thiết kế hộp giảm tốc bánh răng – trục vít bánh vít

Lời nói đầu
–—˜™(µ)˜™–—

T

ính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong
chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí. Đồ án chi tiết máy là môn học giúp cho
sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như: Chi
tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kĩ thuật,…đồng thời giúp sinh viên làm
quyen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt
nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền
không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn. Với chức năng
như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí,
luyện kim, hóa chất, trong công ghiệp đóng tàu. Trong giới hạn của môn học em
được giao nhiệm vụ thiết hộp giảm tốc Bánh răng – Trục vít Bánh vít. Trong quá
trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô trong môn học, đặc biệt là
thầy HOÀNG XUÂN KHOA em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình.
Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian còn có hạn nên trong quá trình thiết kế
không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra. Em xin chân thành cảm ơn những ý kiến
đóng góp của các thầy cô trong bộ môn.

Sinh viên thực hiện
Nguyễn Văn Hùng


ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
Số: 24
Giáo viên hướng dẫn:.
Họ và tên sinh viên: Bùi Đình Bút Lớp: CK5

Mã số sinh viên: 0541010410
Khóa: 5…………………….……Khoa: CƠ KHÍ.
NỘI DUNG
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
Loại hộp: Hộp giảm tốc Bánh răng - Trục vít bánh vít.

Tmm
T2
t1
t2

2: Bánh răng.
5: Nối trục đàn hồi.
Các số liệu cho trước:

1: Lực kéo băng tải:………………F=11500 (N).
2: Vận tốc băng tải:……………….v=0,54 (m/s).

= 0,85

T1

=3 h
= 4,4. h

tck

1: Động cơ.
4: Băng tải.

= 1,6

T1

=8h

3: Trục vít – Bánh vít.


3: Đường kính tang:………………D=320 (mm).

lh

4: Thời gian phục vụ:…………….. =16000 (giờ).
5: Số ca là việc:……………2…….....
6: Đặc tính làm việc:………………(Va đập nhẹ).
PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ THỐNG ĐỘNG CƠ KHÍ
I) Chọn động cơ:
I.1) xác định công suất trên động cơ
Trong đó:
(+) công suất trên trục trên máy công tác
F : lực kéo băng tải
v : vận tốc băng tải
(+) hệ số đẳng trị
0 + 0,375 + 0,82.0,55 = 0,85

=
+) (hiệu suất) dựa vào bảng 2.3:
; ; ; : (chọn

`=>
Suy ra:
I.2) Tính Sơ Bộ Số Vòng Quay Đồng Bộ:
Số vòng quay của tang: (theo công thức 2.16)
=
= 32,24 (vg/ph)
Tỉ số truyền toàn bộ
Ta chọn
Suy ra:
Ta chọn số vòng quay đồng bộ (dựa vào bảng 2.1):
Theo bảng 1.1 phụ lục với :
Ta chọn động động cơ K160M4 có:
(+)
(+)
(+)
(+)
(+) Khối lượng động cơ: m=159 (kg)


I.3) phân phối tỉ số truyền
Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí

nsb = nlv .uc
uc =

Mà
Để chọn

ndc 1450
=

= 45
nlv 32, 24

ubr

ta dựa vào hình 3.25 (T48). Vì cặp bánh răng thẳng lên ta chọn

c = 0,9 . dựa vào

uh

=45 gióng lên ta được

ubr

utv = 22 ubr = 2,05

utv = 22,5

được
chọn
(+) Công Suất:

=22,5. Thay lại công thức (1.3) ta

=(KW)
= 7,65/(0,99.0,98)=7,42(KW)
(+) Số vòng quay:
=
(+) Tính mômen xoắn:

Động cơ

I

II

III

ct

Trục
Khớp nối

ubr = 2, 05

utv = 22

Thông
số
P
(KW)

11

7,42

7,65

6,21

6,86

n
(vg/ph)

1450

1450

707,32

32,15

32,24

T
(N.mm)

49857

48869

103287

1844650

2032040

.

PHẦN II, THIẾT BÁNH RĂNG
I,Chọn vật liệu


1,Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế
chọn vật liệu bánh răng như sau:
-Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn

HB1 = 245

có

σ b1 = 850 MPa

σ ch = 580 MPa
1

.

-Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn
σ ch 2 = 450 MPa

HB2 = 230

.

2, Xác định ứng suất cho phép

σ H0 lim1 = 2 HB + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa

σ F0 lim1 = 1,8.HB = 1,8.245 = 441MPa
σ H0 lim = 2 HB + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
2

σ F0 lim2 = 1,8.HB = 1,8.230 = 414MPa
o

Số chu kì thay đổi về ứng suất
2,4
N HO = 30 H HB

N HO1 = 30.2452,4 = 1, 6.107

Do đó :
N HO2 = 30.2302,4 = 1,39.107

Theo 6.7
.( số chu kì thay đổi ứng suất tương đương )
Do đó ta có:
.
=60.c.
60.1.1445.16000
2, 05
=
.

có

σ b2 = 750 MPa

,

,


48, 4.107
=
Tương tự ta có

> Do đó

K HL2 = 1

N HE1 > N HO1 ⇒ K HL1 = 1

Như vậy theo công thức 6.1a, ta xác định sơ bộ:
=
Bánh nhỏ: =
Bánh lớn: =
Vậy theo 6.12 với bánh răng trụ
[σ H ]+[σ H ] 509 + 481,8
[σ H ]=
=
= 495, 4 MPa < 1, 25[σ H ]
2
2
1

2

2

Áp dụng công thức 6.7, tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi thử về
uốn:
+)
=39,56.> 4.= =>
Do bộ truyền quay một chiều nên
Mà
Suy ra :
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
Ứng suất tiếp xúc cho phép, theo 6.2a[1] :

3,Tính sơ bộ khoảng cách trục
Vì 2 bánh răng ăn khớp ngoài nên khoảng cách trục được tính theo công thức
Trong đó :
Dựa vào bảng 6.5 ta chọn
Theo bảng 6.6 do cặp bánh răng phân bố chìa ra nên chọn
Mà ta có : .(
Dựa vào bảng 6.7 theo ta chọn được :
Từ trên suy ra khoảng cách trục là :
=104 mm
Lấy mm.


Lấy
4,Xác định thông số bộ truyền
Theo công thức 6.17 :

m=(0
= 1,04
Theo bảng 6.8 ta chọn modun pháp m = 1,25 mm
- Ap dụng công thức 6.19 cho bánh răng trụ răng thẳng
- Vì là bánh răng trụ răng thẳng nên
Số răng bánh nhỏ
= 2.104/[1,25.(2,05 + 1)]
=54,5
Chọn

Z 2 = 110

Số răng bánh lớn: chọn
Tổng số răng:
Tính lại khoảng cách trục:
 mm
aw = 103mm
 Chọn
Vậy tỉ số truyền thực

u=

z2 110
=
= 2, 04
z1 54

5, Tìm hệ số dịch chỉnh

ky

o

Tính hệ số dịch tâm y và hệ số
.
Theo công thức 6.22 (Tr.100)
y = aw / m − 0,5.( z1 + z2 ) = 103 / 1, 25 − 0,5.164 = 0, 4
Công thức 6.24

k y = 1000 y / zt = 2, 44

Tra bảng 6.10a ta được

k x = 0, 045

Suy ra hệ số giảm đỉnh răng

∆y


∆ y = k x .zt /1000 = 0, 045.164 / 1000 = 7,38.10 −3
Tổng hệ số dịch chỉnh

xt = y + ∆ y = 0, 40738

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động

x1 = 0,5.[xt − ( z2 − z1 ). y / zt ] = 0,5.[0, 40738 − (110 − 54).0, 4 /164] = 0,14mm

x2 = xt − x1 = 0, 267
Góc ăn kHzớp : CT6.27

cosα tw = zt .m.cosα / (2aw ) = 164.1, 25.cos20 / (2.103) = 0,935

⇒ α tw ; 21o
6,Các thông số hình học
M n = 1, 25
+ Modun pháp tuyến
+ số răng
răng

: răng

+ góc ăn kHzớp

α n = 20o
β =0

+ góc nghiêng
+ đường kính vòng chia

d1 =

m.z1 1, 25.54
=
= 67,5mm
cosβ
1

d2 =

m.z2 1, 25.110
=
= 137,5mm
cosβ
1

+đường kính vòng lăn

d w1 = d1 + [2 y / ( z2 + z1 )]d1 = 67,5 + [2.0, 4 /164].67,5 = 87,83


d w 2 = d 2 + [2 y / ( z2 + z1 )]d 2 = 137, 5 + [2.0, 4 / 164]137,5 = 138,17
+đường kính vòng chân răng
d f1 = d1 − (2,5 − 2.x1 ).m = 76,5 − (2,5 − 2.0,14).1, 25 = 64, 725mm
d f 2 = d 2 − (2,5 − 2.x2 ).m = 137,5 − (2,5 − 2.0, 267).1, 25 = 136, 04 mm

+đường kính vòng đỉnh răng
d a = d1 + 2.(1 + x1 − ∆ y ).m = 67,5 + 2.(1 + 0,14 − 7,38.10 −3 ).1, 25 = 70,33mm
1

d a2 = d 2 + 2.(1 + x2 − ∆ y ).m = 137,5 + 2.(1 + 0, 267 − 7,38.10 −3 ).1, 25 = 140, 65mm

+khoảng cách trục chia

a = 0,5.m( z2 − z1 ) = 0,5.1, 25.(110 − 54) = 35

+khoảng cách trục

aw = 103mm

+chiều rộng bánh răng

bw = ψ bd .d w1 = 0, 46.67,83 = 31, 2mm

+ đường kính cơ sở
db1 = d1.cosα = 67,5.cos20 = 63, 43mm
db2 = d 2 .cosα = 137,5.cos20 = 129, 2mm

+ góc profin gốc
+góc profin răng

α

α = 20o

: theo tiêu chuẩn VN1065-71 :
α t = arctan .(tan α / cosβ ) = arctan .(tan 20o / cos0)=20 o

α tw = 21o

+góc ăn kHzớp
7,Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

σ H = z M .zH .zε . 2T1.k H (u + 1) / (bw .u.d w2 1 ≤ [σ H ]
(công thức 6.33)
Trong đó


zM

: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn kHzớp, tra bảng 6.5 ta được.
zM = 274

zH

: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : tra bảng 6.12 với

( x1 + x2 ) / ( z1 + z2 ) = (0,14 + 0, 267) / (54 + 110) = 0, 002

Ta được

zε

zH

=1,7

: hệ số kể đến sự trùng kHzớp của bánh răng. Vì

chiều rộng vành răng
o
⇒ εβ = o β = 0
vì
Nên với

εa =

ε β = bw .sin β / (mπ )

bw = Ψ ba .aw = 0,3.103 = 31mm

với

bw

d a21 − db21 + d a − db2 − 2aw sin α tw
2π .m.cosα t
70,332 − 63, 432 + 140, 652 − 129, 2 2 − 2.103.sin 21
2.3,14.1, 25.cos20

=
= 1,646
CT 6.38a [1 tr 105]
zε = (4 − 1, 646) / 3 = 0,885
Vậy

kH

k H = k H α .k HV

: hệ số tải trọng khi tiếp xúc :
kH β
Với
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng,
k H β = 1, 01
tra bảng 6.7 ta có


kHα

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp đôi răng đồng thời ăn

kHα

kHzớp , đối với răng thẳng
=1
- Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng
2π .d1.n1 2.3,14.67,5.1450
v=
=
= 10, 24m / s
60.1000
60.1000
Với v = 10,24 theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 6

k Hw

hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kHzớp ,tra bảng P2.3 phụ
lục với cấp chính xác 6, v = 10,24 răng thẳng và ta được 1,28
Vậy
σ H = 274.1, 72.0,885. 2.48869.1, 2928.(2, 05 + 1) / (31, 2.2, 05.67,85)
≤
= 469 Mpa

[σ H ] = 495, 4 MPa

8, kiểm nghiệm răng về đọ bền uốn
CT 6.43 và 6.44 [1 tr 108]
σ Fcd = 2.T1.Yε .Yβ .YF1 / (bw1 .d w1 .m) ≤ [σ F1 ]

ε2

Trong đó =1/ = 1/1,464 = 0,6 : hệ số kể đến sự trùng kHzớp của răng
yβ = 1 − β / 140 = 1 − 0 /140 = 1

yF1 yF
,

2

: hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
x1 = 0,14 x2 = 0, 267
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh
,

zv1 = z1 = 54 zv 2 = z2 = 110

Và
,
YF1 = 3,593 YF2 = 3,56

K F = K F β .K Fα .K Fv

CT 6.45

suy ra được


Với

KFβ

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra
K F β = 1, 03
Ψ bd = 0, 4
bảng 6.7 [ 1tr 98] với sơ đồ 6 và
ta có

K Fα

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

kHzớp khi tính toán về uốn, với bánh răng thẳng

K Fv

K Fα = 1

: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kHzớp tính về uốn

K Fv = 1 +

vF .bw .d w1
2.T1.K F β .K Fα

vF = δ F .g o .v. aw / u
Với

δF

go

Trong đó
và
tra bangr6.15 và 6.16 được 0,016 và 38, v=10,24 m/s
⇒ vF = 0, 016.38.10, 24. 103 / 2, 05
=44,13
Suy ra
44,13.31, 2.67, 83
K Fv = 1 +
= 1, 93
2.48869.1, 03.1

K F = 1, 03.1.1,93 = 1,99
Suy ra

σ Fcd = 2.48869.0, 6.1.3,593 / (31, 2.67,83.1, 25) = 79, 64

σ Fcd < [σ Fbd ]

Có

σ F < [σ F ]
bd

=252 Mpa

bd

Vậy bánh răng cấp nhanh đạt yêu cầu độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.

PHẦN III, THIẾT KẾ TRỤC VÍT.
1, tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức
v s = 4,5.10 −5.n1 3 T2 = 4,5.10 −5.707,32. 1844650 = 3,9(m / s )

Vì < 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc.
Cụ thể là đồng thanh nhôm-sắt-niken БpAжH 10-4-4 để chế tạo bánh vít chọn
vật liệu. Trục vít là thép 45, tôi đạt độ rắn HRC 45.
2, Theo bảng 7.1, với bánh vít bằng БpAжH 10-4-4 đúc ly tâm , .
Theo bảng 7.2, với cặp vật liệu БpAжH 10-4-4 và thép tôi, .
Với bộ truyền làm việc môt chiều, tính theo 7.7:
=0,25.600 + 0,08.200 = 166 MPa
Hệ số tuổi thọ ( theo công thức 7.9):
Trong đó: theo 7.10 ta có:
60
=
= 60.32,15.
= 15,5.
Theo công thức 7.16:
Theo công thức 7.14:


2) tính toán thiết kế:
- Xác định :
Chọn sơ bộ
Với u=22, chọn
Do đó:
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm:
q=0,3.

Theo bảng 7.3 ta chọn: q = 12,5
Theo công thức 7.16:
(
=
= 228,43
Lấy
Tính môđun:
m= 2
8,14
Ta chọn theo tiêu chuẩn: m=8
Do đó:
=
= 226mm
Lệch so với đã chọn.chọn lại
Có
Chênh lệch tỉ số truyền
-4% thỏa mãn
q = 0,3. = 0,3.45 =13,5. Theo bảng 7.3 chọn q =12,5
Có
= =229
Lấy = 230
m = 2/(q + ) = 2.230/(12,5 +45) =8
chọn m = 8.
Do đó:
=
= 230mm
Lấy
Hệ số dịch chỉnh theo (7.18)
x = (/m) – 0,5.(q + ) = 230/8 – 0,5.(12,5 +45) =0
4) kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc

Gọi
Từ 7.25 với ta có:


=
= 0,63
Do đó:
= 1+
6
Trong đó: và q=12,5 nên dựa vào bảng 7.5 ta chọn được
Theo (7.10): ta có
Theo bảng (7.21) ta có:
= arctan =
Với theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8 và ta chọn
được
Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc:
= 194,54 MPa < 200 MPa = thõa mãn
5) kiểm nghiệm độ bền uốn :
Chiều rộng bánh vít:
Khi , thì
mm
Do đó = 87. Lấy
=>
- .1,21 = 1,23
Theo công thức ( 7.26)
=1,4.1844650.1,47.1,2221/(90.360.8)
=18 Mpa
Trong đó mm thỏa mãn điề kiện bền uốn.
6) Các Thông Số Cơ Bản Của Bộ Truyền:
Khoảng cách trục:

Môđun
m=8
Hệ số đường
q=12,5
Tỉ số truyền
u=22,5
Số ren trục vít và số răng ánh vít
Hệ số dịch chỉnh của bánh vít
x=0
Góc vít
Chiều dài phần cắt ren của trục vít


Chiều rộng của bánh vít
Đường kính ngoài của bánh vít
Đường kính chia
Đường kính đỉnh
,
Đường kính đáy
7) Tính nhiệt truyền động trục vít:
Từ (7.32) diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( nếu diện tích bề
mặt quạt nguội tức ):
- chọn (ứng với )
- thừa nhận
- với ta dựa vào bảng 7.4 tra được góc ma sát do đó theo công thức (7.28)
Mà (công suất trên trục vít)
Khi đó:
8. Chọn khớp nối:
a. Chọn khớp nối là nối trục vòng đàn hồi.
- Đặc điểm của khớp loại này là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc

bình thường khi độ lệch tâm từ 0,2 ÷ 0,6 (mm), độ lệch góc đến .
- Với momen xoắn trên trục I: 48869 (N.mm) = 48,869 (N.m)
⇒ Theo bảng 16.10a[II]-tr68 ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
là:
Bảng 2:
T
d
D
L
l
Z
B
N.
m
63 25 10 50 12 60 45 71 6 570 4 28 21 20 20
0
4
0
b. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
- Theo công thức [II]-tr69
trong đó:
+ k = 1,5 Hệ số chế độ làm việc (theo bảng 16.1[II]-tr58)
+
(bảng 16-10b[II]-tr69)
+
+ = 2 ÷ 4 (MPa)


⇒
- Vậy điều kiện bền dập thỏa mãn.

c. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chuốt:
- Theo công thức [II]-tr69
trong đó:
+
(mm)
+ 60 ÷ 80 (MPa)
⇒
- Vậy điều kiện bền chuốt được thỏa mãn.

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
I,TÍNH SƠ BỘ TRỤC VÀ CHỌN SƠ BỘ Ổ
1,- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 260..280. giới
hạn bền 950 (MPa).
+ Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng:
(MPa)
(MPa)
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức


di ≥
•

3

T1
O, 2[τ ]

τ

÷30

với =15
Đường kính trục vào hộp giảm tốc
di ≥

3

T1
=
O, 2[τ ]

3

48869
= 20,12 ÷ 25, 34
0.2[τ ]

d1 = (0,8 ÷ 1, 2)d dc = (0,8 ÷ 1, 2).38 = 30, 4 ÷ 45,6

Nhưng
d1

b0 = 21mm

Chọn = 35 mm => chọn
• Đường kính trục trung gian

d2 ≥

3

T2
103287
=3
= 27,89 ÷ 32,53mm
0, 2[τ ]
0, 2[τ ]

b0 = 23mm

d2

Chọn
=40 mm => chọn
• Đường kính trục ra của hộp giảm tốc

d2 ≥

Chọn

3

T3
1844650
=3
= 67,5 ÷ 85mm
0, 2[τ ]
0, 2[τ ]

d3 = 70mm ⇒

chọn

b0 = 35mm

2, Tính sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
• Xác định độ dài của trục I (bánh răng nhỏ)
Chiều dài may ơ nửa khơp nối trục vòng đàn hồi I

lm12 = (1, 4 ÷ 2, 5) d1 = 49 ÷ 87,5
lm12 = 60mm

mm

Chọn
Chiều dài may ơ bánh răng trụ lắp trên trục I

lm13 = (1, 2 ÷ 1,5) d1 = 42 ÷ 52,5


lm13 = 45mm

Chọn
Tra bảng 10.3 ta có khoảng cách từ mặt cạnh bánh vít và bánh răng đến mặt
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

k1 = 8 ÷ 15mm

k1 = 13mm

=>chọn
k2 = 8 ÷ 15mm
k2 = 10mm
=>chọn

k3 = 10 ÷ 20mm

=>chọn

Chọn
Có

•

l13 = 0,5(lm13 + b0 ) + k1 + k 2 =

l11 = 2l13 = 112mm

0,5.(45 + 21) + 13 +10 =56 mm

Có
Xác định độ dài trục 2 ( trục chứa trục vít)
Chiều dài may ơ bánh răng lớn là
lm 22 = (1, 2 ÷ 1,5) d 2 = 48 ÷ 60mm
Chọn
Có

lm 22 = 55mm
l22 = −lc 22 = −0,5(lm 22 + b0 ) + k3 + hn

=
= -[0,5.(55 + 23) + 15 +18] = -72 mm
l21 = (0,9 ÷ 1) d aM 2 = (0, 9 ÷ 1)3,98 = (349, 2 ÷ 388)

l21 = 360mm
•

•

2l23 = l21 ⇒ l23 = 180mm
Xác định trục 3 ( trục bánh vít )
Chiều dài may ơ của bánh vít.

lm 32 = (1, 2 ÷ 1,8) d3 = 84 ÷ 126

Chọn

lm32 = (1, 2 ÷1,8) d3 = 110mm


l32 = 0,5(lm 32 + b0 ) + k1 + k2


=0,5.(110 + 35) +13 + 10 = 95,5 mm

l31 = 2l32 = 191mm

lc 33 = 0,5.(lm 33 + b03 ) + k3 + hn
=0,5.(95 + 35) +15 +18
=98 mm

Trong đó là chiều dài may ơ của tang

l33 = l31 + lc 33 = 191 + 98 = 289mm

3,Tính các lực tại các điểm ăn khớp
- Đặt các lực tác dụng tại điểm ăn kHzớp
Các lực ăn kHzớp bánh răng
2T 2.48869
Ft = Ft = 1 =
= 1441N
dw
67,83
11

22

1


d w1

: là đường kính vòng lăn bánh dẫn lắp trên trục I
tan α w
Fr11 = Fr22 = Ft11 .
= 524, 48 N
cosβ
-

Các lực tác dụng tại điểm ăn kHzớp của trục vít – bánh vít
2T 2.1844650

Fa23 = Ft34 = 3 =
= 10248 N
d3
360
Ft23 = Fa34 = Fa23 .tan γ w = 10248.tan 9, 09 = 1639 N
Fr23 = Fr34 = Fa34 .tan α = 10248.tan 20 = 3730 N
Fr23 = Fr34 = Fa34 .tan α = 10248.tan 20 = 3730 N

4,Tính chính xác trục theo hệ số an toàn.
a, tính cho trục I
∗Xác định lực tác dụng lên các ổ trục:
- xét mặt phẳng xOz:
 R10 x + R11x − Ft11 − Fk = 0

∑ M 0 = Fk .(l11 + l12 ) + R10 x .l11 − Ft11 (l11 − l13 ) = 0


 R10 x + R11x − 1441 − 432, 3 = 0

∑ M 0 = 432,3.(112 + 73,5) + R10 x .112 − 1441.56 = 0



⇔

 R10 x = 4,5
 R11x = 1004, 2


- xét mặt phẳng yOz:

 R10 y + R11 y − Fr11 = 0

∑ M 0 = R10 y .l11 − Fr 11.(l11 − l13 ) = 0



Biểu đồ momen



∗Tính chính xác đường kính trục tại các tiết diện j (theo ct10.17[I]-tr194)
Trong đó: ; là momen uốn.
là momen xoắn.
= 60 (MPa) trị số của ứng suất cho phép (tra bảng 10.5[I]-tr195), ứng với đường
kính sơ bộ = 35 (mm)
19,1 (mm)
- Chọn = 25 (mm). (cùng đường kính với nối trục vòng đàn hồi)
20,66 (mm)
- Để đảm bản hợp lí kết cấu trục, chọn = 25 (mm). Do tại tiết diện 1-4 không chịu
momen nào cả nên có thể chọn: = = 25 (mm).
22,88 (mm)
chọn = 30 (mm).
∗Chọn kiểu lắp ghép:
- Tiết diện 1-1: lắp khớp nối trục đàn hồi, kiểu lắp k6 () kết hợp với lắp then.
- Tiết diện 1-3: lắp bánh răng, kiểu lắp k6 () kết hợp với lắp then.
- Tiết diện 1-2 và 14: lắp ổ lăn, kiểu lắp k6 ().
∗Chọn then và Kiểm nghiệm then:
- Dựa vào bảng 9.1[I]-tr173, chọn loại then bằng đầu tròn, ứng suất dập và ứng

suất cắt trên then phải thỏa mãn:
và
Trong đó:
T: monmen xoắn trên tiết diện lắp then.
d: đường kính trục tại tiết diện lắp then.
= (0,8 ÷ 0,9) là chiều dài then (chọn theo dãy tiêu chuẩn).
h: chiều cao then.
chiều sâu rãnh then trên trục.
= 100 (MPa) ứng suất dập cho phép (bảng 9.5[I]-tr178)
= 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ.
- Tra bảng 9.1a[I]-tr173 ta có các thông số của then và kết quả tính: