Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp kiểu đồng trục với các dữ liệu ban đầu như sau

ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]
Trường Đại học Giao thông vận tải

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

Thành phố Hồ Chí Minh

Độc lập - Tự do - Hạnh phúc

BỘ MÔN CSTKCK – KHOA CƠ KHÍ
NHIỆM VỤ THƯ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC – MÃ SỐ : [10-45-76-TN]
THIẾT KẾ HỆ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
ĐỀ SỐ II.07: Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp kiểu đồng trục với các dữ liệu ban đầu như sau:
+ Sơ đồ gia tải như hình vẽ
+ Tùy chọn bộ truyền đai hoặc bộ truyền xích ở đầu vào hoặc đầu ra của hộp giảm tốc.
+ Các thông số ban đầu của hệ:
Công suất trục
công tác

Số vòng quay trục
công tác (vg/ph)

Số năm làm
việc

13

107

05

Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va
đập nhẹ (1năm làm việc 300 ngày,1ca làm việc 8
giờ). Các thông số khác sinh viên tự lựa chọn cho
phù hợp.
+ Yêu cầu sai số vòng quay trục công tác ≤ 5%
Sơ đồ gia tải.
Nhiệm vụ thiết kế:
A. Phần thuyết minh: Một bản thuyết minh tính toán hệ truyền động.
B. Phần bản vẽ:
Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Lớp

: Khổ Ao hoặc A1

: 10L1130110…………………..

Mã số sinh viên

: ………………………………

Ngày giao đề : ……tháng …… năm ……

Ngành…Kỹ thuật giao thông.............

Ngày nộp đồ án:…......tháng …… năm ………

Ghi chú : Khi cần sửa đổi số liệu phải có ý kiến của giáo viên hướng dẫn, tiến trình làm đồ án cần
thực hiện ngay sau khi được giao. Sau mỗi 4 tuần sẽ có 1 lần kiểm tra tiến độ, nếu 1 trong 2 lần kiểm
tra sinh viên không kịp tiến độ sẽ không được dự bảo vệ đồ án.
Tp. Hồ Chí Minh, ngày ………. tháng …………. năm …...

Chủ nhiệm bộ môn

Giáo viên hướng dẫn

Ths. Lê Văn An

Ths. Trần Tiến Đạt

Page 1


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
Thiết kế hệ thống truyền động máy khuấy bột nhão đãm bảo yêu cầu công suất trên trục
cánh khuấy là 13kW, số vòng quay trên trục công tác là 107 vòng/phút, thời gian làm việc 8
năm, quay một chiều, làm việc hai ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm việc 300 ngày, một ca
làm việc 8 giờ), sơ đồ gia tải như hình trên.
Trong đó: T1 = T, T2 = 0,8T

Công suất trục công tác:
Pct = 13kW
Pdc =

Công suất động cơ:

Pct
η

Hiệu suất của bộ truyền xích:

η đ = 0,95

Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ:
Hiệu suất ổ lăn:

η br = 0,96

η ol = 0,99

Page 2


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]
⇒ η = η đ .η ol3 .η br2

Hiệu suất tổng:

(Với 3 cặp ổ lăn và 2 cặp bánh răng).

⇒ η = η đ .η ol3 .η br2 = 0,95.0,99 4.0,96 2 = 0,85

Pdc =

Pct
13
=
= 15,3kW
η

0,85

Chọn công suất động cơ: 17 kW
Số vòng quay trục công tác: 107 vòng/phút

Chọn động cơ: AO2-62-2

⇒u =

2890
= 27.01
107

⇒u=

1450
= 13,55
107

⇒u =

970
= 9,07
107

⇒u =

730
= 6,82
107

2890 vòng/phút

AO2-62-4

1450 vòng/phút

AO2-71-6

970 vòng/phút

AO2-72-8

730vòng/phút

Với các tỷ số truyền trên ta chọn động cơ AO2-62-2 có số vòng quay 2890 vòng/phút
1.2.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:
Chọn

uđ = 2
uh =

Tỷ số truyền của hộp giãm tốc:

27,01
= 13,5
2

u1 = u 2 = u h = 3,67

Tỷ số truyền cặp bánh răng:
Chọn

u1 = u 2 = 3,67

do hộp giãm tốc đồng trục

.
n=

2890
= 107
3,67.3,67.2

Thử lại số vòng quay của bộ phận công tác:
đặt ra là 107 vòng/phút.

vòng/phút thỏa mản yêu cầu

Theo các thông số vừa chọn ta lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:
BẢNG ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
Page 3


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Trục
Động cơ

I

II

III

Công suất (kW)

16,32

15,51

14,74

13

Tỷ số truyền

2

Số vòng quay(v/ph)

2890

Thông số

3,67

3,67

1445

393

107

Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 THIẾT KẾ ĐAI:
2.1.1. Chọn loại đai:
Ta chọn loại đai dẹt vật liệu là vải cao su đây là loai có sức bền,tính đàn hồi cao ít chịu ảnh
hưởng của độ ẩm nhiệt độ ,vận tổc truyền cao .
Ta thiết kế bộ truyền đai dẹt để dẫn truyền công suất từ động cơ đến trục của hộp giảm tốc, với
tỷ số truyền của đai là iđ=2 số vòng quay trục dẫn là nđc = 2890 v/p; trục bị dẫn là n1 = 1445 v/p.
2.1.2. Xác định đường kính bánh đai
Ta có sơ đồ động với A là khoảng cách trục ; D 1 , D2 là đường kính bánh đai nhỏ và bánh đai
lớn ;

α1

,

α2

là góc ôm báng nhỏ và bánh lớn

2.L − 3,14( D1 + D2 ) +

[ (2.L − 3,14( D1 + D2 ) ] 2 − 8( D2 − D1 ) 2
8

A =

[Công thức (5-2)]

.Đường kính bánh đai nhỏ:
3

N1
mm
n1

Theo công thức: D1=(1100 ÷1300)

[Công thức (5-6)]
3

D1 = (1100 ÷1300)
Với

15,3
= 192 ÷ 227 mm
2890

N1: công suất trục dẫn, kW
n1: số vòng quay trong một phút của trục dẫn bằng số vòng quay của động cơ

Theo bảng (5-1) Lấy theo tiêu chuẩn D1 = 200mm
Kiểm tra vận tốc vòng
Page 4

ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

π .D1 .n1
3,14.200.2890
=
= 30 m
60.1000
60.1000
s
V=
nằm trong phạm vi cho phép
Đường kính bánh đai lớn
Lấy = 0,01 (Đai vải cao su)
Ta có: D2 = i.D1.= 2.200.= 396mm
Chọn D2 = 400 mm

(theo bảng 5-1)

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn

(1 − ξ ). D1 n1
n'2 =

D2

(1 − 0,01). 200 2890 = 1.430 v p
400

=

Sai số về số vòng quay so với yêu cầu:

∆n =

1445− 1430
. 100
1445

0

%=1

0

∆n
Sai số

nằm trong phạm vi cho phép (3 ÷ 5)%, do đó không cần chọn lại đường kính D2.
2.1.3. Xác định chiều dài đai

Chiều dài tối thiệu
[Công Thức (5-9)]
umax là số vòng chạy lớn nhất trong một giây của đai
÷

umax = (3 5) chọn umax=5
Tính A theo Lmin theo [công thức (5-2)]

mm
Kiểm nghiệm theo điều kiện (5-10)

A 2(D1+D2) = 2.(200+400) = 1200
Tính lại chiều dài đai [công thức (5-1)], chọn lại A = 2530mm

Page 5


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Tính góc ôm theo công thức (5-3)
Kiểm nghiệm điều kiện (5-11)
Vậy thỏa mãn điều kiện
2.1.4. Định tiết diện đai:
δ

Chiều dày đai chọn theo tỷ số

δ
δ
≤[
D1
D1

]
max

[Công Thức (5-12)]

δ
1
≤

D1 40

Ta có:
Vậy:

Theo tiêu chuẩn ta chọn
Lấy ứng suất căng ban đầu

,

Theo trị số
Tra bảng (5-5) tìm đượcN/mm2
Các hệ số:

Ct= 0,78

theo (bảng 5-6)

Cα = 1

theo

Cv = 0,68

theo (bảng 5-8)

Cb = 1

theo (bảng 5-9)

Tính chiều rộng b của đai theo công thức (5-13)
Theo bảng 5-4 chọn chiều rộng đai loại A có b = 85mm
2.1.5. Định chiều rộng B của bánh đai:
Page 6

(bảng

5-7)


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Dựa vào chiều rộng b của đai, theo bảng 5-10 ta chọn được chiều rộng của bánh đai B = 100
mm
2.1.6. Tính lực căng và lực tác dụng lên trục:
Xác định lực căng ban đầu So
[Công Thức (5-16)]
Lực tác dụng lên trục :

2.2. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP CHẬM:
2.2.1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng:
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ: thép 50 thường hóa, phôi rèn, giã thiết đường kính
phôi dưới 100mm.
σbk =620 N/mm2; σch = 320 N/mm2; HB = 220
Chọn vật liệu chế tạo bánh răng lớn: thép 45 thường hóa, phôi rèn, giã thiết đường kính
phôi 300 – 500.
σbk =580 N/mm2; σch = 290 N/mm2; HB = 210
2.2.2 Định ứng suất cho phép:
Số chu kỳ làm việc tương đương của bánh răng lớn
Áp dụng công thức 3.3 /trang 42

Ntd2= 60.u.n.T = 60.1.786,4.5.300.2.8 = 113.107
Trong đó:
u: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng.
T: Tổng số giờ làm việc
Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ:
Ntd1 = i.Ntd2 = 3.67.113.107 = 416.107
Vì Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc No = 107, nên
khi tính toán ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy k’N = k”N = 1.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[σ]tx1 = [σ]Notx1 .k’N = 2.6.220.1 = 572 N/mm2
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
Page 7


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

[σ]tx2 = [σ]Notx2 .k’N = 2.6.210.1 = 546 N/mm2
Trong đó [σ]Notx: là ứng suất tiếp xúc cho phép [N/mm2]khi bánh răng làm việc lâu dài,
phụ thuộc vào độ rắn HB lấy trong bảng 3.9 (trang 43).
2.2.3 Ứng suất uốn cho phép.
Để xác định ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất ở
chân răng kσ = 1,8 (vì vật liệu làm bánh răng là thép thường hóa, phôi rèn.)
Giới hạn mỏi của thép 50 thường hóa là:
σ-1 = (0,4 – 0,45)σbk , chọn σ-1 = 0,42 .σbk = 0,42.620 = 260,4 N/mm2
Giới hạn mỏi của thép 45 thường hóa:
σ-1 = 0,42 .σbk = 0,42.580 = 243,6 N/mm2
Vì bánh răng quay một chiều nên ứng suất uốn cho phép đối với bánh răng nhỏ:
Đối với bánh lớn:
2.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k:

Chọn k = 1,3
2.2.4 Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Chọn ψA = 0.35
2.2.5 Tính khoảng cách trục A:
Chọn hệ só phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng
nghiêng so với bánh răng thẳng, θ’= (1,15-1,35), chọn θ = 1,3
Chọn A = 210 mm
2.2.6 Tính vận tốc vòng V của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Dựa vào vận tốc vòng và loại bánh răng tra bảng 3-11 (trang 46) chọn cấp chính xác của
bánh răng bằng 9.
2.2.7 Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức
K = ktt. Kđ
Ktt : hệ số tập trung tải trọng, chọn ktt= 1 vì HB ≤ 350, v ≤ 15 m/s
Kđ : hệ số tải trọng động,( giã sử ), tra bảng 3-14, dựa vào cấp chính xác và vận tốc vòng
v chọn kđ = 1,4
Page 8


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

K =1.1,4 = 1,4
K không khác nhiều với k chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A
2.2.8 Xác định modun, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng.
Modun được chọn theo khoảng cách trục A
mn = (0,01-0,02)A = (2,1 – 4,2)
Chọn mn = 3 Chọn sơ bộ gióc nghiêng của răng β trong [8o– 20o], chọn β = 12o
Tổng số răng của 2 bánh:
Chọn Zt = 137
Số răng bánh nhỏ:

Trị số Z1 lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-15
Số ren bánh lớn
Z2 = i.Z1 = 3,67.29 = 108
Tính chính xác góc nghêng β theo công thức:
β = 12o
Chiều rộng bánh răng lớn:
b = ψA .A =0,35.210 = 73,5 mm
Chọn b = 75 mm
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
b = ψA .A + 5 = 80 mm
Chiều rộng bánh răng thỏa điều kiện
2.2.9 Kiểm nghiệm bền sức uốn bánh răng
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Tính số răng tương đương theo công thức (3-37)
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Page 9


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Hệ số dạng răng

Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so
với bánh răng thẳng θ”, thường lấy θ” = (1,4 – 1,6).
Chọn θ” = 1,5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn:

2.2.10 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chiệu quá tải đột ngột trong thời gian
ngắn.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: (theo công thức 3-46/trang 53, đối với bánh răng thép
HB≤350)
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

Chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đối với báng lớn (Theo công thức 3-14/trang45 và
3-41/trang53)
Theo 3-14/trang 45

Page 10


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Kiểm nghiệm bền ứng suất uốn:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
2.2.11 Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
Modun pháp

mn =3

Số răng

Z1 = 29, Z2 = 108

Góc ăn khớp

αn = 20o

Góc nghiêng

β = 12o

Chiều cao răng

h = 2,25mn = 2,25.3 = 6,75

Chiều cao đầu răng

hd = mn =3

Độ hở hướng tâm

c = 0,25mn = 0,25.3 = 0,75

Đường kính vòng chia

(vòng lăn)

Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Đường kính vòng đỉnh răng:
Bánh nhỏ:
De1 = dc1 + 2mn = 90 + 2.3 = 86 mm

Bánh lớn:
De1 = dc2 + 2mn = 330 + 2.3 = 336 mm
Đường kính vòng chân răng:
Bánh nhỏ:
Di1 = dc1 - 2mn = 90 - 2.3 = 84 mm
Bánh lớn:
Di2 = dc2 + 2mn = 330 - 2.3 = 324 mm
2.2.12 Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng:

Page 11


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Lực hướng tâm:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

Lực dọc trục:
Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

2.3. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG CẤP NHANH:
Do hộp giảm tốc đồng trục nên các thông số hình học của bánh răng cấp nhah cơ bản
giống với bánh răng cấp chậm:
Khoảng cách trục: A = 210mm

Modun pháp:

mn = 3

Số răng

Z1 = 29, Z2 = 108

Góc ăn khớp

αn = 20o

Góc nghiêng

β = 12o

Chiều cao răng

h = 2,25mn = 2,25.3 = 6,75

Chiều cao đầu răng

hd = mn =3

Độ hở hướng tâm

c = 0,25mn = 0,25.3 = 0,75

Đường kính vòng chia

(vòng lăn)

Bánh nhỏ:
Page 12


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Bánh lớn:
Đường kính vòng đỉnh răng:
Bánh nhỏ:
De1 = dc1 + 2mn = 90 + 2.3 = 86 mm
Bánh lớn:
De1 = dc2 + 2mn = 330 + 2.3 = 336 mm
Đường kính vòng chân răng:
Bánh nhỏ:
Di1 = dc1 - 2mn = 90 - 2.3 = 84 mm
Bánh lớn:
Di2 = dc2 + 2mn = 330 - 2.3 = 324 mm

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng ψA = 0,3
Chiều rộng bánh răng lớn:
b = ψA .A = 0,3.210 = 63 mm
Chọn b = 65 mm
Chiều rộng bánh răng nhỏ:
b = ψA .A + 5 = 70 mm
Chiều rộng bánh răng thỏa điều kiện
2.3.1Tính vận tốc vòng V của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Dựa vào vận tốc vòng và loại bánh răng tra bảng 3-11 (trang 46) chọn cấp chính xác của
bánh răng bằng 8.

2.3.2 Kiểm nghiệm bền sức uốn bánh răng
Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Tính số răng tương đương theo công thức (3-37)
Bánh nhỏ:

Page 13


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Bánh lớn:
Hệ số dạng răng

Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so
với bánh răng thẳng θ”, thường lấy θ” = (1,4 – 1,6).
Chọn θ” = 1,5
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn:
2.3.3 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chiệu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn.
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: (theo công thức 3-46/trang 53, đối với bánh răng thép
HB≤350)
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

Chỉ cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc đối với báng lớn (Theo công thức 3-14/trang45 và
3-41/trang53)
Theo 3-14/trang 45

Page 14


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Kiểm nghiệm bền ứng suất uốn:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

2.3.4 Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng:

Bánh nhỏ:
Bánh lớn:
Lực hướng tâm:
Bánh nhỏ:
Bánh lớn:

Lực dọc trục:
Bánh nhỏ:

Bánh lớn:

Phần 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
Page 15


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Tính sơ bộ đường kính trục theo công thức (7-2)

Đối với trục I:
N = 14,54kW
n = 1.445 vòng/phút
C – hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn của thép, chọn C = 125

Đối với trục II
N = 15,51kW
n = 786,42 vòng/phút
C = 125

Đối với trục III
N = 14,74kW
n = 214 vòng/phút
C = 125

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số d1, d2, d3 ở trên ta có thể lấy trị số dII
= 39mm để chọn loại ổ bi cở trung bình, tra bảng 14P ta có được chiều rộng ổ B = 23.
3.1 Tính gần đúng trục:
Để tính các kích thước chiều dài của trục, tham khảo bảng 7-1. Ta chọn các kích thước
sau:
Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp, chọn Δ = 12mm
Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến thành trong của hộp, a = 15(1015)mm
Khoảng cách từ cạnh ổ lăn đến thành trong của hộp l2 = 5mm
Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b = 70mm
Chiều rộng bánh răng cấp chậm b = 85mm
Page 16

ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Chiều cao của nắp và đầu bulon l3 = 20mm
Khoảng cách từ nắp đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp l4 =20mm
Chiều dày của vai trục = 5mm
Chiều rộng bánh đai 100mm
Tổng hợp các kích thước phần tử ở trên ta tìm được chiều dài các đoanạ trục cần thiết và
khoảng cách giữa các gối đở, a = 67mm, b = 184mm, c = 74 mm, l = 97mm.

Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng

Page 17


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Trục I:

Page 18


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Ở đây: lực

Rđ = 2065N

d1 = 90mm

P1 = 2140N

a = 67mm

Pr1 = 796N

a1 =72mm

Pa1 = 449N

l = 97mm

Tính phản lực ở các gối trục:

∑m

Ay

⇒ RBy

d1
+ Pr1. a − RBy .( a + a1 ) = 0
2
d
90
Rđ .l − Pa1 . 1 + Pr1. a
2065.97 − 449.
− 796.67
2
2
=

=
= 1679 N
( a + a1 )
( 67 + 72)
= Rđ .l − Pa1 .

RAy = Rđ - Pr1 + RBy = 2065 -796+1679 = 2948 N
Page 19


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

∑m

Ax

= P1. a − R Bx .( a + a1 ) = 00

⇒ R Bx =

P1. a
2140.67
=
= 1032 N
.( a + a1 ) ( 67 + 72)

RAx = P1 - RBx = 2140-1032 = 1108 N
Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm.
Ở tiết diện n-n :
Mu n-n = l.Rđ = 97. 2065 = 200305 Nmm

Ở tiết diện m-m :

Tính đường kính trục ở hai tiết diện n-n và m-m theo công thức (7-3)
Đường kính trục ở tiết diện n-n :
N.mm
(bảng 7-2)
Đường kính trục ở tiết diện m-m :

Đường kính trục ở tiết diện n-n lấy bằng 35mm(ngõng trục lắp ổ) và đường kính ở tiết diện m-m
lấy bằng 40 mm, lớn hơn giá trị tính được vì có rãnh then.
Trục II:

Page 20


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Ở đây: lực

Pa2 = 427N

d2 = 330mm

Pr2 = 756N

a = 67mm

P2 = 2034N

b =184mm

Pa3 = 1569N

c = 74mm

Pr3 = 2780N

d3 = 90mm

P3 = 7473N
Tính phản lực ở các gối trục:

RCy = Pr2 + Pr3 – RDy = 756+2780-2302 = 1234N
Page 21


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

RCx = P3 - RDx - P2 = 7473-5352-2034 = 87N
Tính momen uốn tổng cộng :

Đường kính trục tại tiết diện e-e :

Đường kính trục tại tiết diện i-i :

Ở hai đoạn trục này đều có làm rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, vì vậy
đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán một ít : de-e =45mm, di-i= 50mm, đường kính lắp ổ
lăn d = 40mm. Những trị số chọn trên phù hợp với tiêu chuẩn.
Trục III :

Page 22


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Ở đây: lực

P4 = 7020N

c = 74mm

Pr4 = 2611N

c1 =79mm

Pa4 = 1474N

Tính phản lực ở các gối trục:

Page 23


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Momen uốn tại tiết diện chịu tải lớn nhất :
Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất :
Momen tương đương :
Tra bảng 7-2 chọn
, lấy d = 65mm
Vì trên trục có rảnh then nên đừong kính trục lấy tăng lên so với tính toán.

Đường kính ngỏng trục d =60mm, đường kính đầu trục ra d = 55mm.
3.2 Tính chính xác trục:
Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung.
Trong phạm vi đồ án em chỉ kiểm nghiệm ở một tiết diện (tiết diện i-i) của trục trung gian.
Tính chính xác trục theo công thức (7-5)

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng :
Vậy :
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động.
Giới hạn mỏi uốn và xoắn :
(trục bắng thép 45 có σb = 600N/mm2)

W = 10650mm3 (bảng 7-3b)
Mu = 431143Nmm

Page 24


ần Tiến Đạt [ĐAMH THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ]

Wo = 22900 mm3
Mx = 335708Nmm

Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψσ = 0,1 và ψτ = 0.05.
Hệ số tăng bền β = 1
Chọn các hệ số kσ, kτ , εσ , ετ :
Theo bảng 7-4 lấy εσ = 0,82, ετ = 0,7.
Theo bảng 7-8 tập trung ứng suất do rãnh then kσ = 1,63 ; kτ = 1,5.
Tỷ số

Tập trung ứng suất do lắp căng , với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt lắp ghép
≥300N/mm2, tra bảng 7-10 ta có : .

Thay các giá trị tìm được vào công thức tính nσ và nτ :

Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng (1,5 : 2,5).
3.3 Tính then
Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, nói một cách khác là để truyền mômen từ
trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then. Theo đường kính trục I để lắp rảnh then là
40mm, tra bảng 7-23 chọn then có b = 12, h = 8, t = 4,5 ; t1 = 3,6 ; k = 4,4 (đường kính chân
răng di1 = 84mm, đường kúnh trục là 40 mm, nên bánh răng không cần làm liền trục). chiều dài
then 0,8lm (lm : chiều dài mayơ).
Kiển nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)
Ở đây :

Mx = 96095Nmm
Page 25