Thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo
kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. 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 như: 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.
NỘI DUNG CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM 5 PHẦN.
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền : I.
Chọn động cơ.
II. Phân bố tỉ số truyền.
Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.trong hộp giảm tốc: 1
I. Chọn vật liệu làm bánh răng
II. Tính toán ứng suất cho phép.
III. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc
IV. Tính bộ truyền đai
PhầnIII: Tính toán trục
I-Chọn vật liệu.
II-Tính thiết kế trục.
III- Tính toán ổ lăn.
IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp
Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm
em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:
- TẬP 1 VÀ 2 CHI TIẾT MÁY CỦA GS.TS-NGUYỄN TRỌNG HIỆP.
- TẬP 1 VÀ 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ CỦA PGS.TS-
TRỊNH CHẤT VÀ TS-LÊ VĂN UYỂN.
- DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP CỦA GS.TS NINH ĐỨC TỐN.
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng
chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có

liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng
dẫn và chỉ bảo thêm của giáo để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến
thức đã học hỏi được.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !

4/30/2013Nguyễn Hồng Quân – Lớp 43M
- 0 -
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Phần Ι :
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Ι- Chọn động cơ
1- X ác định công suất của động cơ cần thiết .
Công suất trên trục động cơ đIện xác định theo công thức :
Pct =
η
Pt
Trong đó : - Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ
- Pt : công suất tính toán trên trục máy công tác,khi tải trọng thay đổi Pt = Plv =
5 (kw).
- η hiệu suất truyền động η = η
1
. η
ôlă
2
n
. η
2
- với η
1

hiệu suất của bộ truyền đai .Tra bảng 2.3 η
1

= 0,95
- η
ôlă
2
n
hiệu suât ổ lăn ,tra bảng 2.3 η
ôlă
2
n
= 0,99
- . η
2
hiệu suất của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.3 η
2
= 0,96
Vây hiệu suất truyền động :
η= 0,95.(0,99)
3
.0,96 = 0,8849
⇒
Pct =
8849,0
5
= 5,65 (kw)
2 - Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Ta có công thưc tính P:
n

sb
= n
lv
. u
t

vói : - n
lv
số vòng quay cua truc may công tác .
n
lv
= 26 v/ph
- u
t
tỉ cố truyền của từng bộ truyền
- u
t
= u
1
.u
2
( u
1
tỉ số truyền của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.4 tadược u
1
=14
u
2
tỉ số truyền của bộ truyền đai , tra bảng 2,4 ta có u
2

= 4 )
Vậy số vòng quay sơ bộ
n
sb
= 56.26 = 145 (v/ph)
Tra bảng (p.11) ta xác định dược động cơ cần thết
Động cơ 4A với n
sb
= 1500 (v/ph)
Các chỉ số của động cơ :
Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3
Công suất Pđc = 7,5 kw
4/30/2013Nguyễn Hồng Quân – Lớp 43M
- 0 -
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Số vòng quay n
đc
= 1455 ( v/ph)
Hệ số công suất cosϕ = 0,86
Hiệu suất làm việc η = 0,875
Kiểm tra động cơ :
Với động cơ 4A132S4Y3 trên thì :
2
=
Td
Tk
>
5,1
=
T

Tmm
Vậy động cơ dã chọn đạt yêu cầu.
ΙΙ- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống ( u
t
).
Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền . Lập bảng
công suất mô men xoắn ,số vòng quay cho từng trục.
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc đã chọn u
h
= 14
Với hệ thống bánh răng đồng trục 2 cấp ,ta có :
a
w1
= a
w2

Nên ta có thể phân phối tỉ số truyền cho từng trục theo công thức;
u
1
= u
2
=
u
h
=
14
= 3,74ìI
PHẦN II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
I . Chọn vật liệu làm bánh răng

Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp làm việc trong đIều kiện :
- Công xuất nhỏ ( P = 5 KW)
- Không có yêu cầu đặc biệt về điêu kiện làm việc, không yêu cầu kích thước
nhỏ gọn
Nên ta chọn vật liệu cho bộ trụyền có HB < 350, vì bộ truyền cấp chậm và bộ truyền cấp nhanh
làm việc với mô men xoắn chênh lệch rất lớn , cho nên ta chọn vật liệu cho hai bộ truyền là khác
nhau . Với bộ truyền cấp chậm ta chọn thép là thép C45 tôI cảI thiện.
thép C45 tôI cảI thiện có đặc điêm thép :
Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền
σb
Giới hạn chảy
σc
Bánh răng nhỏ C45 Tôi cải thiện 245 850 Mpa 580 MPa
Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 230 750MPa 450Mpa
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
3
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Với bộ truyền cấp nhanh ,do làm việc trong điều kiện tải trọng nhẹ cho nên để giảm giá thành
chế tạo ta chọn loại thép C45 thường hoá ,với các đặc đểm thép :
Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền
σb
Giới hạn chảy
σc
Bánh răng nhỏ 45X TôI cải thiện 180 750 Mpa 500MPa
Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 165 MPa 450Mpa
II- Xác định ứng xuất cho phép
1-ứng suất cho phép của bộ truyền cấp chậm.
a-ứng xuất tiếp xúc cho phép [ σ H ] đối với bộ truyền cấp chậm .
[ σ

0
H ] = (σH lim/SH)*Z
R
* Z
V
* K
XH
* K
HL
Với : Z
R
: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhắm bề mặt răng
Z
V
: Hệ số xét tới ảnh hưởng vận tốc vòng
K
XH
: Hệ số xét tới ảnh hưởng kích thước bước răng
K
HL
: Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc
Khi tình toán sơ bộ ta chọn :
Z
R
* Z
V
* K
XH
= 1
Nên ta có :

[ σ
H
] =(σ
0
H
lim /S
H
)*KH
L
σ
0
H
lim : ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở
Theo bảng 6.2 σ
0
H lim = 2HB +70
SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Theo bảng 6.2
S
H
= 1,1
KH
L
=
H
m
HE
HO
N
N

+

m
H :
Bậc đường cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc

m
H
= 6
+ N
HO :
Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30*
H
HB
4,2
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
4
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Với bánh răng nhỏ HB = 245
⇒
N
HO
1
= 30*(245)
2,4

= 1.6 * 10
7
Với bánh răng lớn HB
2
= 230 ⇒
N
HO
2
2
= 30(230)
2,4
1.39 *10
7
+N
HE :
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng suất tiếp.
với bộ chuyền chịu tải không đổi:
N
HE
= 60*c*n*t
n: số vòng quay n= 26V/ph
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ( c= 1)
t: tổng thời gian làm việc
t= 6*300*8 = 14400(h)
⇒ N
HE
= 60*1*26*14400 = 22464000
Vậy KH
L
- Của bánh răng nhỏ :

1
22464000
10*6.1
6
7
6
1
2
≈==
HE
HO
L
N
N
KH
- Của bánh răng lớn :
1
6
1
2
≈=
HE
HO
L
N
N
KH
ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng:
+ Bánh răng nhỏ :
[

]
σ
1
H
=
( )
[ ]
MPa5091.11.1/70245*2
≈+
+ Bánh răng lớn :

[ ]
=
σ
2
H
( )
[ ]
MPa4821.1*1.1/70230*2
≈+
b- ứng suất uốn cho phép [ σ
F
] của bộ truyền cấp chậm.
[ ]
FLFCXFSû
F
F
KKKYY
SF
*****

0
lim








=
σ
σ
với : Y r hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng .
Y s ………………………..tập trung ứng suất .
K xf:……………………….kích thước bộ truyền bánh răng
Kfc :. . . . ………………hệ số xet đến ảnh hưởng đặt tảI
Khi tính toán sơ bộ : Y r.Y s .Kfx = 1
Nên :
[ ]
K
Fl
FC
F
F
K
SF
**
0
lim









=
σ
σ
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
5
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

σ
o
F lim
: ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở
theo bảng (6.2)
σ
o
F lim
= 1,8.HB
S
F
:hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn.
Theo bảng (6.2)
S

F
=1,75
Khi bộ truyền quay một chiều
1
=
K
Fc
hệ số tuổi thọ .
N
K
FE
FL
NFo
:
=
với
m
F
:bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn .
với HB < 350
m
F
= 6

m
F
:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
Fo
= 4.10

6
N
FE
=
N
HE
=60.c.n.f=22464000
ta thấy
N
FE
>
N
Fo
1
=⇒
K
FL
Do đó ứng suất uốn cho phép :
Của bánh nhỏ :
[ ]
Mpa
F
2521*1*
75,1
245.8,1
=







=
σ

Của bánh lớn :
[ ]
Mpa
F
2371*1*
75,1
230.8,1
=






=
σ
ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn :
Bánh nhỏ : [
σ
1H
] = 509 Mpa
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
6
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

[
σ
1F
] = 252 Mpa :
Bánh lớn : [
σ
1H
] = 481,2 Mpa
[
σ
1F
] = 237 Mpa
Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng :
[
σ
1H
] = 481,2 Mpa
[
σ
1F
] = 237 Mpa
2- ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh.
a-ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ σ
0
H ] = (σ
o
H lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KFL
các hệ số Z
R

, Z
V
,K
XH
, S
S
được xác định như đối với cấp chậm.
Theo bảng 6.2 σ
0
H lim = 2HB +70
KH
L
=
H
m
HE
HO
N
N

+

m
H :
Bậc đường cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc

m
H
= 6
+ N

HO :
Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30*
H
HB
4,2
Với bánh răng nhỏ HB = 180
⇒
N
HO
1
= 30*(180)
2,4
= 2,5 * 10
6
Với bánh răng lớn HB
2
= 165 ⇒
N
HO
2
2
= 30(165)
2,4
=2 *10
6
+N
HE :

= 22464000( theo phần tính câp nhanh)
ta thấy rằng N
Ho
1
<N
HE

N
HO
2
< N
HE
Do đó ta lấy K
HL
= 1.
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
7
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Vậy ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng của bộ truyền cấp nhanh :
+ Bánh răng nhỏ :
[
]
σ
1
H
=
( )
[ ]
MPa3911.11.1/70180*2

≈+
+ Bánh răng lớn :

[ ]
=
σ
2
H
( )
[ ]
MPa6,3631.1*1.1/70165*2
≈+
b- ứng suất uốn cho phép [ σ
F
] của bộ truyền cấp chậm.
[ ]
FLFCXFSû
F
F
KKKYY
SF
*****
0
lim









=
σ
σ
Với các hệ số Y
R
,Y
ε
,K
XF
,K
FC
,S
F
tính như cấp nhanh.
Ta có :
[ ]
K
Fl
FC
F
F
K
SF
**
0
lim









=
σ
σ

σ
o
F lim
: ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở
theo bảng (6.2)
σ
o
F lim
= 1,8.HB
N
K
FE
FL
NFo
:
=
với
m
F
:bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn .

với HB < 350
m
F
= 6

m
F
:số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
Fo
= 4.10
6
N
FE
=
N
HE
=60.c.n.f=22464000
ta thấy
N
FE
>
N
Fo
1
=⇒
K
FL
Do đó ứng suất uốn cho phép :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M

- 1 -
8
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Của bánh lớn :
[ ]
Mpa7,1691*1*
75,1
165.8,1
F
=






=σ

Của bánh nhỏ :
[ ]
Mpa1851*1*
75,1
180.8,1
F
=







=σ
ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn :
Bánh nhỏ : [
σ
1H
] = 391Mpa
[
σ
1F
] = 185Mpa :
Bánh lớn : [
σ
1H
] = 363,6Mpa
[
σ
1F
] =169,7 Mpa
Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng :
[
σ
1H
] = 481,2 Mpa
Vậy ta chọn ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh là:
[
σ
1H
] = 363,6Mpa
[

σ
1F
] =169,7 Mpa B-
III -Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc:
A-CẤP CHẬM
1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm.
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
9
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Công thức xác định khoảng cách trục a
ω

của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn
khớp ngoài như sau:
a
ω
1
=49,5 (u
1
+ 1)
[ ]
3
a1
2
H
HvH1
.u.
K.K.T
ψσ

β
Trong đó: - T
1
là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)
- Ψ
d
= b
ω
/d
ω
1
= 0,5.Ψ
a
.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.
- K
H
β
là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc.
- K
Hv
là hệ số kể ảnh hưởng của tải trọng động.
- u
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
Ở đây ta đã có:
- T
1
= 505010,3 (N.mm); u
1

= 3,742; ψ
ba
= 0,4 và [σ] = 481,2 (MPa)
-Ψ
bd
= 0,5.Ψ
ba
.(u+1) = 0,5.0,4.(3,742+1) = 0,948 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán
thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được K
H
β
= 1,065 (Sơ đồ 5).
- Chọn sơ bộ K
Hv
= 1.
Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục a
ω
1
:
a
ω
1
≥ 49,5.(5+1).
7,271
4,0.5.2,481
1.065,1.3,505010
3
2
=
(mm)

2. Xác định các thông số ăn khớp
∗ Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:
m = (0,01 ÷ 0,02).a
ω
1
= (0,01 ÷ 0,02).271,7 = 2,71 ÷ 5,42.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z
1
và Z
2
ta có :
( ) ( )
2,38
15.3
7,271.2
1u.m
a.2
Z
1
1
=
+
=
+
=
ω
Chọn Z
1
= 38 răng.

⇒ Z
2
= U
1
Z
1
= 3,742.38,2 = 142 (răng).
Khoảng cách trục thưc tế là:
a
w
=m(Z
1
+Z
2
)/2 = 270( mm)
ta không phải dịch chỉnh bánh răng ăn khớp
góc ăn khớp α
tw
=
20
z
0
t
270*2
20cos*3*180
a*2
cos*m*
==
ω
α

Z
t
= Z
1
+ Z
2
= 38+142 = 1 80 (răng);
Tỉ số truyền thưc tế khi đó là :
U
t
= Z
2
/Z
1
= 142/38 = 3,737
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σ
H
≤ [σ
H
] = 481,2 MPa.
Do σ
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2

d
ZZ.Z
ωω
ε
+
;
Trong đó : - Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;
- Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
- Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
10
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
- b
ω
: Chiều rộng vành răng.
- d
ω
1
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động;
Ta đã biết được các thông số như sau:

- T
1
= 505010,3 (N.mm).
- b
ω

= ψ
a
. a
ω


= 0,4.270 = 108 mm ;
- U
nh
= 3,737 và d
ω
1
= m.Z
1
= 3.38 = 114 (mm).
- Z
M
= 274 Mpa
1/3
vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ...).
- Z
H
=
76,1

40sin
2
2sin
2
0
tw
==
α

- Z
ε
=
876,03/)7055,14(3/)4(
=−=ε−
α

Vì hệ số trùng khớp : ε
α

= 1,88 – 3,2
773,1
142
1
42
1
2,388,1
Z
1
Z
1

21
=






+−=








+
.
- Hệ số K
H
được xác định bởi công thức: K
H
= K
H
β
.K
HV
.
Do Ψ

bd
= 0,948 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta có K
H
β
= 1,065 (Sơ đồ 5).
Còn







==δ=ν
=+=
ν
+=
ω
αβ
ωω
16,2
737,3
270
58,0*73*006,0
u
a
.v.g.
025,1
1.065,1*3,505010*2

114*108*16,2
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFF
FF1
1
Fv
Vận tốc bánh dẫn: v =
58,0
60000
2,97*114*14,3
60000
n.d.
11
==
π
ω
m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δ
H
= 0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ g
o
= 73.
⇒ K
H
= K

H
β
.K
HV
= 1,025.1,065 = 1,09.
Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau:
σ
H
=
3,416
737,3*114*108
)1737,3(*09,1*3,505010*2
114
865,0.76,1.274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 0,58 m/s ⇒ Z
V

= 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức
chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10÷40 µm ⇒ Z
R
= 0,9 với d
a
< 700mm ⇒
K
xH
= 1.
Vậy [σ
H
] = 481,2*1.0,9.1 = 433,08MPa.
Ta thấy rằng
[ ]
[ ]
6,3100/100*
08,433
3,41608,433
H
HH
=
−
=
−
σ
σσ
o/o
<4

o/o
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
11
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc và giá thành sản phẩm. 4-
Kiểm nghiệm răng cấp châm về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên
bánh răng σ
F
phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [σ
F
] hay: σ
F
≤ [σ
F
].
Do
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F
ωω
=σ
⇒ σ
F2
= σ
F1
. Y

F2
/ Y
F1

Trong đó :
- T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. K
F
= K
F
β
.K
F
α

K
Fv
.- K
F
β
: Hệ số kể đến sự phân bố phân bố
không đều trên chiều rộng răng.
- K
Fv
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. - K
F

α
: Hệ số kể đến sự
phân bố không đều trên chiều rộng răng.
- Y
F
: Hệ số dạng răng.
- b
ω
: Chiều rộng vành răng.
- d
ω
1
: Đường kính vòng chia của bánh chủ động;
- m : Môdum của bánh răng.
Do



=⇒=
== ⇒
6,3Y142Z
82,3YZ
2F2
1F1
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...).
Còn








==δ=ν
=+=
ν
+=
ω
αβ
ωω
76,5
742,3
270
.58,0*73*016,0
u
a
.v.g.
06,1
1*1496,1*3,505010*2
114*108*76,5
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFF
FF1
1
Fv
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δ
F

= 0,016.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ K
F
β
= 1,11.
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F
α

=1.
⇒ K
F
= K
F
β
.K
F
α

K
Fv
= 1,1496*1,06*1 = 1,22
Vậy ta có:
45,147
3*114*108
82,3*22,1*3,505010*2
m.d.b

Y.K.T.2
1
1FF1
1F
===σ
ωω
(MPa).
⇒ σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1
= 147,45*3,6/3,82= 138,95 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau.
[σ
F1
]= [σ
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [σ
F2
]= [σ

F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
. Với m = 3 mm ⇒ Y
S
= 1,08
– 0,0695.Ln(3) ≈ 1. Còn Y
R
= 1 và K
xF
= 1
⇒ [σ
F1
] = [σ
F1
].1.1.1 =252 MPa.
⇒ [σ
F2
] = [σ
F2
].1.1.1 = 237MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
12
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )



=σ<=σ
=σ<=σ
MPa237MPa95,138
MPa2524MPa45,147
1F2F
1F1F
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột
ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt
lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σ
Hmax
và ứng suất uốn cực đại σ
F1max
luôn luôn phải
nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σ
H
]
max
và [σ
F1
]

max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [σ
H
]
max
và [σ
F1
]
max
được xác định như sau:
[ ]
[ ]



σ=σ
σ=σ
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [σ
H
]

max
và [σ
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định như sau:
[ ]
( )
[ ]
( )



==σ=σ
==σ=σ
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2
ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]
( )
[ ]
( )




==σ=σ
==σ=σ
MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
ch
max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:





σ=σ
σ=σ
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,5.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )

[ ]
( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )







=σ<==σ=σ
=σ<==σ=σ
=σ<==σ=σ
.MPa360MPa5,1425,1*95,138K.
.MPa464MPa175,221`5,1.45,147K.
.MPa1260MPa86,5095,1.3,416K.
max
2FqtF2maxF
max
1FqtF1maxF
max
1HqtH1maxH
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ
truyền cấp chậm làm việc an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

- Khoảng cách trục: a
ω

= 270 mm.
- Môđun bánh răng: m = 3 mm.
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
13
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
- Chiều rộng bánh răng: b
1
= 108 mm
- Số răng bánh răng: Z
1
= 38 và Z
1
= 142 răng.
- Đường kính chia : d
1
= m. Z
1
= 3.38 = 114 mm;
d
2
= m.Z
2
= 3.142 = 426 mm;
-Đường kính đỉnh răng:
- bánh nhỏ: da
1

=120 mm
- bánh lớn : da
2
= 429 mm
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
- (2,5-2.x
1
).m = 55,848 mm.
d
f2
= d
2
- (2,5-2.x
2
).m = 309,172mm
- Góc prôfin răng gốc: α = 20
0
.
- hệ số dịch chỉnh : x = 0
B -CẤP NHANH
1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh .
Vì hộp giảm tốc đồng trục cho nên cấp nhanh cũng có khoảng cách trục bằng với khoảng cách
trục củabộ truyền cấp chậm
a
w
=270 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp

∗ Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:
m = (0,01 ÷ 0,02).a
ω
1
= (0,01 ÷ 0,02).271,7 = 2,71 ÷ 5,42.
Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.
Tương tự như bộ truyền cấp chậm ta cũng có số răng ăn khớp ở hai bánh răng :
Z
1
=38 ; Z
2
=142
góc ăn khớp α
tw
=
20
z
0
t
270*2
20cos*3*180
a*2
cos*m*
==
ω
α
Z
t
= Z
1

+ Z
2
= 38+142 = 1 80 (răng);
Tỉ số truyền thưc tế khi đó là :
U
t
= Z
2
/Z
1
= 142/38 = 3,737 3.
3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện σ
H
≤ [σ
H
] = 363,6MPa.
Do σ
H
=
nh
nhH1
1
HM
U.b
)1U.(K.T.2
d
ZZ.Z
ωω
ε

+
;
Các hệ số Z
M
,Z
H
,Z
ε
chọn như đối với bộ truyền cấp chậm .
Ta đã biết được các thông số như sau:
- T
1
= 139147,8 (N.mm).
- Với ψ
ba
=0,25 -Ψ
bd
= 0,5.Ψ
ba
.(u+1) =0,59
- b
ω

= ψ
ba
. a
ω


= 0,25.270 = 67,5 mm ;

- U
nh
= 3,737 và d
ω
1
= m.Z
1
= 3.38 = 114 (mm).
- Hệ số K
H
được xác định bởi công thức: K
H
= K
H
β
.K
HV
.
Do Ψ
bd
= 0,59 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ
khí) ta có K
H
β
= 1,03 (Sơ đồ 5).
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
14
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Còn








==δ=ν
=+=
ν
+=
ω
αβ
ωω
04,8
737,3
270
16,2*73*006,0
u
a
.v.g.
22,1
1.03,1*8,139147*2
114*5,67*04,8
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFH
FF1

1
Hv
Vận tốc bánh dẫn: v =
04,8
60000
5,363*114*14,3
60000
n.d.
11
==
π
ω
m/s < 10m/s theo Bảng 6.13
(Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 7.
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δ
H
= 0,006.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ g
o
= 73.
⇒ K
H
= K
H
β
.K
HV
= 1,03*1,22 = 1,26.
Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau:
σ

H
=
270
737,3*114*5,67
)1737,3(*03,1*8,139147*2
865,0*76,1*274
=
+
(Mpa).
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [σ
H
] = [σ
H
]. Z
R
Z
V
K
xH
.
Với v = 8,04 m/s ⇒ Z
V
= 0,92.v
0,05
=0,92.8,04
0,05
=1,02(vì v < 10m/s) Với cấp chính xác động học
là 7 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R
a
= 10÷40 µm ⇒ Z

R
= 0,9
với d
a
< 700mm ⇒ K
xH
= 1. Vậy [σ
H
] = 363,3*1,02.0,9.1 = 333,8MPa.
Ta thấy rằng
[ ]
[ ]
19100/100*
8,333
2708,333
H
HH
=
−
=
−
σ
σσ
o/o
> 4
o/o
thoả mãn về điều kiện bền
về tiếp xúc nhưng không thoả mãn về giảm chi phí do thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành
răng của bộ truyền cấp nhanh
Gọi ψ’

ba
là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng .Ta có :
ψ’
ba
= [
[ ]
σ
σ
H
H
]
2
*ψ
ba
= [
6,333
270
]
2
*67,5=44,2 mm
ta chọn ψ’
ba
=45 mm
khi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh:
σ
H
=
330
737,3*114*45
)1737,3(*03,1*8,139147*2

865,0*76,1*274
=
+
Mpa
khi đó
[ ]
[ ]
1100/100*
8,333
7,3308,333
H
HH
=
−
=
−
σ
σσ
o/o
<4
o/o
thoả mãn .
Vởy bộ truyền cấp nhanh được kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc.
4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên
bánh răng σ
F
phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [σ
F
] hay: σ

F
≤ [σ
F
].
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
15
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Do
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F
ωω
=σ
⇒ σ
F2
= σ
F1
. Y
F2
/ Y
F1
Trong đó :
- T
1
: Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.
- Các hệ số được tính như đối với bộ truyền câp chậm.
Do




=⇒=
== ⇒
6,3Y142Z
82,3YZ
2F2
1F1
Theo Bảng 6.18 (Trang 109-
Tâp1: Tính toán ...).
Còn







==δ=ν
=+=
ν
+=
ω
αβ
ωω
6,79
742,3
270
.04,8*73*016,0

u
a
.v.g.
36,2
1*079,1*8,139147*2
114*45*6,79
1
K.K.T.2
d.b.
1K
oFF
FF1
1
Fv
Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ δ
F
= 0,016.
Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ⇒ g
o
= 73.
Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) .
Với Ψ
bd
= 0,59 ta có K
F
β
=1,079
Do đây là bánh răng thẳng lên K
F
α

=1.
⇒ K
F
= K
F
β
.K
F
α

K
Fv
= 1,079*2,36*1 = 2,54
Vậy ta có:
34,165
3*114*45
6,3*54,2*8,139147*2
m.d.b
Y.K.T.2
1
1FF1
1F
===σ
ωω
(MPa).
⇒ σ
F2
= σ
F1

. Y
F2
/ Y
F1
= 165,34*3,6/3,82= 155,8 (MPa).
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau.
[σ
F1
]= [σ
F1
].Y
S
.Y
xF
.Y
R
và [σ
F2
]= [σ
F2
].Y
S
.Y
xF
. Y
R
. Với m = 3 mm ⇒ Y
S
= 1,08
– 0,0695.Ln(3) ≈ 1. Còn Y

R
= 1 và K
xF
= 1
⇒ [σ
F1
] = [σ
F1
].1.1.1 = 185MPa.
⇒ [σ
F2
] = [σ
F2
].1.1.1 = 169,7MPa.
Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )



=σ<=σ
=σ<=σ
MPa7,169MPa8,155
MPa185MPa34,165
1F2F
1F1F

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột
ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt
lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại σ
Hmax
và ứng suất uốn cực đại σ
F1max
luôn luôn phải
nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [σ
H
]
max
và [σ
F1
]
max
.
* Ta có ứng suất quá tải cho phép [σ
H
]
max
và [σ
F1
]
max
được xác định như sau:
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
16
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

[ ]
[ ]



σ=σ
σ=σ
ch
max
F
ch
max
H
.8,0
.8,2
.
Vậy suất quá tải cho phép [σ
H
]
max
và [σ
F1
]
max
của mỗi bánh răng xác định như sau:
[ ]
( )
[ ]
( )




==σ=σ
==σ=σ
.MPa464580.8,0.8,0
.MPa1624580.8,2.8,2
ch
max
1F
1ch
max
1H
[ ]
( )
[ ]
( )



==σ=σ
==σ=σ
MPa360450.8,0.8,0
.MPa1260450.8,2.8,2
ch
max
2F
2ch
max
2H
* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:






σ=σ
σ=σ
qtFmaxF
qtHmaxH
K.
K.
(*)
Ta có hệ số quá tải K
qt
= T
max
/ T = 1,5.
Thay số vào công thức (*) ta có:
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )
( )
[ ]
( )








=σ<==σ=σ
=σ<==σ=σ
=σ<==σ=σ
.MPa360MPa5,1425,1*95,138K.
.MPa464MPa175,221`5,1.45,147K.
.MPa1260MPa86,5095,1.3,416K.
max
2FqtF2maxF
max
1FqtF1maxF
max
1HqtH1maxH
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ
truyền cấp nhanh làm an toàn.
* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a
ω

= 270 mm.
- Môđun bánh răng: m = 3 mm.
- Chiều rộng bánh răng: b
1
= 45 mm
- Số răng bánh răng: Z
1
= 38 và Z

1
= 142 răng.
- Đường kính chia : d
1
= m. Z
1
= 3.38 = 114 mm;
d
2
= m.Z
2
= 3.142 = 426 mm;
-Đường kính đỉnh răng:
- bánh nhỏ: da
1
=120 mm
- bánh lớn : da
2
= 429 mm
- Đường kính đáy răng : d
f1
= d
1
- (2,5-2.x
1
).m = 55,848 mm.
d
f2
= d
2

- (2,5-2.x
2
).m = 309,172 mm
- Góc prôfin răng gốc: α = 20
0
.
- hệ số dịch chỉnh : x = 0
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
17
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
IV – THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI) :
1 -chọn loại đai va tiết diện đai:
Chọn loại đai trong bộ truyền đai là đai thang thường . Theo tiêu chuẩn Gost 12841-80;2-80-3-
80 ,và hình (4.1) trang 59 ta chọn loại đai là đai b .Với các thông số của đai dưới đây:
Loại đai: thang thường
Kí hiệu : b
Kích thước tiết diện: bt = 14 mm
b = 17 mm
h = 10,5 mm
yo = 4
diện tích tiết diện : 138 mm
đường kính đai nhỏ : 200 mm
chiều dàI đai : 3000 mm
2– Xác định các thông số của bộ truyền :
a-đường kính đai nhỏ:
theo bảng 4.13 ta đã chọn được đường kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm
từ đó xác định được vận tốc đai theo công thức :
s/m2,15
60000

1455*200*
60000
**
V
n
d
1
1
π
=
π
=
đường kính bánh đai lớn :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
18
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
d2=d1*u(1-ε) , với u là tỉ số truyền cua bộ truyền đai ,u= 4
ε = 0,1..0,2 chọn ε = 0,15
khi đó d2= 200* 4 /(1-0,15) = 812,2 mm
theo đúng tiêu chuẩn bảng (4.21) ta chọn đường kính banh ssai lớn: d2 = 800 mm
b-khoảng cach trục a
trị số a được tính thoả mãn về điều kiện sau :
h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2)
10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800)
560,5<= a <= 2000
chọn a = 1000 mm
chiều dài đai l xác định theo công thức :
l = 2a + π(d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)
2

=2 .1000+π.(200+800) + 1/4.1000(800-200)
2
= 3660,79 mm
theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm
khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là :
a =
∆
λ
−
2
2
*8*
4
1
;với
( )
( )
mm2,2179800200
2
3750
2
l
dd
21
=+
π
−=+
π
−=

λ

mm500
d
2
d
1
2
==
−
∆
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
19
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
vậy a =
mm37,1089500.82,2179.
4
1
2,2179
2
=






−+
chọn khoảng cách trục a = 1089 mm

c- góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ xác định theo công thức :
α
1
= 180
o
-(d
2
-d
1
).57
o
/a= 180
o
-(800-200).57/1089=148,6
o
.
3- xác định số đai
Số đai được xác định theo công thức :
Z=p
1
.k
đ
/([p
o
].c
α
.c
1

.c
u
.c
z
)
Trong đó :
- p
1
công suất trên trục bánh công tác chủ động
p
1
= p
đc
.n
đc
= 7,5.0,875=6,56(kw)
k
đ
hệ số tảI động .Theo bảng (4.7) ta có k
đ
=1
c
α
: hệ số kể tới ảnh hưởng của góc ôm α
1
c
α
= 1-0,0025(180-148,6) = 0,9215
c
1

= hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dàI đai
theo bảng (4.16) c
1
= 1,015
c
u
= hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ;c
u
= 1,14
c
z
= hệ số kể đén sự phân bố không đồng đèu về tảI trọng cho cac dây đai .Tính qua z’=p
1
/[p
o
]
với [p
o
]tra theo bảng 4.19 [p
o
]= 5,1
do đó z’= p
1
/[p
o
]=6,56/5,1=1,28vậy c
z
=0,947
vậy số đai trong bộ truyền đai :
z= 7,5.1/(5,1.0,92.1,105.1,14.0,94)=1,42

chọn số đai là z=1
*-chiều rộng bánh đai
B = (z-1)t+2.e
t=19
ê=1,25 theo bảng 4.21
vậy B = (1-1).15 + 2.12,5= 25 mm
*-đường kính ngoàI của đai
d
a
= d +2.h
o
h
p
=4,2 (tra bảng 4.21)
vậy đường kính bánh đai lớn :
d
a1
=800+2.4,2=808,4 mm
bánh đai nhỏ :
d
a2
=200+2.4,2 = 208,4 mm
4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng trên đai được xác định theo công thức sau :
F
o
=780.p
1
.k
đ

/ c
α
.v.z+ F
v
Trong đó F
v
:lực căng do lực li tâm sinh ra .
F
v
=q
m
.v
2
( với q
m
: khối lượng 1m chiều dàI đai .Theo bảng 4.22 q
m
= 0,1178 kg/m)
Vậy F
v
= 0,178(15,2)
2
= 41,125 (N)
Do đó F
o
= 780.6,56.1/(15,2.0,9215.1)+41,125 = 406,43N
Lực tác dụng lên trục :
F
r
= 2.F

o
.z.sin(α
1
/2) = 2.406,43.1.sin(148,6/2)=782,53(N)
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
20
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
PHẦNIII: TÍNH TOÁN TRỤC
I) Chọn vật liệu Đối với các trục dùng trong hộp giảm tốc ta chọn vật liệu chế tạo trục là
thép 45 tôI cảI thiện có
b
σ
=750Mpa σ
ch
= 450Mpa và ứng suất xoắn cho phép
[
τ
]=12
÷
20Mpa.
II) Tính thiết kế trục :
Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đường kính và chiều dàI các đoạn trục đáp ứng yêy cầu về độ
bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ .Tính trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bước sau .
1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục:
a- lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ .
khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực
-lực vòng F
t
:

+ đối vơI cấp nhanh
F
t1

N3,2443
114
8,139147.2
.2
d
T
1
1
==
ω
F
t1
= F
t2
= 2443,3 N
+ đối với cấp chậm:
F
t3

N6,8867
114
3,505010.2
.2
d
T
2

2
==
ω
F
t4
= F
t3
= 8867,6 N
-Lực hướng tâm:
+ đối với cấp nhanh
F
r1
= F
t1
.tgα
tw
= 2443,3.tg20
o
= 889,3 N
F
r2
= F
r1
= 889,3 N
+ đối với cấp chậm:
F
r3
= F
t3
.tgα

tw
= 8867,6.tg20
o
= 3227,5 N
F
r4
= F
r3
= 3227,5 N
-Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , lực doc trục F
a
= 0 ;
-*,Phương chiều của các lực được xác định sơ bộ như hình vẽ :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
21
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế

2) Xác định sơ bộ kích thước đường kính trục:
Theo công thức 10.9 ta có :

d
i
=
3
][*2,0/
τ
i
T
.

Với Trục I : T
1
= 139147,8Nmm.
Trục II : T
2
= 505010,3Nmm.
Trục III: T
3
= 1832865,4Nmm.
Chọn [
τ
]
1
=15Mpa ta có :
d
1
=>
[ ]
mm9,35
15.2,0
8,139147
.2,0
T
3
3
==
τ
chọn d
1
= 40 mm

Chọn [
τ
]
2
= 20 Mpa ta có :
d
2
= >
[ ]
mm2,50
20.2,0
3,505010
.2,0
T
3
3
==
τ
chọn d
2
= 55 mm
Chọn [
τ
]
3
= 20 Mpa ta co :
d
3
=>
[ ]

mm77
20.2,0
4,1832865
.2,0
T
3
3
==
τ
chọn d
3
= 80 mm
3) Xác định khoang cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
các kích thước được biểu diễn trên hình sau :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
22
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
*- Với trục I:
chiều dàI mayo bánh đai và bánh răng trụ :
l
m1
= (1,2…1,5)d
1
= (1,2..1,5) . 40 = (48..60) mm; chọn l
m1
=50 mm;
*- Với trục II :
chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục :
l

m2
= (1,2…1,5)d
2
= (1,2..1,5) . 50 = (60..75) mm; chọn l
m2
=70 mm;
*-Với trục III:
chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục :
l
m3
= (1,2…1,5)d
3
= (1,2..1,5) . 80 = (96..120) mm; chọn l
m3
=110 mm;
- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm
tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là : k
1
=10 mm
- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k
2
=8 mm
- Chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đén nắp ổ k
3
= 15 mm
- Chiều cao nắp ổ và bu lông h
n
= 16 mm
a-Tính các khoảng cách của trục I :
khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện nắp bánh đai :

l
12
= - l
c12
với l
c12
khoảng cấch công xôn trên trục I
l
c12
= 0,5.(l
m12
+ b
o1
) + k
3
+ h
n
;l
m12
=50 mm;
Vậy l
c12
= 0,5.(50 + 23) + 15 + 16 = 67,5 mm
-khoảng cách từ goói đỡ O đến bánh răng 1
l
13
= = 0,5.(l
m13
+ b
o

) + k
1
+ k
2
; với l
m13
= 50 mm
Vậy l
13
= 0,5.(50 + 23) + 10 + 8 = 54,5 mm;
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
23
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
Khoảng cách từ gối đỡ O đến gối đỡ 1 : l
11
= 2.l
13
= 2.54,5 =109 mm
b-Tính các khoảng cách của trục II :
khoảng cách từ gối đỡ O đến tiếtdiện nắp bánh răng 2 trên trục II :
l
c22
= 0,5.(l
m22
+ b
o
) + k
1
+ k

2
;l
m22
=70 mm;
Vậy l
22
= 0,5.(50 + 29) + 10 + 8 = 57,5 mm
-khoảng cách từ ổ lăn đến tiết diện lắp bánh răng 3 trên trục II :
l
23
= l
11
+ l
23
+ k
1
+ b
o

l
32
: khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiết diện lắp bánh răng 4 trên trục III
Ta có : l
32
= 0,5.(l
m32
+ b
o
) + k
1

+ k
2
;l
m32
=110 mm; b
o
= 41 mm;
Vậy l
32
= 0,5.(110 + 41) + 10 + 8 =93,5 mm
Do đó l
23
= 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm
Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II
L
21
= l
23
+ l
32
= 241,5 + 93,5 = 335 mmm
c-Tính các khoảng cách của trục III :
khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiếtdiện nắp bánh răng 4 trên trục III :
l
32
=93,5 mm
Khoảng cách giữa hai gối đỡ lắp trên trục III:
L
31
= 2.l

32
= 2.93,5 = 187 mm
-khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ổ lăn đến nối trục đàn hồi :
l
33
= l
c33
+ l
31

Với l
c33
: khoảng công xôn trên trục III
l
c33
= 0,5.(l
m33
+ b
o
) + k
3
+ h
n

l
m33
chiều dàI nối trục đàn hồi
l
m33
= ( 1,4..2.5)d =(1.4…2,5).85 = ( 119…212,5 ) mm

chọn l
m33
= 150 mm;
Do đó l
c22
= 0,5.(150 + 41) + 15 + 16 = 126,5 mm Vậy l
33
=187 + 126,5 = 313,5 mm
Do đó l
23
= 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm
Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II
L
21
= l
23
+ l
32
= 241,5 + 93,5 = 335 mmm
4) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:
a-Trục I:
*/ Tính lực tác dụng len các trục và xácđịnh biểu đồ mô men tácdụn lên trục I:
Theo đầu bàI lực tác dụng từ bánh đai lên trục I hướng theo phương Y
Trị số F
y12
= 782,53 N
Lực từ bánh răng tác dụng lên trục :
Do bộ truyền bánh răng thẳng răng trụ nên tác dung lên trục chỉ là lực hướng tâm và lực
vòng F
t= t

trị số các lực là :
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
24
Thiết kế hệ thống trộn liệu Hướng dẫn: Đoàn Yên Thế
F
x13
= 2443,3 N
F
y13
= -889,3 N
-Phản lực F
ly
và F
lx
trên các gối đỡ :
giả sử các phản lực trên các gối đỡ co chiều nhủ hình vẽ .
Tại gối đỡ trục I :
F
ly
= -1/l
11
(F
y13
.l
13
) = -1/109(-889,3.54,5) = 444,65 N
Tại gối đỡ O ta có : F
lyo
= -( F

ly11
+ F
y22
) = (444,65 + 782,53 ) + 889,3 = -337,88 N
Thành phần phản lực trên zo x:
F
lx1
= F
lx10
= 1/2F
x13
= 2443,3/2 = 1221,65 N
F
ly21
= -1/l
21
. ( F
y22
.l
22
+ F
y23
.l
23
) F
ly21
= -1/l
21
. ( F
y22

.l
22
+ F
y23
.l
23
)
Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục I
Nguyễn Hồng Quân-Lớp 43M
- 1 -
25