Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn Phương Án Số 10 (Full Bản Vẽ Autocad)

SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

MỤC LỤC
ĐỀ TÀI
Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số: 10

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:
12345•
•
•
•
•
•

Hệ thống điện 3 pha không đồng bộ.
Nối trục đàn hồi.
Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ.
Bộ truyền xích ống lăn.
Thùng trộn.

Số liệu thiết kế:
Công suất trên thùng trộn, P(KW) = 7
Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) = 45
Thời gian phục vụ, L(năm) = 6
Quay một chiều, làm việc 2 ca, tải va đập mạnh.
(1 năm làm việc 270 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
t1= 31 giây

t2= 45 giây.
T1 = T
T2 = 0,2T

Đề 7-Phương án 10

1 | Page


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh
PHẦN 1

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ:
a. Chọn hiệu suất của hệ thống:

η = ηknηbr1ηbr 2η xηol4
Trong đó:
ηkn = 0,99

ηbr1 = 0,96
ηbr 2 = 0,97

η x = 0,93
ηol = 0,99

: Hiệu suất truyền của nối trục đàn hồi

: Hiệu suất bánh răng côn
: Hiệu suất bánh răng trụ răng thẳng
: Hiệu suất của bộ truyền xích ống con lăn
: Hiệu suất truyền của ổ lăn (có 4 cặp ổ lăn)

η = 0,99.0,96.0,97.0,93.0,99 4 = 0,8236
Ta có:
b. Tính công suất động cơ:
Công suất tính toán:
Pt = Ptd = Pmax
=7. 4,96 (kW)
Công suất cần thiết trên động cơ:
Pct = = 6,03 (kW)
c. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:
Số vòng quay của trục công tác: nlv = vg/ph
Chọn tỉ số truyền:

uch = uh.ux = 11. 3 = 33

Trong đó: uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc
ux là tỉ số truyền của bộ truyền xích
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv . nch = 45 . 33= 1485 (vòng/phút)
d. Chọn động cơ - Bảng thông số động cơ điện:
Điều kiện chọn động cơ : Pdc ≥ Pct và ndc ≈ nsb
Tra bảng P1.3, tài liệu [1], ta chọn động cơ 4A132M4Y3

Đề 7-Phương án 10

2 | Page

SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

Bảng thông số động cơ điện:
Kiểu động
cơ
4A132M4Y3

Công suất
(KW)
11

Vận tốc quay,
vòng/phút
1458

Cos φ

η%

Tmax/Tdn

TK/Tdn

0,87

87,5

2,2

2,0

1.2 PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN:
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền xích là : ux = 3
Tỉ số truyền chung của hệ:
ut = = 32,4
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc:
uh= = 10,8
Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc:
Chọn: ucôn = 1,3 utrụ
uh
10,8
10,8
utru =
=
= 2,88 => ucôn =
= 3,75
1,3
1,3
2,88
1.3 LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH:
a. Tính toán công suất trên các trục:
Plv = 7(kW )
P3 =

Plv

7
=
≈ 7, 603(kW )
ηolη x 0,99.0,93

P2 =

P3
7,603
=
≈ 7,917(kW )
ηolηbr 2 0,99.0,97

P1 =

P2
7,917
=
≈ 8,330(kW )
ηolηbr1 0,99.0,96

Pdc =

P1
8,330
=
≈ 8, 499(kW )
ηolηkn 0,99.0,99

b. Tính số vòng quay trên các trục:

n1 = ndc = 1458(vg / ph)
n2 =

n1 1458
=
= 389(vg / ph)
ucôn 3, 75

n3 =

n2
389
=
= 135(vg / ph)
utru 2,88

nlv =

n3 135
=
= 45(vg / ph)
ux
3

c. Tính toán moment xoắn trên các trục:

Đề 7-Phương án 10

3 | Page

SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

Pdc
8, 499
= 9,55.106
≈ 55669( Nmm)
ndc
1458

Tdc = 9,55.106
T1 = 9,55.106

P1
8,330
= 9,55.106
≈ 54562( Nmm)
n1
1458

T2 = 9,55.106

P2
7,917
= 9,55.106
≈ 194363( Nmm)
n2

389

T3 = 9,55.106

P3
7, 603
= 9,55.106
≈ 537842( Nmm)
n3
135

Tlv = 9,55.106

Plv
7
= 9, 55.106
≈ 1485556( Nmm)
nlv
45

Bảng đặc tính:
Công suất
kW

Động cơ

Trục 1

Trục 2

Trục 3

8,499

8,330

7,917

7,603

Tỉ số truyền

1

3,75

Số vòng quay
n (vg/ph)

1458

1458

Moment
xoắn T
(Nmm)

55669

54562

Đề 7-Phương án 10

2,88
389

194363

Công tác
7
3

135

537842

45

1485556

4 | Page


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh
PHẦN 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số để thiết kế bộ truyền xích là:
Công suất bộ truyền: P = 7,603 (kW)
Số dãy xích: 2 dãy
Tỷ số truyền: ux = 3
Số vòng quay bánh dẫn: n1 = 135 (vòng/phút)
Moment xoắn: T = 537842(Nmm)
Tải trọng va đập mạnh, làm việc 2 ca, bộ truyền ngoài bôi trơn định kỳ (gián đoạn)
2.1 Chọn loại xích:
Ta chọn loại xích là xích ống con lăn.
2.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích:
Theo bảng 5.4, tài liệu [1], với u = 3, chọn số răng đĩa nhỏ z1 = 25, do đó số răng đĩa lớn
z2 = uz1 = 3.25 = 75 < zmax = 120.
Theo công thức 5.3, tài liệu [1], công suất tính toán:
Pt = P.k.k z .kn
Trong đó:
25 25
kz =
=
=1
z1 25
kn =

n01 200
=
≈ 1, 48
n1 135

k = k0 ka kdc kd kc kbt = 1.1.1.1,8.1, 25.1,3 = 2,925
Với:
k0 = 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (bố trí nằm ngang)

ka = 1
kdc = 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục (chọn a = 40 pc)
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích (trục điều
chỉnh được)
kd = 1,8 - Hệ số tải trọng động (tải trọng va đập mạnh)
kc = 1,25 - Hệ số xét đến chế độ làm việc (lảm việc 2 ca)
kbt = 1,3 - Hệ số xét đến điều kiện bội trơn (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II)
Như vậy:
P P kk k
7, 603.2,925.1.1, 48
Pd = t = 3 z n =
≈ 19,3 ( kW )
kd
kd
1, 7
Theo bảng 5.5, tài liệu [1] với n01= 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 2 dãy có bước xích
p = 31,75(mm) thỏa mãn điều kiện bền mòn:
Pt < [P] = 19,3 (kW)
Đồng thời thỏa bảng 5.8.
Khoảng cách trục a = 40p = 40 . 31,75 = 1270 (mm)
Theo công thức 5.12, tài liệu [1], số mắt xích:

Đề 7-Phương án 10

5 | Page

SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
2

GVHD: Dương Đăng Danh
2

L 2.a z1 + z2  z2 − z1  pc 2.1270 25 + 75  75 − 25  31, 75
x=
=
+
+
+
+
= 131,58
÷. =
÷.
pc
pc
2
31, 75
2
 2π  a
 2π  1270
Lấy số mắt xích chẵn x = 132, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
2
2


z1 + z2
z1 + z2 
z2 − z1  


a = 0, 25 pc  X −
+ X −
÷ − 8
÷
2
2 


 2π  


2
2

25 + 75
25 + 75 
75 − 25  


= 0, 25.31, 75 132 −
+ 132 −
÷ −8
÷
2
2 



 2π  


≈ 1277(mm)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:
Δa = 0,003a ≈ 5mm, do đó a =1273 mm.
Số lần va đập của xích: theo công thức 5.14 và bảng 5.9
z .n 25.135
i= 1 1 =
= 1, 705 ≤ [ i ] = 25
15 X 15.132
2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức 5.15,
Q
s=
kd Ft + F0 + Fv
Theo bảng 5.2, tải trọng phá hủy Q = 177000N, khối lượng 1 mét xích q = 7,3 kg.
kd = 1,7 : hệ số tải trọng động
z pn
25.31, 75.135
v= 1 1 =
= 1, 79( m / s)
60000
60000
1000 P 1000.7, 603
Ft =
=
= 4257,15( N )

v
1, 79
Fv = qv 2 = 7,3.1, 792 = 23, 28( N )
F0 = 9,81.k f qa = 9,81.6.7,3.1, 273 = 546,98( N )
Trong đó: kf = 6 (bộ truyền nằm ngang)
Do đó:

s=

177000
= 22, 67 > [ s ] = 8,5
1,7.4257,15 + 23, 28 + 546,98

Theo bảng 5.10, tài liệu [1], với n =200 vg/ph, [s] = 8,5
 Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.4 Đường kính đĩa xích: theo công thức 5.17:
Bánh xích dẫn:

Đề 7-Phương án 10

6 | Page


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
GVHD: Dương Đăng Danh
MSSV: G0900658
pz 31,75.25
d1 ≈ 1 =
= 253,32(mm)
π

π
π
π
d a1 = p[0,5 + cot g ( )] = 31,75.[0,5 + cot g ( )] = 267, 20( mm)
z1
25
Bánh xích bị dẫn:

pz2 31, 75.75
=
= 758, 20(mm)
π
π
π
π
= p[0,5 + cot g ( )] = 38,1.[0,5 + cot g ( )] = 773, 41( mm)
z2
75

d2 ≈
da2

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18

σ H1 = 0, 47

0, 42.(4257,15.1, 7 + 5, 62).2,1.10 5
= 431, 41( MPa )
446.1, 7

Trong đó: z1=25; kr=0,42; E= 2,1.105MPa; A= 446 mm2 (bảng 5.12); kd= 1,7 (xích 2 dãy),
lực va đập trên 1 dãy xích theo (5.19):
Fvd = 13.10−7 n1 p 3m = 13.10−7.135.31, 753.1 = 5, 62( N )
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép
[σH] = 500MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự cho đĩa 2 với cùng
vật liệu và nhiệt luyện.
2.5 Lực tác dụng lện trục: theo công thức 5.20:
Fr = k x Ft = 1,15.4257,15 = 4895, 72( N )
Trong đó kx= 1,15 đối với bộ truyền nằm ngang.

Đề 7-Phương án 10

7 | Page


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

PHẦN 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM
3.1 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG CÔN CẤP NHANH:
3.1.1 Chọn vật liệu :
Theo bảng 6.1, tài liệu [1], chọn:
- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, HB 241..285, σb1 = 850 MPa, σch1 = 580 MPa
- Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện, HB 192..240, σb2 = 750 MPa, σch2 = 450 MPa
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép :
Theo bảng 6.2, tài liệu [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 150..350 :
σ°Hlim = 2HB + 70

;
SH = 1,1
σ°Flim = 1,8HB
;
SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh chủ động( bánh nhỏ) HB1 = 245, bánh bị động( bánh lớn) HB2 = 230, ta
có :
σ°Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ; σ°Flim 1= 1,8HB1 = 1,8.245 = 441 MPa
σ°Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa ; σ°Flim 2= 1,8HB2 = 1,8.230 = 414 Mpa
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo công thức 6.5, tài liệu [1]:
2,4
N HO1 =30 H 2,4
= 1, 63.107 (ck )
HB1 = 30.245
2,4
N HO 2 =30 H 2,4
= 1,39.107 (ck )
HB2 = 30.230

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương được tính theo công thức 6.7, tài liệu [1]:
3
 Ti 
ti
N HE = 60.c .∑ 
÷.
 Tmax  ∑ t i
3

N HE 2

 T  t
n
= 60.c. 1 .∑ t i .∑  i ÷ . i
u1
 Tmax  ∑ t i

= 60.1.

1458
31
45
.25920.(13. + 0, 43. ) = 26,96.10 7 ( ck ) > N HO 2
3, 75
76
76

Do đó hệ số tuổi thọ KHL2= 1
Suy ra : NHE1 > NHO1 ⇒
KHL1 = 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép:

σ Ho lim
Z R Z V K xH K HL
SH
[σH] =
Trong đó :

ZR

hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

Zv

hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

KxH

hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1
⇒ Theo công thức 6.1a, tài liệu [1], định sơ bộ :

Đề 7-Phương án 10

8 | Page


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
GVHD: Dương Đăng Danh
MSSV: G0900658
σ°
.K
560.1
[σ H1 ] = Hlim1 HL1 =
= 509,09(MPa)
S H1
1,1
σ°
.K

530.1
[σ H2 ] = H lim 2 HL2 =
= 481,82(MPa)
S H2
1,1
Bộ truyền dùng răng thẳng

⇒

Chọn [σH] = min([σH1],[σH2]) =481,82 MPa

Ứng suất uốn cho phép:
Theo công thức 6.7, tài liệu [1], ta có:
6

N FE

 T 
t
= 60.c .∑  i ÷ .n i . i
∑ ti
 Tmax 
6

 T  t
n
=> N FE 2 = 60.c. 1 .∑ t i .∑  i ÷ . i
u1
 Tmax  ∑ t i
1458

31
45
= 60.1.
.25920(16. + 0, 46. ) = 24,81.107 (ck ) > N FO 2
3, 75
76
76
⇒
Suy ra :

KFL2 = 1
NFE1

> NFO1 ⇒

KFL1 = 1

Theo công thức 6.2a, tài liệu [1] : Bộ truyền quay 1 chiều : [σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
Với KFC : Hệ số ảnh hưởng của đặt tải: quay 1 chiều ⇒ KFC = 1
⇒

[σF1] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa
[σF2] = 414.1.1/1,75 = 236,57 MPa

Ứng suất quá tải cho phép :
Theo công thức 6.10 và 6.11, tài liệu [1]:
[σH]max = 2,8σCH2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8σCH1 = 0,8.580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8σCH2 = 0,8.450 = 360 MPa
3.1.3 Xác định các thông số:

Chiều dài côn ngoài : Theo công thức 6.52a, tài liệu [1]:

R e = K R u2 + 1 3

T1K Hβ
(1- K be )K be .u[σH ]2

Trong đó : KR : Hệ số phụ thuộc vật liệu, loại răng : KR = 0,5Kđ
Kđ : Hệ số phụ thuộc loại răng : Với bánh răng côn, răng thẳng làm bằng thép
⇒

Kđ = 100 MPa1/3

⇒ KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3
+ Kbe : Hệ số chiều rộng vành răng

Đề 7-Phương án 10

⇒ Chọn Kbe = 0,3

9 | Page


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

+ KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K be .u
2 - K be
Với bánh răng côn , có

= 0,66 ⇒ Theo bảng 6.21, tài liệu [1] ⇒ KHβ = 1,26

+ T1 = 54562 Nmm : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động

R e = 50 3,752 +1 3

54562.1, 26
= 140,07 ( mm )
(1 − 0,3).0,3.3, 75.481,822

Suy ra :
Số răng bánh nhỏ :
Đường kính chia ngoài bánh nhỏ :

d e1 =

2 Re
u 2 +1

=

2.140,07
3, 752 + 1

= 72,18(mm)

⇒ Tra bảng 6.22, tài liệu [1] : Z1P = 17 ⇒ Với HB < 350 :
Z1 = 1,6Z1P = 1,6.17 = 27,2 ⇒

Lấy Z1 = 27

Đường kính trung bình và môđun trung bình :
dm1 = (1-0,5Kbe)de1 = (1-0,5.0,3).72,18= 61,35 mm
mtm = dm1/Z1 = 61,35/29 =2,27 mm
Môđun vòng ngoài : Tính theo công thức 6.56, tài liệu [1]:
mte =

m tm
2, 27
=
= 2, 67 ( mm )
(1- 0,5K be ) (1- 0,5.0,3)

Theo bảng 6.8, TL [1], lấy mte theo tiêu chuẩn : mte = 3 mm
Do đó:

mtm = mte(1-0,5Kbe) = 3.(1-0,5.0,3) = 2,55 mm
Z1 = dm1/ mtm = 61,35/2,55 = 24,1

Lấy Z1 = 25 răng

⇒

Số răng bánh lớn Z2 = uZ1 = 3,75.25 = 93,75

Lấy Z2 = 94 răng

Tỷ số truyền sau khi chọn răng:
ucôn =

z2 94
=
= 3,76
z1 25

Góc côn chia :
δ1 = arctg(Z1/Z2 ) = arctg(25/94) = 14,89° = 14°53’24”
δ2 = 90° - δ1 = 90° - 14,89° = 75,11° = 75°06’36”
Hệ số dịch chỉnh : Theo bảng 6.20:

Đề 7-Phương án 10

10 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

Với Z1 = 25 , u = 3,75⇒ Chọn x1 = 0,37
⇒ x2 = -0,37 (Hệ số dịch chỉnh đều)
⇒ Tính lại :
Đường kính trung bình bánh nhỏ : dm1 = Z1.mtm = 25.2,55 = 63,75 mm
Chiều dài côn ngoài :

Re = 0,5mte Z12 + Z2 2 = 0,5.3. 252 + 942 = 145,9 ( mm )

3.1.4 Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc :

σH = ZMZHZε

Theo công thức 6.58:

Trong đó :

2T1K H u 2 +1
0,85bd 2 m1u
≤ [σH]’

+ ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng ⇒ Theo bảng

6.5 − trg96
TL1

,

với bánh răng làm bằng thép :ZM = 274 MPa 1/3
+ ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : Theo bảng 6.12, với xt = x1+x2 = 0
⇒

ZH = 1,76

(4 - εα )
3
+ Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng : Zε =
Với εα : Hệ số trùng khớp ngang :

ε α = [1,88 - 3, 2(

zε =

1
1
1
1
+ )]cosβm = [1,88 - 3, 2( + )]cos0 = 1, 78
Z1 Z 2
25 94

(4 -1, 78)
= 0,87
3

Theo công thức 6.61: KH = KHαKHβKHv

: Hệ số tải trọng tiếp xúc

KHα : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng đồng thời ăn khớp
⇒ Bánh răng côn răng thẳng nên : KHα = 1
KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.21:

KHβ = 1,26
vH bd m1
2T1K Hα K Hβ

KHv : Hệ số tải trọng động : KHv = 1 +

Đề 7-Phương án 10

11 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh
d m1 (u +1)
u

vH : Tính theo công thức 6.64:
v=

Với

vH =δHgov

πd m1n π.63, 75.1458
=
= 4,867( m / s)
6000 0
60000

⇒ Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 7
Theo bảng 6.15 :

δH = 0,006

Theo bảng 6.16 :

go = 47

vH = 0, 006.47.4,867

63, 75.(3, 75 + 1)
= 12,33( m / s)
3, 75

b = Kbe Re = 0,3.145,9 = 43,77 mm = > Chọn chiều rộng vành răng là 44 mm
K Hv = 1 +

vH bd m1
12,33.44.63,75
= 1+
= 1, 25
2T1K Hα K Hβ
2.54562.1.1, 26

Suy ra : KH = KHαKHβKHv = 1.1,26.1,25 = 1,577
Thay số vào công thức 6.58, ta được :

σ H = 274.1, 76.0,87

2.54562.1,577. 3, 752 + 1
= 455, 29 ( MPa )
0,85.44.63, 752.3, 75

Theo công thức 6.1 và 6.1a, ta có :

[σH]’ = [σH]ZRZvKxH

Zv : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng : v = 4,866 m/s < 5 m/s ⇒ Zv = 1

ZR : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt làm việc : Với cấp chính xác 7 , theo bảng

5.5 − trg80
TL3

,ta

có:
Với Ra = 0,8..1,6 µm ⇒ ZR = 0,95
KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng : Với da < 700 mm ⇒ KxH = 1
⇒ [σH]’ = 481,82.1.0,95.1 = 457,73 MPa > σH => Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
3.1.5 Kiểm nghiệm theo độ bền uốn

σ F1 =

2.T1ε.K βF .Y 1.Y .YF
0,85. b. mnm .d m1

Theo công thức 6.65:
Trong đó:

Đề 7-Phương án 10

12 | P a g e

SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

K F = K Fβ .K Fα .K Fv

: Hệ số tải trọn khi tính về uốn
KFα : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn khớp đồng thời
⇒ Bánh răng côn, răng thẳng ⇒ KFα = 1
KFβ : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng :
K be .u
= 0, 66
2 - K be

Theo bảng 6.21, với

⇒ KFβ = 1,54
K Fv = 1 +

vF .b.d m1
2T1.K Fβ .K Fα

KFv : Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn :

ν F = δ F .g 0 .v

d m1 ( u +1)

u

Với

: δF : tra bảng

go : tra bảng

v F = 0, 006.47.4,867

6.15 − trg107
TL1
6.16 − trg107
TL1

: δF = 0,006

: go = 47

63, 75.(3,75 +1)
= 32,89 ( m / s )
3,75

⇒

K Fv = 1 +

32,89.44.63, 75
= 1,55
2.54562.1,54.1

⇒
Suy ra :

KF = 1.1,54.1,544 = 2,385

+ Yβ : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng : Bánh răng côn răng thẳng ⇒ Yβ=1
+ Yε : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng : εα = 1,78 ⇒ Yε = 1/εα = 0,562
+ YF1,YF2 : Hệ số dạng răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn:
Với Zv1 = Z1/cosδ1 = 25/cos14,89= 25,869; Zv2 = Z2/cosδ2 = 94/cos75,11=365,725
x1 = 0,37 ; x2 = -0,37 , tra bảng 6.18: YF1 = 3,50; YF 2 = 3,63
Suy ra :

σ F1 =

2.54562.2,385.0,562.1.3,5
= 87, 22 ( MPa )
0,85.44.2,55.63, 75

σF2 =

YF2
3, 63
σ F1 =
87, 22 = 90, 46 ( MPa )
YF1
3,5

⇒ Điều kiện bền uốn được đảm bảo
3.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Đề 7-Phương án 10

13 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
Theo công thức 6.48, với :

GVHD: Dương Đăng Danh

Kqt = Tmax/T1 = 1,4

σ Hmax = σ H K qt = 455, 29 1, 4 = 538,71MPaσ< 

H

=
 max1260MPa

σ F1max = σ F1.K qt = 87, 22.1, 4 = 122,11MPa < [ σ F1 ] max = 464 MPa
Theo công thức 6.49 :

σ F2max = σ F2 .K qt = 90, 46.1, 4 = 126, 64MPa < [ σ F2 ] max = 360MPa
⇒ Đạt yêu cầu về khả năng quá tải
3.1.7 Các thông số của bộ truyền:
Thông số
Chiều dài côn ngoài

Ký hiệu
Re

Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung

b
Rm

bình
Môđun vòng trung bình
Môđun vòng ngoài

mtm
mte

Công thức tính
2

Z1 + Z2

2

Re = 0,5mte
b = KbeRe
Rm = Re – 0,5b
mtm = mte.Rm/Re

m tm
(1- 0,5K be )

Kết quả
145,9 mm
43,77 mm
124,02 mm
2,55 mm
3 mm

Môđun pháp trung bình
Góc côn chia

mnm
δ1

mte =
mnm = (mteRm/Re)cosβm
δ1 = arctg(Z1/Z2 )

đường kính chia ngoài
Đường kính trung bình
Chiều cao răng ngoài

δ2
de1 ; de2
dm1 ; dm2
he

δ2 = 90° - δ1
de1 = mteZ1 ; de2 =mteZ2
dm1(2) = (1-0,5b/Re)de1(2)

he=2hte.mte + c

75°06’36”
75 ; 282 mm
63,75 ; 239,7
6,6 mm

Chiều cao đầu răng

hae

với c=0,2mte ; hte = cosβm
hae1 = (hte +xn1.cosβ)mte

4,11 mm

ngoài

2,55 mm
14°53’24”

với xn1 tra bảng 6.20

Chiều cao chân răng

hfe1; hfe2

hae2 = 2hte.mte – hae1
hfe1(2) = he – hae1(2)

1,89 mm
2,49 ; 4,71 mm

ngoài
Đường kính đỉnh răng

dae1 ; dae2

dae1(2) = de1(2) + 2hae1(2).cosδ1(2)

79,98; 291,42 mm

ngoài
Góc chân răng
Góc côn đỉnh răng

θF1; θF2
δa1 ; δa2

θF1(2)=arctg(hfe1(2))/Re
δa1(2) = δ1(2)+ θF1(2)

0,47° ; 0,53°
15,36° ; 75,58°

Góc côn đáy

δf1 ; δf2

δf1(2) = δ1(2)- θF1(2)

14,42° ; 74,64°

Đề 7-Phương án 10

14 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
Số răng của các bánh

Z1 ; Z2

Hệ số dịch chỉnh

x1 ; x2

GVHD: Dương Đăng Danh
Z1 = dm1/mtn ; Z2 = u.Z1

25 ; 94 răng
0,37 ; -0,37

3.2 TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ CẤP CHẬM
3.2.1. Chọn vật liệu :
Theo bảng 6.1, tài liệu [1], chọn:
- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, HB 241..285, σb3 = 850 MPa, σch4 = 580 MPa
- Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện, HB 192..240, σb4 = 750 MPa, σch4 = 450 MPa
3.2.2. Xác định ứng suất cho phép :

Theo bảng 6.2, tài liệu [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 150..350 :
σ°Hlim = 2HB + 70
;
SH = 1,1
σ°Flim = 1,8HB
;
SF = 1,75
Chọn độ rắn bánh chủ động( bánh nhỏ) HB3 = 245, bánh bị động( bánh lớn) HB4 = 230, ta
có :
σ°Hlim3 = 2HB3 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa ; σ°Flim 1= 1,8HB3 = 1,8.245 = 441 MPa
σ°Hlim4 = 2HB4 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa ; σ°Flim 2= 1,8HB4 = 1,8.230 = 414 Mpa
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo công thức 6.5, tài liệu [1]:
2,4
N HO 3 =30 H 2,4
= 1, 63.107 (ck )
HB3 = 30.245
2,4
N HO 4 =30 H 2,4
= 1,39.107 (ck )
HB4 = 30.230

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương được tính theo công thức 6.7, tài liệu [1]:
3
 Ti 
ti
N HE = 60.c .∑ 
÷.
 Tmax  ∑ t i
3

 T  t
n
N HE 4 = 60.c. 3 .∑ t i .∑  i ÷ . i
u3
 Tmax  ∑ t i
389
31
45
= 60.1.
.25920.(13. + 0, 43. ) = 9,37.107 (ck ) > N HO 4
2,88
76
76
Do đó hệ số tuổi thọ KHL4= 1
Suy ra : NHE3 > NHO3 ⇒
KHL3 = 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép :

σ Ho lim
Z R Z V K xH K HL
SH
[σH] =
Trong đó :

ZR

hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

Zv

hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

KxH

hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1
⇒ Theo công thức 6.1a, tài liệu [1], định sơ bộ :

Đề 7-Phương án 10

15 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
GVHD: Dương Đăng Danh
MSSV: G0900658
σ°
.K
560.1
[σ H3 ] = H lim3 HL3 =
= 509,09(MPa)
S H3
1,1
σ°
.K
530.1
[σ H 4 ] = H lim 4 HL4 =
= 481,82(MPa)

S H4
1,1
Bộ truyền dùng răng thẳng

⇒

Chọn [σH] = min([σH3],[σH4]) =481,82 MPa

Ứng suất uốn cho phép :
Theo công thức 6.7, tài liệu [1], ta có :
6

N FE

 T 
t
= 60.c .∑  i ÷ .n i . i
∑ ti
 Tmax 
6

 T  t
n
=> N FE 4 = 60.c. 3 .∑ t i .∑  i ÷ . i
u3
 Tmax  ∑ t i
389
31
45
= 60.1.

.25920(16. + 0, 46. ) = 8, 61.107 (ck ) > N FO 4
2,88
76
76
⇒
Suy ra :

KFL4 = 1
NFE3

> NFO3 ⇒

KFL3 = 1

Theo công thức 6.2a, tài liệu [1] : Bộ truyền quay 1 chiều : [σF] = σ°Flim.KFC.KFL/SF
Với KFC : Hệ số ảnh hưởng của đặt tải : quay 1 chiều ⇒ KFC = 1
⇒

[σF3] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa
[σF4] = 414.1.1/1,75 = 236,57 MPa

Ứng suất quá tải cho phép :
Theo công thức 6.10 và 6.11, tài liệu [1]:
[σH]max = 2,8σCH4 = 2,8.450 = 1260 MPa
[σF3]max = 0,8σCH3 = 0,8.580 = 464 MPa
[σF4]max = 0,8σCH4 = 0,8.450 = 360 MPa
3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
T2 .K H β
194363 ×1, 26
aw ≥ K a (u + 1) 3

= 49,5 × 3,88 × 3
= 204,96(mm)
2
2
ψ ba .[ σ H ] .u
0, 4 × [ 481,82 ] × 2,88
Trong đó, chọn ψba= 0,4; với răng thẳng Ka= 49,5.
Lấy aw = 195 (mm)
3.2.4 Thông số ăn khớp:
a) Môđun pháp:
H1 , H 2 ≤ 350 HB
Theo công thức (3.29) khi
:
mn = (0, 01 ÷ 0, 02)aw = 1,95 ÷ 3,9(mm)
Theo tiêu chuẩn chọn môđun pháp:

Đề 7-Phương án 10

16 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
mn = 2,5(mm)

GVHD: Dương Đăng Danh

b) Số răng các bánh răng:
2aw
2.195

z3 =
=
= 40, 21
m(u + 1) 2,5.3,88
Chọn z3= 41 răng => z4= utru.z3 = 2,88.41 = 118,08 => Chọn z4 = 118 răng
Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:
z 118
utru = 4 =
= 2,878
z3
41
Do đó
m( z3 + z4 ) 2,5. ( 41 + 118 )
aw =
=
= 198, 75 ( mm )
2
2
Chọn theo tiêu chuẩn: aw = 200 mm => cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 198,75mm
lên 200mm.
Hệ số dịch tâm (6.22):
a
z +z
200 41 + 118
y= w − 3 4 =
−
= 80 − 79,5 = 0,5
m
2
2,5

2
Theo (6.23),
1000 y 1000.0,5
ky =
=
= 3,145
z3 + z4 41 + 118
Theo bảng 6.10a tra được: kx = 0,0724, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng:
k ( z + z ) 0, 0724. ( 41 + 118 )
∆y = x 3 4 =
= 0,012
1000
1000
Tổng hệ số dịch chỉnh:
xt = y + ∆y = 0,5 + 0,12 = 0, 62
Hệ số dịch chỉnh bánh 1và bánh 2:
z −z
xt − 4 3 . y 0, 62 − 118 − 41 .0,5
z3 + z4
41 + 118
x1 =
=
= 0,189
2
2
x2 = xt − x1 = 0, 62 − 0,189 = 0, 431
Theo (6.27) góc ăn khớp:
m cos α .( z3 + z4 ) 2,5.cos 20.(41 + 118)
cos α tw =
=

= 0,9338
2aw
2.200
=> α tw = 20,9620

Đường kính vòng chia:
d 3 = mn .z3 = 2,5.41 = 102,5( mm)

d 4 = mn .z4 = 2,5.118 = 295(mm)
Đường kính vòng lăn:

Đề 7-Phương án 10

17 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
d w3 = d3 ; d w 4 = d 4

GVHD: Dương Đăng Danh

Đường kính vòng đỉnh:
d a 3 = d3 + 2mn = 102,5 + 5 = 107,5(mm)

d a 4 = d 4 + 2mn = 295 + 5 = 300(mm)
Đường kính vòng đáy:
d f 3 = d3 − 2,5mn = 102,5 − 2.5 × 2.5 = 96, 25( mm)

d f 4 = d 4 − 2,5mn = 295 − 2.5 × 2.5 = 288, 75( mm)

Bề rộng răng:
b = aw .ψ ba = 200 × 0.315 = 63( mm)
3.2.5 Bảng thông số bộ truyền:
Thông số
Khoảng cách trục
Hệ số dịch chỉnh
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Số răng

Ký hiệu
aw
x1, x2
m
bw
Z1 ; Z2

Kết quả
198,75 mm
0,189; 0,431
2,5 mm
63
41 ; 118

dw1

Công thức tính
aw= 0,5(d1+d2) = 0,5m(Z1+Z2)/cosβ
CT 6.26 TL [1]
m = (0,01 ÷0,02)aw

bw= ψba.aw
2.a w .cosβ
Z1 =
m. ( u 2 +1)
; Z2 =u.Z1
dw1 = 2aw/(u+1)

Đường kính vòng chia
(vòng lăn)
Đường kính vòng đỉnh

dw2
da1

dw2 = dw1.u
da1 = d1+2(1+x1-y)m

295 mm
107,5 mm

răng
Đường kính vòng đáy

da2
df1

da2 = d2+2(1+x2-y)m
df1= d1-(2,5-2x1)m

300 mm

96,25 mm

răng
Góc ăn khớp

df2
α tw

df2 =d2-(2,5-2x2)m
α tw = α t = arctg(tgα/cosβ)

288,75 mm
20,962°

102,5 mm

Chọn cấp chính xác cho bộ truyền
π d 3n3 3,14.102,5.389
v=
=
= 2, 09( m / s)
60000
60000
Dựa theo bảng 3.10 chọn cấp chính xác bộ truyền là : 9
3.2.6 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định bởi công thức (3.51):

σH =

Z M .Z H Z ε

d w1

2T1 K H (u + 1)
bw .u

Trong đó:

Cặp bánh răng bằng thép : ZM = 274 (Mpa1/3)

Đề 7-Phương án 10

18 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
ZH =

GVHD: Dương Đăng Danh

2 cos β d
2
=
= 1, 73
sin 2α tw
sin(2.20,962)

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo công thức (3.56):

Zε =

1
εα

Với :


 1 1 
ε α = 1,88 − 3, 2  + ÷ cosβ

 z 3 z 4  

1 
 1
= 1,88 − 3, 2  +
÷ =1,775
 41 118  

→ Zε = 0,563
Theo công thức 6.61:

KH = KHαKHβKHv

: Hệ số tải trọng tiếp xúc

KHα : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng đồng thời ăn khớp
⇒ Bánh răng côn răng thẳng nên : KHα = 1
KHβ : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
Theo bảng 6.21:

KHβ = 1,06
vH bd m1
2T1K Hα K Hβ

KHv : Hệ số tải trọng động : KHv = 1 +
d m1 (u +1)
u

vH : Tính theo công thức 6.64:
v=

Với

vH =δHgov

πd 3n
π.102,5.389
=
= 2, 08(m / s)
6000 0
60000

⇒ Theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Theo bảng 6.15 :

δH = 0,004

Theo bảng 6.16 :

go = 73

vH = 0, 004.73.2, 08

K Hv = 1 +

102,5.(2,88 + 1)
= 71,37(m / s)
2,88

vH bd m1
71,37.37.63,75
= 1+
= 1, 25
2T1K Hα K Hβ
2.54562.1.1, 26

Suy ra : KH = KHαKHβKHv = 1.1,06.1,25 = 1,325

Đề 7-Phương án 10

19 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

Thay số vào công thức 6.58, ta được :

σ H = 274.1, 73.0,563

2.194363.1,325. 2,882 + 1
= 232, 61( MPa )
0,85.63.103, 09 2.2,88

Tính lại ứng suất cho phép theo công thức (3.60):

[ σ H ] = σ 0 H lim

K HL Z R Z V .K l K xH
sH

Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95
Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng, do HB ≤ 350 thì :
Z v = 0,85v 0,1 = 0,85 × 2, 080,1 = 0,915
Hệ số xét đén ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1
Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
d
102, 5
K xH = 1.05 − 4 = 1.05 −
= 1, 0197
10
104
K Z Z .K K
1.0,95.0,915.1.1, 0197
→ [ σ H ] = [ σ 0 H lim ] HL R V l xH = 518,18 ×
= 417, 55( MPa)
sH
1,1

σ H = 232, 61( MPa) < [ σ H ] = 417,55( MPa)
Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thoả.
3.2.7 Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Ứng suất uốn cho phép theo công thức (3.71):
K Y Y .Y K
[ σ F ] = σ 0 F lim HL R x δ FC
sF
Trong đó:
KFC = 1 ( quay 1 chiều )
Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng
Hệ số kích thước : Yx = 1,05 – 0,005m = 1,05 – 0,005.2,5=1,0375
Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Yδ = 1.082 − 0.172 lg m = 1.082 − lg 2.5 = 1.014

[ σ F1 ] = [ σ F1 ] YRY xYδ K FC = 272, 57.1.1, 0375.1, 014.1 = 286, 75( MPa)
[ σ F 2 ] = [ σ F 2 ] YRY xYδ K FC = 257,14.1.1, 0375.1, 014.1 = 270, 518( MPa)
Hệ số dạng răng theo công thức thực nghiệm
13.2 27.9x
YF = 3.47 +
−
+ 0.092x 2
zv
zv
Trong đó:
Số răng tương đương:

zv1 = z1 = 41
zv 2 = z2 = 118

Đề 7-Phương án 10

20 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

13, 2 27,9.0,189
−
+ 0, 092.0,189 2 = 3, 667
41
41
13.2 27,9.0, 431
= 3.47 +
−
+ 0, 092.0, 4312 = 3, 497
118
118

YF 1 = 3, 47 +
YF 2

Đặc tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:
[ σ F1 ] = 286, 75 = 78,197
YF 1
3,667

[ σ F 2 ] = 270,518 = 77,356
YF 2

3, 497

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền
thấp hơn:
Ứng suất uốn được tính theo công thức (3.65):
σF =

YF .Ft .K F
bw .m

Hệ số tải trọng tính:
K F = K F β K Fv K Fα = 1,1× 1, 077 ×1 = 1,185

Với
KFα = 1
KFβ = 1,1
K Fv = 1 +

vF bd w1
= 1, 077
2T2 K F β K Fα

Ứng suất uốn tính toán:
σ F1 =

3, 667 × 3770, 74 ×1,185
= 104, 03( MPa )

63 × 2,5

σ F 1 = 104, 03( MPa) < [ σ F 1 ] = 286, 75( MPa)

Vậy độ bền uốn được thoả.
3.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn :
Khoảng cách mức dầu thấp nhất của bánh răng côn tính từ tâm bánh răng:
xmin = dea2/2 – b.sinδ2 = 291,42/2- 44.sin75,11 = 103,19 (mm)
Khoảng cách mức dầu cao nhất của bánh răng trụ tính từ tâm bánh răng:
xmax = da4/3 = 100 (mm)
 Thỏa điều kiện bôi trơn.

Đề 7-Phương án 10

21 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

PHẦN 4
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
4.1 Thiết kế trục:
4.1.1 Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo là Thép C45 thường hóa có:
Độ rắn 200HB
Giới hạn bền và giới hạn chảy:
σ b = 600MPa

σ ch = 340MPa
Ứng suất cho phép:
[σ ] = 65MPa
[τ ] = 20 MPa
4.1.2 Đường kính sơ bộ của trục:
T1
54562
d1 = 3
=3
= 23,84 => d1 = 25( mm)
0, 2[τ ]
0, 2.20
d2 =

3

T2
194363
=3
= 36, 49 => d1 = 40( mm)
0, 2[τ ]
0, 2.20

d3 =

3

T3
537842

=3
= 51, 23 => d 3 = 55( mm)
0, 2[τ ]
0, 2.20

4.1.3 Xác định chiều dài các trục:
Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong hộp : K1 = 8 mm
Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :
K2 = 5 mm
Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ :
K3 = 15 mm
Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông :
hn = 20 mm
Đường kính trung bình là 40mm => Chiều rộng ổ lăn
b0 = 23 mm
Chiều rộng vành răng bánh nhỏ, bánh lớn :
b13 = b23 = 44 mm
Chiều dài may ơ khớp nối
lm12 = 50 (mm)
Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ
lm13 = (1,2…1,4).d1 = 35 mm
Chiều dài may ơ bánh côn lớn
lm22 = (1,2…1,4).d2 = 56 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ
lm23 = (1,2…1,5).d2 = 60 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn
lm33 = (1,2…1,5).d3 = 77 mm
Chiều dài mayơ đĩa xích
lm32 = 77 mm

•

Khoảng cách điểm đặt lực ở trục I:
l11 = (2,5…3).d1 = (2,5 . . 3). 25 = 75 mm
l12 = 0,5.(lm12 +b0) + hn+ k3 = 0,5.(50 +23) +20 +15 = 71,5 mm
=> chọn l12 = 80 mm
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13+ 0,5. (b0 - b13. cos δ1 )
= 80 + 8 +5 + 35 + 0,5. (23 –44. cos14,890) = 118,24 mm
=> chọn l13 = 120 mm
l’13 = l13 - l11 = 40 mm là độ dài công xôn của bánh răng côn nhỏ
'
l12 ≥ (2...2,5)l13

(thoả mãn điều kiện
).
Khoảng cách điểm đặt lực ở trục trung gian II:

•
Đề 7-Phương án 10

22 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

•

GVHD: Dương Đăng Danh

l21 = lm22 + lm23+ b0 + 3k1 + 2k2 = 173 mm
=> chọn : l21 = 180 mm;
l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 +k2 = 52,5 mm
=> chọn : l22 = 70 mm;
l23 = l22 + 0,5.( lm22 + b13.cosδ2) + k1 = 95,96 mm
=> chọn : l23 = 110 mm;
Khoảng cách điểm đặt lực ở trục ra III :
Theo kết cấu hộp giảm tốc:
l31 = l21= 180 mm;
l32 = 0,5. (lm32+ b0) + k3 + hn = 85 mm
=> chọn : l32= 90 mm;
l33 = 0,5. (lm33+ b0) + k2 + k1 = 63 mm
=> chọn : l33= 70 mm;

4.1.4 Các lực tác dụng lên hộp giảm tốc:
Lực tác dụng của nối trục:
2T
2.54562
Fnt = (0, 2 ~ 0,3). 1 = 0, 25.
= 384, 24( N )
Dt
71
Thông số chi tiết của nối trục tra bảng 16-10a tài liệu [2]
Lực tác dụng của đĩa xích:
Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích gây nên là lực căng xích có phương hướng kính,
chiều từ bánh xích trên trục đến bánh xích đặt ở trục công tác có trị số: Fr = 6119,64 (N).
4.1.5 Các lực tác dụng lên hộp giảm tốc:
Fnt = 384, 24 ( N )
Ft1 = Ft 2 = 1711, 749 ( N )
Fr1 = Fa 2 = 602,105 ( N )

Fa1 = Fr 2 = 160, 095 ( N )
Ft 3 = Ft 4 = 3792, 45 ( N )

Fr 3 = Fr 4 = 1380,34 ( N )

Đề 7-Phương án 10

23 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658

GVHD: Dương Đăng Danh

4.1.6 Tính toán trục 1:

∑ F = 0 <=> Y
∑M / A = 0
y

2

− Y1 = Fr1 = 602,105( N )

X

<=> Y2 .75 − Fr1.115 + Fa1.63, 75 / 2 = 0
<=> Y2 = 855,187 ( N )
<=> Y1 = 253, 082 ( N )

∑F
∑M

X
Y

= 0 <=> X 2 − X 1 = Ft1 − Fnt = 1327,509( N )
/ A=0

<=> X 2 .75 = Ft1.115 + Fnt .80 = 0
<=> X 2 = 3034,539 ( N )
<=> X 1 = 1707, 03 ( N )

Ta có biểu đồ moment của trục 1:

Chọn tiết diện trục:

Đề 7-Phương án 10

24 | P a g e


SVTH: Trương Trần Hoàng Đức
MSSV: G0900658
dA =

3

dB =

3

dC =

3

dD =

3

2
2
M xA
+ M yA
+ 0, 75T jA2

0,1[σ ]

GVHD: Dương Đăng Danh

= 19,37 => d A = 25 ( mm )

2
2
M xB
+ M yB
+ 0, 75T jB2

0,1[σ ]

2
2
M xC
+ M yC
+ 0, 75T jC2

0,1[σ ]
2
2
M xD
+ M yD
+ 0, 75T jD2

0,1[σ ]

= 20,55 => d B = 30 ( mm )
= 23,59 => dC = 30 ( mm )
= 19, 41 => d D = 25 ( mm )

4.1.7 Tính toán trục 2:

∑ F = 0 <=> Y
∑M / A = 0
y

2

+ Y1 = Fr3 − Fr2 = 1220, 245( N )

X

<=> −Y2 .180 + Fr3 .70 − Fr2 .110 − Fa2 .239, 7 / 2 = 0
<=> Y2 = 38, 06 ( N )

<=> Y1 = 1182,185 ( N )

∑F
∑M

X
Y

= 0 <=> X 2 + X 1 = Ft2 + Ft3 = 5504,199( N )
/ A=0

<=> X 2 .180 = Ft3 .70 + Ft2 .110
<=> X 2 = 2520,91( N )

<=> X 1 = 2983, 289 ( N )
Ta có biểu đồ moment của trục 2:

Đề 7-Phương án 10

25 | P a g e