BTL chi tiet may BK Ho chi minh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HCM


NHÓM 2
LỚP L02

BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ TÀI: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG
XÍCH TẢI

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

TP HCM , tháng 04 năm 2016


Bài tập lớn Chi tiết máy

ĐỀ TÀI
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

PHƯƠNG ÁN : 3

Hệ thống dẫn động xích tải gồm:
1 – Động cơ điện; 2 – Bộ truyền đai thang; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ;
4 – Nối trục đàn hồi; 5 – Bộ phận công tác – Xích tải.
Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên xích tải, F (N): 3000
Vận tốc xích tải, v (m/s): 3,25
Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng): 11
Bước xích tải, p (mm): 110
Thời gian phục vụ, L (năm): 5

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.2
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 30s ; T2 = 0,7T ; t2 = 36s
≤ ±5%
Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu

Trang 2


Bài tập lớn Chi tiết máy

THÀNH VIÊN

MSSV

CÔNG VIỆC
Phân chia công việc, tính toán

Nguyễn Phùng Thành Đạt

lựa chọn động cơ điện, tính

1410810

toán thiết kế lựa chọn ổ lăn,
tính toán trục,kiểm tra, tổng kết
Tính toán thiết kế hệ thống đai

Nguyễn Hải Duy

1410580

Nguyễn Hữu Tưởng

1414989

Lê Nguyễn Hoàng Thăng

1413646

Tính toán thiết kế hai trục

Nguyễn Minh Đạo

1410759

Tính toán thiết kế hai trục

thang
Tính toán thiết kế hệ thống
bánh răng trụ

Danh sách thành viên và công việc của từng thành viên:

Trang 3


Bài tập lớn Chi tiết máy

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

I.
1. Hiệu

suất truyền động:

η = ηñηbrηknηol4 = 0,95 × 0,96 × 0,99 × 0,99 4 = 0,867
Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:
ηñ = 0,95
: Hiệu suất bộ truyền đai.
ηbr = 0,96
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ.
ηkn = 0,99
: Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
ηol = 0,99
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
 Vậy, hiệu suất truyền động là:

η = 0,867

2. Công

suất tính toán:
 Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Công suất tương đương)
• “Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:
2

Pm

2

2

2

 T1 
 T2 
T 
 0,7T 
 ÷ t1 +  ÷ t2
 ÷ 30 + 
÷ 36
T
T 
T 
T 


= 9,75
= 8,284
t1 + t2
30 + 36

Ptđ =
Trong đó: Tm = T
T1 = T; T2 = 0,7T; t1 = 30s và t2 = 36s
F v 3000 × 3,25
Pm = t =
= 9,75

1000
1000
(I.2.2)
 Vậy, công suất tính toán là: Pt = 8,284 kW
3. Công

suất cần thiết trên trục động cơ:
 Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:
P 8,284
Pct = t =
= 9,55
η 0,867
kW
 Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 9,55 kW
Trang 4

kW = Pt


Bài tập lớn Chi tiết máy
4. Xác

định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định bởi:
nsb = nlvut = 161,2 × 9 = 1450,8
vòng/phút
Trong đó:
60000v 60000 × 3,25
nlv =
=

= 161,2
zp
11 × 110
Số vòng quay của trục đĩa xích tải:
vòng/phút
ut = uñ ubr = 3 × 3 = 9
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động:

Trang 5


Trong đó tra bảng 2.4 [1], ta chọn:
uđ = 3 và ubr = 3
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1450,8 vòng/phút.
5. Chọn

động cơ điện:

Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:

 Pñc ≥ 9,55 kW
 Pñc ≥ Pct


n
≈
n

nñb = 1500 vg / ph
sb

 ñb
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn
Tra bảng P1.3 [1], ta chọn được động cơ sau:
Kiểu động
cơ

Công suất
kW

Vận tốc
quay, vg/ph

cos ϕ

η%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

4A132M4Y
3

11

1458

0,87

87,5

2,2

2,0

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

II.

1.

Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
n
1458
uch = ñc =
= 9,045
nlv 161,2
Trong đó:
nđc = 1458 vòng/phút; nlv = 161,2 vòng/phút.
Chọn ubr = 3,01.
 Tỉ số truyền của bộ truyền đai thang:
u
9,045
uñ = ch =
=3
ubr
3,01
Trong đó:

ut = 9,045; ubr = 3,01.

III.

LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.

Trang 6


1.

Tính toán công suất trên các trục:
P
8,284
PII = lv =
= 8,367
η kn 0,99
kW
P
8,367
PI = II =
= 8,8
ηbrηol 0,96 × 0,99
kW
P
8,8
Pdc = I =
= 9,357
η dηol 0,95 × 0,99
kW

2.

Tính toán số vòng quay các trục:
 Số vòng quay của trục I được xác định bởi:
n
1458
nI = ñc =
= 486
uñ
3
vòng/phút
 Số vòng quay của trục II được xác định bởi:
n
486
nII = I =
= 161,5
ubr 3,01
vòng/phút
Trang 7


 Vậy:
-

Số vòng quay trục I là: nI = 486 vòng/phút.

-

Số vòng quay trục II là: nII = 161,5 vòng/phút.

Sai số vòng quay của trục công tác so với yêu cầu là 0,186%

3.

Tính toán moment xoắn trên các trục:
 Moment xoắn trên trục động cơ:
P
9,357
Tñc = 9,55.10 6 ñc = 9,55.10 6
= 61289
nñc
1458

Nmm

Trong đó:
Pđc = 9,357 kW; nđc = 1458 vòng/phút.
 Moment xoắn trên trục I:
P
8,8
TI = 9,55.106 I = 9,55.106
= 172921,81
nI
486

Nmm

Trong đó:
PI = 8,8 kW; nI = 486 vòng/phút.
 Moment xoắn trên trục II:

P
8,367
TII = 9,55.10 6 II = 9,55.106
= 494766,87
nII
161,5

Nmm

Trong đó:
PII = 20,84 kW; nII = 161,3 vòng/phút.
4.

Bảng đặc tính:
Thông số/Trục

Động cơ

Trục I

Công suất (kW)

9,357

8,8

Tỉ số truyền
Moment xoắn (Nmm)
Số vòng quay (vòng/phút)

3
61289
1458

Trang 8

Trục II
8,367
3,01

172921,81

494766,87

486

161,5


PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
THÔNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.
1. Công suất bộ truyền: P1 = 9,357 kW.
2. Số vòng quay bánh dẫn: n1 = nđc = 1458 vòng/phút.
3. Tỉ số truyền: uđ = 3.
4. Moment xoắn: T1 = 61289 Nmm.
II.
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG.
1. Chọn dạng đai:
 Theo hình 4.22 [2], dựa vào công suất 9,357 kW và số vòng quay n 1 = 1458
vòng/phút. Ta chọn được loại đai là: B

 Dựa vào bảng 4.3 [2], ta có bảng sau:
I.

Dạn
g
đai

Ký
hiệu

bp,
mm

bo,
mm

h,
mm

yo,
mm

A,
mm2

Đai
thang

B

14

17

10,5

4,0

138

Chiều dài
đai,
(mm)

T1, Nm

d1, mm

800 ÷ 6300

40 ÷ 190

140 ÷ 280

2. Tính đường kính bánh đai nhỏ d1
Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 180 mm.
3. Vận tốc đai:
π d1n1 π × 180 × 1458
v1 =
=

= 13,741
60000
60000
m/s
ξ = 0,02
4. Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối
. Đường kính bánh đai lớn:
d2 = ud1 ( 1 − ξ ) = 3 × 180 × ( 1 − 0,02 ) = 529,2
mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 560mm.
d2
560
u=
=
= 3,175
d1 ( 1 − ξ ) 180 × ( 1 − 0,02 )
Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch so với giá trị chọn trước 1,06% < 4%
5. Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
2 ( d1 + d2 ) ≥ a ≥ 0,55 ( d1 + d2 ) + h

2 ( 180 + 560 ) ≥ a ≥ 0,55 ( 180 + 560 ) + 10,5

1480 ≥ a ≥ 417,5

mm
Ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 560mm.
6. Chiều dài tính toán của đai:

Trang 9

L = 2a +

π ( d2 + d1 )

= 2 × 560 +

2

(d
+

− d1 )
2

π ( 560 + 180 )
2

2

4a

( 560 − 180 )
+

2

4 × 560

= 2346,85
mm

Chọn theo tiêu chuẩn L = 2500 mm = 2,5m.
7. Số vòng chạy của đai trong một giây:
v 13,741
i= =
= 5,496
L
2,5
s-1 ; vì [i] = 10s-1, do đó điều kiện được thỏa.
8. Tính toán lại khoảng cách trục a:
k + k 2 − 8∆ 2
a=
4

, trong đó:
d +d
180 + 560
k = L − π 1 2 = 2500 − π
= 1337,61
2
2

∆=
a=

d2 − d1 560 − 180
=
= 190

2
2

mm

mm

1337,61 + 1337,612 − 8 × 1902
= 640,63
4

mm

Giá trị a vẫn thỏa trong khoảng cho phép.
9. Góc ôm bánh đai nhỏ:
d −d
560 − 180
α1 = 180o − 57 2 1 = 180o − 57
= 146,2o = 2,551
a
640,63
10. Các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai:

(

Cα = 1,24 1 − e
-

−α1 /110

) = 1,24 ( 1 − e

−146,2/110

Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

(

)

(

rad.

) = 0,91

)

Cv = 1 − 0,05 0,01v2 − 1 = 1 − 0,05 0,01 × 1,7412 − 1 = 0,96
-

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền u:
Cu = 1,14
vì u = 3 > 2,5
Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1.
Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng (làm việc hai ca) : Cr = 0,8
Trang 10

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

-

CL = 6

L 6 2500
=
= 1,02
Lo
2240

11. Theo đồ thị hình 4.21b [2], ta chọn [P o] = 4,5 kW khi d = 180mm, v = 13,741 m/s
và đai loại B.
12. Số dây đai được xác định theo công thức:
P1
9,357
z≥
=
= 2,6
[Po ]Cα CuCLCzCrCv 4,5 × 0,91 × 1,14 × 1,02 × 1 × 0,8 × 0,96

z≤6
Ta chọn z = 3 đai (thỏa điều kiện
).
13. Lực căng đai ban đầu:
Fo = Aσ o = zA1σ o = 3 × 138 × 1,15 = 476,1
Lực căng mỗi dây đai:

Fo
= 238,05
2
N
Lực vòng có ích:
1000 P1 1000 × 9,357
Ft =
=
= 680,955
v1
13,741

N

N

Lực vòng trên mỗi dây đai 340,477 N.
14. Từ công thức:
Ft e f α + 1
Fo =
2 e fα − 1
suy ra:

e

fα

fα
2 Foe f α = Fe
+ Ft

t

( 2F − F ) = 2 F + F
o

t

o

;
e fα =

t

;

2 Fo + Ft
2 Fo − Ft

từ đây suy ra:
1 2 F + Ft
1
2 × 476,1 + 680,955
f ' = ln o
=
ln
= 0,704
α 2 Fo − Ft 2,551 2 × 476,1 − 680,955
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh
γ = 38o

đai
):

Trang 11


fmin = f 'sin

γ
= 0,704 × sin19o = 0,23
2

15. Lực tác dụng lên trục:

Fr ≈ 2Fo sin

α1
146,2
= 2 × 476,1 × sin
= 911,078
2
2

N

16. Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
σ max = σ 1 + σ v + σ u1 = σ o + 0,5σ t + σ v + σ u1

σ max =
=

Fo
F
2y
+ t + ρ v 2 .10 −6 + 0 E
2A 2A
d1

238,05 340,477
2×4
+
+ 1200 × 9,3572.10 −6 +
100 = 7,5
138
2 × 138
180

17. Tuổi thọ đai xác định theo công thức (4.37) [2]
m

8
 σr 
 9  7
7

÷ 10
 7,5 ÷ 10
σ

max 


Lh =
= 
= 1086,6
2 × 3600i
2 × 3600 × 5,496

Trang 12

giờ

MPa


PHẦN 3: THIẾT KẾ BÁNH RĂNG TRỤ
1.

Thời gian làm việc tính theo giờ:
Lh= Kng x 24 x Kn x 365 x L = x 24 x x 365 x 5 = 24000h

2.

Chọn vật liệu cho hai bánh nhỏ và bánh lớn (theo bảng 6.1 [1])
Bánh nhỏ: thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285 có
σ ch1 = 580
MPa,
MPa;

a.

-

σ b 2 = 750

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷240 có
σ ch 2 = 450
MPa,
MPa;
Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 ÷ 350,
σ Ho lim = 2 HB + 70
σ Fo lim = 1,8HB
; SH = 1,1;
; SF = 1,75.
Theo bảng 6.1 trang 92 sách “tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí”
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250HB; độ rắn bánh lớn HB2 = 235HB, khi đó:
b.

3.

σ b1 = 850

= 2HB1 + 70 = 2 x 250 + 70 = 570 Mpa
= 1,8 HB1 = 1,8 x 250 = 450 Mpa
= 2HB2 +70 = 2 x 235 +70 = 540 Mpa
= 1,8 HB2 = 1,8 x 235 = 423 MPa
Theo (6.5) [1]

2,4
N Ho = 30 H HB

2.4

, do đó:

7

= 30 x 250 = 1,71.10
= 30 x 2352.4 = 1,47.107
Theo (6.7) [1]:
3

N HE

 T 
= 60c∑  i ÷ ni ti
 Tmax 
3

N HE 2

 T  t
60cn
=
Ln ∑ ti ∑  i ÷ i
u
 Tmax  ∑ ti

24000(x + 0,73 x ) = 1,49.108 >NHo2 do đó KHL2 = 1
Suy ra NHE1 > NHo1 do đó KHL1 = 1.

Như vậy theo (6.1a) [1], sơ bộ xác định được:
σ o × K HL
σ H  = H lim
SH
Trang 13


] = = 518,2 Mpa
] = = 490,9 MPa
Theo (6.12) [1], ta có:
]=

= = 504,55 Mpa < 1.25 ]=636,38

Theo (6.7) [1]:
6

N FE

 T 
= 60c∑  i ÷ niti
 Tmax 

NFE2 = 24000(x + 0,76 x ) = 1,206.108
Vì NFE2 = 1,206.108 > NFO = 4.106 do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1.
Do đó theo (6.2a) [1] với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được:

] = = 257,1 Mpa
] = = 241,7 Mpa
Ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.10) và (6.11):

σ H  = 2,8σ ch 2 = 2,8 × 450 = 1260
max
σ F1  = 0,8σ ch1 = 0,8 × 580 = 464
max

MPa

MPa

σ F 2  = 0,8σ ch 2 = 0,8 × 450 = 360
max

4.

MPa
Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) [1]:

aw = Ka(u+1) = 43(3,01 +1) = 157,86 mm
ψ ba = 0,3

5.

trong đó theo bảng 6.6 [1], chọn
; với răng nghiêng Ka = 43 (bảng 6.5
[1]); theo (6.16) [1]:
ψbd = 0,5ψba (u +1) = 0,5 x 0,3 x (3,01 +1) = 0,6015, do đó theo bảng 6.7 [1],
K H β = 1,02
(sơ đồ 6);
Lấy aw = 160mm theo tiêu chuẩn có giá trị ưu tiên
Xác định thông số ăn khớp

Theo (6.17) [1]:
m= (0,01 ÷ 0,02) aw = (0,01 ÷ 0,02) x 160 = 1,6 ÷ 3,2 mm
Theo bảng 6.8 [1], chọn môđun pháp mn = 2,5 mm.
Chọn sơ bộ trước β=15 , do đó cos β = 0,966, theo (6.31) [1] số răng bánh nhỏ:

Z1 = = = 30,83
Lấy z1 = 30 răng.
Trang 14


Số răng bánh lớn:
Z2 = uz1 = 3,01 x 30 = 90,3. Lấy z2 = 91 răng.
um = = 3,03
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là

cos β = = = 0,945
β= 1902’10’’
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo (6.33) [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
suy ra:
6.

σ H = Z M Z H Zε
-

2T1K H ( u + 1)
bwudw2

Theo bảng 6.5 [1], ZM = 274MPa1/3;
Theo (6.35) [1]:

Tan βb = cos αt tan β = cos(21,064)tan(19.091) = 0,3229
0
 βb = 17,9
Với αt = αtw = arctan () = arctan () =21,064
Do đó theo (6.34) [1]:

ZH= = = 1,684
-

Theo (6.37) [1]:

ɛβ = = = 1,999
do đó theo (6.38) [1],
Zɛ = = = 0,7803
trong đó theo (6.38b) [1]:

=[ 1,88 – 3,2 ( + )]cosβ = =[ 1,88 – 3,2 ( + )]x0,945= 1,643
-

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw1 = = = 79,4mm
-

Theo (6.40) [1]:

V= = = 2,02 m/s
Với v = 2,02 m/s theo bảng 6.13 [1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 [1]
với cấp chính xác 9 và v = 2,02 m/s,KHα = 1,13

Theo (6.42) [1],
vH= δHgov = 0,002 x 73 x 2,02 x = 2,15
δ H = 0,002
trong đó theo bảng 6.15 [1],
, theo bảng 6.16 [1], go = 73. Do đó,
theo (6.41) [1]:

KHv = 1+ = 1+ = 1,021
Trang 15


Theo (6.39) [1]:
KH = KHv = 1,02 x 1,13 x 1,021 = 1,177
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) [1], ta được:
2T1K H ( u + 1)

σ H = Z M Z H Zε

bwudw2

σH = 274 x 1,684 x 0,7803 x = 481,98 Mpa
-

7.

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) [1] với v = 2,02 m/s < 5 m/s, Zv = 0,85v0,1 = 0,912; với cấp chính
xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia
Ra = 2,5...1,25µ m
công đạt độ nhám

, do đó ZR = 0,95; với da < 700mm, KxH =
1; do đó theo (6,1) và (6.1a) [1]:
σH = [σH] Zv ZR KxH = 504,55 x 0,912 x 0,95 x 1 = 437,14 MPa
σ H < σ H 
Như vậy:
, do đó khoảng cách trục aw = 160mm thỏa.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo (6.43) [1]:
2T K Y Y Y
σ F1 = 1 F ε β F 1
bw dw1m

K Fβ = 1,05

Theo bảng 6.7 [1],
; theo bảng 6.14 [1] với v < 2,5 m/s và cấp chính
xác 9, Kα =1,37 ; theo (6.47) [1]:
vF= δFgov = 0,006 x 73 x 2,02 = 6,45
δ F = 0,006
trong đó theo bảng 6.15 [1];
, theo bảng 6.16 [1], go = 73. Do đó
theo (6.46) [1]:
ν bd
6,45 × 0,3 × 160 × 79,4
K Fv = 1 + F w w1 = 1 +
= 1,049
2T1K F β K Fα
2 × 172921,81 × 1,05 × 1,37
Do đó
-

Với

K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,05 × 1,37 × 1,049 = 1,509

ε α = 1,643 Yε = 1 / ε α = 1 / 1, 643 = 0, 6086
,

β = 19,09

-

o

Yβ = 1 −

Với
,
Số răng tương đương:

19,09
= 0,864
140

Trang 16


zv1 =

z1
30

=
= 35
3
cos β 0,9453

zv 2 =

z2
91
=
= 108
cos3 β 0,9453

Theo bảng 6.18 [1], ta được YF1 = 3,75; YF2 = 3,60
Với mn = 2,5mm, YS = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,0163; YR = 1 (bánh răng
phay); KxF = 1 (da < 400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) [1]
σ F1 = σ F1  YRYS K xF = 121,3 × 1 × 1,0163 × 1 = 123,28
MPa
σ F1 
K Fc K FL
Với
= x
x
/Sf = 450 x 1 x /1,75 = 121,3
σ F 2  = 139,24
Tương tự tính được
MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:
2 × 172921,81 × 1,509 × 0,6086 × 0,864 × 3,75
σ F1 =

= 108
48 × 79,4 × 2,5
MPa
σ F1 = 108MPa < σ F1 

σ F2 =
8.

σ F1YF 2 108 × 3,6
=
= 103,68
YF1
3,75

MPa <

σ F 2 

Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo (6.48) [1] với Kqt = Tmax/T = 1

σ H 1max = σ H K qt = 481,98 1 = 481,98
MPa <
Theo (6.49) [1]:
σ F1max = σ F1Kqt = 108 × 1 = 108

σ F 2 max

MPa <
= σ F 2 K qt = 103,68 × 1 = 103,68

σ H  = 1260
max

σ F1  = 464
max

MPa
σ F 2  = 360
max

MPa <
9. Theo các công thức trong bảng 6.11 [1], tính được:
- Đường kính vòng chia: d1 = 79,365mm ; d2 = 240,74mm
- Đường kính đỉnh răng: da1 = 84,365mm ; da2 = 245,74mm
- Đường kính đáy răng: df1 = 73,115mm; df2 = 234,49mm
10. Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Trang 17

MPa;

MPa


Thông số

Kí hiệu và giá trị

Khoảng cách trục

aw = 160mm

Môđun pháp

m = 2,5mm

Chiều rộng vành răng

bw = 48mm

Tỉ số truyền

um = 3,01

Góc nghiêng của răng

β = 190 2’10’’

Số răng bánh răng

z1 = 30; z2 = 91

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0; x2 = 0
d1 = 79,365mm;
d2 = 240,74mm
da1 = 84,365mm;

Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng

da2 = 245,74mm
df1 = 73,115mm;
df2 = 234,49mm

Đường kính đáy răng

PHẦN 4: THIẾT KẾ 2 TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC
 Thông số tính toán, lấy ở phần I:
Thông số/Trục
Công suất (kW)
Tỉ số truyền
Moment xoắn (Nmm)
Số vòng quay
(vòng/phút)

Động cơ
9,357
3
61289
1458

Trang 18

Trục I
8,8

Trục II

8,367
3,01
172921,8 494766,8
1
7
486

161,5


1.

2.

Thông số ban đầu:
a. Trục I:
i. Momen xoắn: T1 = 172921,81 Nmm
ii. Đường kính vòng chia: d1 =79,365 mm
b. Trục II:
i. Momen xoắn: T2 = 494766,87 Nmm
ii. Đường kính vòng chia: d2 = 240,74 mm
Các lực tác dụng lên trục:
 Các lực tác dụng lên các trục như hình:

Trang 19


Ft = 680,955 N

Ft1 = Ft 2 =

2T1 2 ×172921,81
=
= 4357.63N
d1
79,365

Fr1 = Fr 2 = Ft1

tan α
tan 20o
= 4357.63 ×
= 1678,36
cos β
0,945

N
Fa1 = Fa 2 = Ft1 tan β = 4357, 63 × tan ( 19, 091) = 1508,2

N
Lực tác dụng lên khớp nối đàn hồi. Chọn nối trục đàn hồi. Bộ phận công tác
là xích tải nên chọn k = 1,5 (bảng 16-1 [3])
Tt = T2 k = 494766,87 × 1,5 = 742150,31
Momen xoắn tính
Nmm
Ta dùng nối trục bằng vòng đàn hồi vì thế dựa vào bảng 16-10a (trang 68 tài
liệu [3]) chọn [T] = 1000 Nm, ta tra được D0 = 160 mm.
Lực vòng tác dụng lên vòng trục đàn hồi:
2T
2 × 494766,87

Ftk = 2 =
= 6184,59
D0
160
N
Lực hướng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục:
Fr 3 = ( 0,2...0,3) Ftk = 0,25 × 6184,59 = 1546,15
N
Fr ngược chiều với lực vòng Ft trên bánh răng
Trang 20


3.

4.

5.

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa hoặc tôi cải thiện. Các thông số:
Giới hạn bền: 850MPa
σ F  = 55
MPa
τ  = 15 ÷ 30
Ứng suất xoắn cho phép:
MPa (nên lấy trị số nhỏ đối với trục vào
của hộp giảm tốc, trị số lớn – trục ra)
τ  = 15
Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép:
MPa
TRỤC I

Chọn sơ bộ đường kính trục:
T1
172921,81
d1 ≥ 3
=3
= 38,63
0, 2 [ τ ]
0, 2 × 15
mm
Chọn d1 = 40 mm theo tiêu chuẩn
Chọn kích thước dọc trục (công thức 10.5 [2]):
l ≈ l1 + 2 x + w
Trong đó l1 = b1 = 48mm (kết quả tính bộ truyền bánh răng)
x = 10 – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
Với T1 =

172921,81 Nmm, tra bảng 10.2 [2] với

T = 100.10 ÷ 200.10
3

w = 30 ÷ 70

mm khi

3

Nmm. Chọn w = 50mm.
Suy ra: l = 48 + 2.10 + 50 = 118 mm
Khoảng cách f chọn trong bảng 10.3, f không nhỏ hơn

90mm

Trang 21

60 ÷ 90

mm, ta chọn f =


6.

Quy các lực về dầm sức bền:

7.

Các lực và momen tác dụng lên trục I:
Ft1 = 4357,63 N
Fr1 = 1638,36 N
Fa1 = 1508,2 N
Ft = 680,955 N
T1 = 172921,81 Nmm
d
79,365
Fa1 × 1 = 1508,2 ×
= 59849,14
2
2
M1 =
Nmm
Tìm các phản lực liên kết RAy, RAx, RCy và RCx

 Xét trong mặt phẳng yOz:
- Tổng momen tại A theo phương x bằng 0
M xA = − M 1 − Fr1 × 59 + RCy × 118 = 0

8.

Trang 22


RCy =
-

M 1 + Fr1 × 59 59849,14 + 1638,36 × 59
=
= 1326,37
118
118

N

Tổng lực theo phương y bằng 0:
∑ Fy ( ↓ ) = RAy − Fr1 + RCy = 0

RAy = Fr1 − RCy = 1638,36 − 1326,37 = 312
N

-

Xét trong mặt phẳng xOz:
Tổng momen tại A theo phương y bằng 0:

M yA = − Ft1 × 59 + RCx × 118 + Ft × 233 = 0

RCx =
-

Ft1 × 59 − Ft × 233 4357,63 × 59 − 680,955 × 233
=
= 834, 2
118
118

Tổng lực theo phương x bằng 0:
∑ Fx ( ↓ ) = RAx − Ft1 + RCx + Ft = 0

RAx = Ft1 − RCx − Ft = 4357,63 − 834, 2 − 680,955 = 2842, 45
Vậy:
RAy = 312N; RAx = 2842,45N; RCy = 978,95N; RCx = 834,2N
9.

Biểu đồ momen uốn, xoắn
 Biểu đồ momen uốn Mx:

Trang 23

N

N


 Biểu đồ momen uốn My:

 Biểu đồ momen xoắn:

Trang 24


10.

Tính các momen tương đương tại các tiết diện A, B, C và D
 Tại A:

M tdA =

( M ) +( M )
A 2
x

A 2
y

+ 0,75 ( T A ) = 0
2

 Tại B:

M tdB =

( M ) +( M )
B 2
x

B 2
y

+ 0,75 ( T B )

2

= 78257,14 2 + 167704,552 + 0,75 ( 172921,81) = 238066,084
2

Nmm

 Tại C:

M tdC =

( M xC ) + ( M yC ) + 0,75 ( T C )
2

2

2

= 0 + 61285,952 + 0,75 ( 172921,81) = 161809,86
2

Nmm

 Tại D:

M tdD =

(M ) +( M )
D 2
x

D 2
y

+ 0,75 ( T D )

2

= 0 + 0 + 0,75 ( 172921,81) = 149754,68
2

Nmm

Suy ra, tiết diện nguy hiểm là tại B.
11. Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
M tdB
238066,084
dB ≥ 3
=3
= 35,11
0,1[ σ ]
0,1 × 55
mm
Vì tại B có lắp bánh răng nên d B tăng thêm 5%, vậy ta chọn đường kính trục sao

d B ≥ 36,86
cho
mm.
Theo tiêu chuẩn ta chọn dB = 40mm
12. Phác thảo sơ đồ trục I:

Trang 25