FAx2 + FBx2 − Ft 2 − Fr 3 = 0

∑ y = FAy 2 + FBy 2 − Fr 2 = 0

M x = − Fr 2 .l1 + FBy 2 (l1 + l 2 ) = 0
M = F (l + l + l ) + F .l − FBx (l + l ) = 0
r3 1
2
3
t2 1
2 1
2
 y



∑ x = FAx 2 + FBx 2 − 5617,6 − 1492 = 0

∑ y = FAy 2 + FBy 2 − 2022,3 = 0

M x = −2022,3 × 60,5 + FBy 2 (60,5 + 60,5) = 0
M = 1492(60,5 + 60,5 + 78.5) + 5617,6 × 60,5 − FBx (60,5 + 60,5) = 0
2
 y