2 vũ bá diễn

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm một vai tròn
quan trọng.
Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của ngành cơ khí .môn
học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn , thực tế hơn với
những kiến thức đã được học , mà còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên
ngành sẽ được học sau này.
Đề tài được giao là thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp
bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền đai.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn
hạn chế, nên không thể tránh khỏi những sai sót . kính mong được sự hướng hẫn và
chỉ bảo tận tình của thầy VŨ THẾ TRUYỀN và các thầy trong bộ môn.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc biệt là thầy
VŨ THẾ TRUYỀN đã trực tiếp hướng dẫn chỉ bảo tận tình để em hoàn thành tốt
nhiệm vụ được giao.
Thái nguyên, ngày tháng năm 2016
Sinh viên

VŨ BÁ DIỄN


Mục lục

CHƯƠNG 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
Tính chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
1.1

Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ xác định theo công thức:
Pct =

Trong đó:
+ Công suất công tác Pt:
Pt = Ptd =
= = = 1 (kw)
+ Hiệu suất hệ dẫn động :
Theo sơ đồ đề bài thì: = ƞxích . bánh răng trụ . ổ lăn .ƞkhớp nối
m : Số cặp ổ lăn ( m = 4)
n : số cặp bánh răng ( n = 2)
Tra bảng 2.3 (Tr 19) ta được các hiệu suất
•

Hiệu suất làm việc của bộ truyền xích: ƞxích = 0,90


•
•
•

Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng trụ: ƞbr = 0,96 (được che kín)
Hiệu suất làm việc của khớp nối: ƞk = 0,99
Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn: ƞol = 0,99

=> Hiệu suất làm việc chung của bộ truyền:
= 0.90 . 0,962 . 0,994 . 0,99 = 0,78
Vậy công suất công tác Pt = Ptd =

= 0,86 (KW)

=> Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct = = = 1,11 (KW)

Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức 2.18:
nsb = nlv . ut

1.1.2

Trong đó:
nlv: Số vòng quay của trục công tác
ut : Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động
+ nlv = =

= 30,55 ( v/ph )

Với : v – vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s
D – đường kính tang quay, mm
+ ut = uh . un = 20 . 3 = 60
Với: uh – Truyền động bánh răng trụ (hộp giảm tốc cấp 2), chọn bằng 20
ut – Truyền động xích , chọn bằng 3
=> Số vòng quay đồng bộ của động cơ :
Nđb = nlv . ut = 30,55 . 60 = 1833 (v/ph)
Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb= 1500 (v/ph)
Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
Pđc ≥ Pct
nđc ≈ nsb
Tqt ≤ Tmax
Ta có : Pct = 1,11 (kw), nsb= 1500 (v/ph), = = 1,4


Theo bảng phụ lục P1.3 (trang 237)
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau:

Pđc = 1,50 (kw) ; nđc = 1400 (v/ph) ;

= 2,0

Kết luận: Động cơ 4A80B4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.

1.2

Phân chia tỉ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền chung
= =

= 45,83

Theo công thức ( 3.24 ) [1] ta có :
Truyền động xích
Chọn = 2
Trong đó

=

= =

= ( 2….5 )
= = 22,92

;

: Tỷ số truyền cấp nhanh
: Tỷ số truyền cấp chậm

= 0,7332 .

0,6438

= 0,7332 . 22,920,6438 = 5,51

= = = 4,16
1.2.2 Tính toán các thông số
* ) Tính công suất , momen và số vòng quay trên các trục
Tính momen, số vòng quay trên các trục ( I, II, III ) cua hệ dẫn động trục
a . Công suất số vòng quay
+ Trục III
+

+

=

=

= 1,12 (kw)

=

=

= 1,17 (kw)

=

=

= 1,23 (kw)

Trục II
Trục I


+ Trục động cơ
=

=

= 1,25 (kw)

b . Số vòng quay trên các trục
= = 1400 (v/ph)

=

=

= 254,08 ( v/ph )

=

=

= 61,08 ( v/ph )

c . Momen xoắn trên các trục
= 9,55 . 106 . = 9,55 . 106 . = 10232,14 ( N.mm )
= 9,55 . 106 . = 9,55 . 106 . = 8390,36 ( N.mm )
= 9,55 . 106 . = 9,55 .106 . = 43976,31( N.mm )
= 9,55 . 106 . = 9,55 . 106 . = 175114,60 ( N.mm)


BẢNG THÔNG SỐ KĨ THUẬT
Trục
Thông
Số
Công xuất
P,KW

Động cơ

1

2

3

1,50

1,23

1,17

1,12

Tỉ số truyền U

Số vòng
N,vg/ph
Momen xoắn
T,Nmm

22,92

1400

10232,14

5,51

1400

8390,36

254,08

43976,31

4,16

61,08

175114,60

CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 . Thiết kế bộ truyền ngoài
2.1.1 . Chọn loại xích
-

-

Chọn loại xích phù hợp với khả năng làm việc
Truyền động xích đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức tạp, làm việc có va đạp,
chóng mòn nhất là khi bôi trơn không tốt và môi trường làm việc nhiều bụi
Trong thực tế thường dùng truyền động xích để truyền công suất dưới
100kW, vận tốc tới 15 m/s. Tuổi thọ của truyền động xích trong các mấy
tĩnh tại vào khoảng 3000 – 5000 giờ
Do điều kiện chịu va đạp vừa và hiệu suất bộ truyền xích yêu cầu cao nên
chọn loại xích con lăn
2.1.2 . Chọn số răng đĩa xích

Với u = 2, theo bảng 5.4 [1] ta chọn = 25 ( răng ) là số răng đãi xích nhỏ


Số răng đĩa xích lớn được xác định theo công thức 5.1 [1] :
= u . = 2 . 25 = 50 ( răng ) < = 120
2.1.3 . Xác định bước xích
Bước xích P được tra bảng 5.5 [1] với điều kiện :
=P.k. [P]
Với
: công suất tính toán
P : công suất cần truyền , P = = 1,12 kw
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn , có số răng và vận tốc vồng
đĩa xích nhỏ là :

= 25 ( răng ) và = 50 ( vg/ph)
Do vậy ta tính được :
: hệ số răng, ta có = = = 1
: hệ số vòng quay, ta có = = = 0,04
Theo công thức 5.4 [1] :
k=
Với
: hệ số kể đến ảnh hưởng vị trí bộ truyền, tra bảng 5.6 [1] với β = 300 chọn = 1
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, chọn a [30…..50]p tra bảng 5.6 [1]
được = 1 (a = 50p)
: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực căng xích, chọn cách điềlawchinhr bằng con lăn
căng xích = 1
: hệ số kể đến ảnh hưởng bô trơn, dùng cách bôi trơn nhỏ giọt, môi trường làm việc
có bụi, chọn = 1,3
: hệ số kể đến tải trọng động, tải trọng va đập, chọn = 1,2
: hệ số kể đến chế độ làm việc bộ truyền, bộ làm việc 2 ca, = 1,25


k =1 . 1 . 1 . 1,3. 1,2 . 1,25 = 1,95

Như vậy :


= 1,12 . 1,95 . 1 . 0,04 = 0,09 ( kw )
Theo bảng 5.5 với = 50 ( vg/ph ), chọn bộ truyền xích 1 dãy có
Bước xích :

p = 12,7 ( mm ) thỏa mãn điều kiện bền mòn

Đường kính chốt :

Chiều dài ống :

= 3,66 ( mm )
B = 5,80 ( mm )

Công suất cho phép [ P ] = 0,19 (kw )
≤ [ P ] = 0,19 ( kw )
2.1.4 . Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ :
a = 40 . p = 40 . 12,7 = 508 ( mm )
Theo công thức 5.12 [ 1 ], số mắt xích
x= + +
x = + + = 80 + 37,5 + 0,39
x = 117,89
Lấy số mắt xích chẵn = 117
Theo công thức 5.13 [ 1 ], tính lại khoảng cách trục :
a = 0,25p { – 0,5 ( ) +
a = 0,25. 12,7 . { 117 – 0,5 . ( 50 + 25 ) +

= 502,29 ( mm )

Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a 1 lượng
∆a = 0,003a = 0,003 . 502,29 = ( mm )
Vậy khoảng cách trục thực tế : a = 500 ( mm )
+ Số lần va đập của xích
Theo ct 5.14[1], ta có số lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây:
i = = = 19,94
Theo bảng 5.9[1], với p = 12,7 [i] = 60
Vậy i < [i]
2.1.5 . Kiểm nghiệm xích về độ bền mòn

Theo công thức 5.15[1] ta có S = ≥ [ S ]
Trong đó :


Q: Tải trọng phá hỏng được tra trong bảng 5.2[1].
Theo bảng 5.2[1], với xích con lăn 1 dãy có p= 12,7 thì tải trọng phá huỷ Q = 18,2
(KN) =18200 (N), khối lượng 1m xích q = 0,65 (kg)
kđ : hệ số tải trọng động. Do chế độ làm việc trung bình ⇒kđ = 1,2.
v = = = 7,41( m/s )
: lực vòng, = 1000. = 1000 . = 151,15 ( N )
: lực căng do lực li tâm sinh ra
Ta có: = q . = 0,65 . 7,412 = 35,70( N )
: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra, được tính theo công thức
5.16 [ 1 ] :
= 9,81. . q . a
Trong đó
a : khoảng cách trục, a = 0,5 ( m )
: hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy = 4 ( bộ truyền nghiêng 1 góc
0

<40 )
q : khối lượng 1m xích, q = 0,65 ( kg )


= 9,81 . 4 . 0,65 . 0,5 = 12,75 ( N )

Vậy
S = = = 79,19
Theo bảng 5.10[1] với n=50 (vg/ph) và p=12,7 có [s] = 7
Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

2.1.6 . Xác định các thông số của đĩa xích
Theo công thức 5.17[1] ta có:
Đường kính vòng chia:
= = = 101,33 ( mm )
= = = 202,26( mm )
Vậy đường kính vòng chia của đĩa dẫn d1 =101,33 (mm), đĩa bị dẫn d2 =202,26
(mm).Theo bảng 14.4b[1] ta có:Đường kính vòng đỉnh răng của:
+ Đĩa dẫn:
= p . ( 0,5 + cotg ) = 12,7 . ( 0,5 + cotg )


= 1048,93 (mm)
= p . ( 0,5 + cotg ) = 12,7 . ( 0,5 + cotg )
= 952,19 (mm)
Bán kính đáy: r = 0,5025. + 0,05
Với tra trong bảng 5.2[1] đường kính con lăn ta được: =8,51(mm)
Vậy: r = 0,5025. + 0,05=0,5025 . 8,51+0,05 = 4,33 (mm)
Đường kính chân răng:
+ Đĩa dẫn: = – 2.r = 101,33 – 2 . 4,33= 92,67 (mm)
+ Đĩa bị dẫn: = – 2.r =202,26 – 2 . 4,33 = 193,6 (mm)
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích:
Theo công thức 5.18[1]:
= 0,47 ≤ [
Trong đó :
: Hệ số tải trọng động , = 1,2
A : Diện tích của bản lề : Tra bảng 5.12 [ 1 ] với p = 12,7 (mm)
ta có A = 39,6 mm2
: Hệ số ảnh hưởng của răng đĩa xích, tra bảng trang 87 [1] theo số răng = 25
ta có = 0,42
: Hệ số phân bố tải không đều giữa các dãy , với 1 dãy = 1

: Lực đập trên m dãy xích : m=1
= 13 . 10-7 .p3 .m = 13 . 10-7 . 350,5 . 12,73 . 1
= 0,93 ( N )
E : Mô đun đàn hồi :
E = = 2,1 . 105 (MPa), do = 2,1 . 105 (MPa), cả 2 đĩa xích đều làm bằng thép
= 0,47 . = 299,50 (MPa)
Tra bảng 5.11 [1] ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, độ rắn HB210, ứng suất
tiếp xúc cho phép là [] = 600 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích
1.
Tương tự, ≤ [] ( với cùng vật liệu và nhiệt luyện )
2.1.7 . Xác định lực tác dụng lên trục
Trong đó :
: Hệ số kể đến trọng lượng của xích :bộ truyền đặt nằm nghiêng 1 góc β ≤ 400 ,
ta chọn = 1,15
: Lực vòng , = 151,15 (N)
Vậy = 1,15 . 151,15= 173,82 (N)
2.1.8 . Các thông số của bộ truyền xích
Thông số
Ký hiệu
Giá trị
Loại xích
Xích ống con lăn


Bước xích (mm)
Số mắt xích
Chiều dài xích (mm)
Khoảng cách trục (mm)
Số răng đĩa xích nhỏ
Số răng đĩa xích lớn

Vật kiệu đĩa xích
Đường kính vòng chia
đĩa xích nhỏ (mm)
Đường kính vòng chia
đĩa xích lớn (mm)
Đường kính vòng đỉnh
xích nhỏ (mm)
Đường kính vòng đỉnh
đĩa xích lớn (mm)
Bán kính đáy (mm)
Đường kính chân răng
đĩa xích nhỏ (mm)
Đường kính chân răng
đĩa xích lơn (mm)
Lực tác dụng lên trục

p
x
L
a

12,7
117
500
25
50
Thép 45 (tôi cải thiện)
101,33
202,26
1048,93

952,19

r

4,33
92,67
193,6
173,82

2.2 . Tính toán thiết kế bộ truyền trong
2.2.1 .Tính toán bộ truyền cấp nhanh ( bánh răng trụ răng thẳng)
a. Chọn vật liệu
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được

-

công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 10,7 (kw) cho nên vật
liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350
Chọn vật liệu
Bánh nhỏ : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 …285 , có:
σb1 = 850 MPa ; σch1 = 580 MPa ; Chọn HB1 = 270 (HB)
s ≤ 60 mm
Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240
σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 MPa ; Chọn HB2 = 230 (HB)

s ≤ 100 mm
b. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
= ZRZVKxH.KHL ;
Chọn sơ bộ : ZRZVKxH = 1
Với SH là hệ số an toàn, theo bảng (6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1

ZR - Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KxH – Hệ số kể đến kích thước bánh răng
=> = . KHL /
Theo bảng 6.2 ta có:
= 2.HB + 70
=> = 610 MPa
= 530 MPa
Hệ số tuổi thọ KHL :
KHL =
với mH = 6 ( bậc của đường cong mỏi)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
NOH = 30;
=> NHO1 = 30.2702,4 = 2,05.107
NHO2 = 30.2302,4 = 1,4 . 107
NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở.
NHE = 60c.(Ti/Tmax)3niti
C: số lần ăn khớp trong một vòng quay.
Ti, ni, ti – Lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh đang xem xét
NHE2 = 60.n1/u1. .(Ti/Tmax)3niti
= 60 . . 20000 . ( 13 . + 0,83 . ) = 24,11 . 107> NHo2 do đó KHL2 = 1,
suy ra NHL1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
=>

[σH]1 = = 554,5 MPa
[σH]2 = = 481,8 MPa

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép
xác định như sau:
[σH] = min( [σH]1 , [σH]2 ) = 481,8 MPa


c. Xác định ứng suất uốn cho phép

[σF] = ().YR.YS.KxF.KFC.KFL
Trong đó: - [σFlim] là ứng suất uốn với chu kỳ cơ sở.
- SF = 1,75 tra bảng 6.2
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
=> [σF] = σoFlim. KFC.KFL / SF
Theo bảng 6.2 có
σoFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (MPa)
σoFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KFL =
NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép)
NFE = 60.c..ti.ni
Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có:
NFE2 =60 . . 20000 . ( 16 + . 0,86 + = 20,85 .107
Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:
[σF]1 = = = 277,7 (MPa)
[σF]2 = = = 236,6 (MPa)
d. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng:

-

aw = 49,5. (u1 + 1) .
Ta có:
T1 = 8390,36 (N.mm) ; u1 = 5,51 ; = 0,3 và = 481,8 (MPa)
Ψd = 0,53.ψba.(u1 +1) = 0,53.0,3.(5,51+1) = 1; Tra bảng 6.7 ta xác định được
KHβ = 1,07 (Sơ đồ 5)
Thay số vào công thức xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw :

aw = 49,5.(5,51+1). = 92,17 (mm)
e. Xác định các thông số ăn khớp
- Môđun: m = ( 0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02) . 92,17 = 0,9217 ÷ 1,8434
Chọn môđun = 1,5
- Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2 ta
có:
Z1 = = = 18,88 (răng) , Chọn Z1 = 18 răng


-

=> Z2 = u1.Z1 = 5,51 . 18 = 99,18 chọn Z2 = 99 răng
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 18 + 99 = 117 (răng)
Tính lại khoảng cách trục aw = m.Zt/2 = = 87,75 (mm)
Lấy aw = 88, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 87,75 lên 88
Hệ số dịch tâm y = aw/m – 0,5(Z1 + Z2) = = 0,17

Theo 6.23: ky = 1000y/Zt = = 1,45
Theo bảng 6.10a tra được kx = 0,009, do đó theo 6.24 hệ số giảm đỉnh răng
Δy = kxZt/1000 = = 1,053 . 10-3
Theo 6.25, tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + Δy = 0,17 + 0,001053 = 0,171053

x1 = 0,5.(xt – (z2 – z1)y/zt) = 0,5 . ( 0,171053 - = 0,03
x2 = xt – x1 = 0,171083 – 0,03 = 0,141053
- Góc ăn khớp cosαtw = zt.m.cosα/(2aw) = = 0,86=> αtw = 30,680
f. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Yêu cầu phải đảm bảo σH ≤ [σH]
σH = ZM.ZH.ZԐ.
Trong đó: T1 = 8390,36 N.mm
bw = ψba.aw = 0,3.88 = 26,4 mm ; u1 = 5,51
dw1 = 2aw/(u1 + 1) = = 27,04 mm, Chọn dw1 = 27
ZM = 274 MPa 1/3 tra bảng 6.5 trang 96
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Tra bảng 6.12 với (x1 + x2)/zt = 0,00146 => ZH = 1,71
+ ZԐ = = = 0,77
Ԑα = [1,88 - 3,2(1/Z1 + 1/Z2)].cos0 = 1,88 – 3,2 . ( + ) = 1,67
+ KH = KHβ.KHV.KHα
KHβ = 1,07 ; KHα = 1 (bánh răng thẳng)
Vận tốc bánh dẫn: v = Π.dw1.n1/6000 = = 0,02
= 0,02 m/s
Vì v < 2m/s tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được:
KHV = 1 +
vH = δH.go.v.
Trong đó δH = 0,006 ( HB2 ≤ 350HB, dạng răng thẳng không vát
đầu răng) ; go = 73 ( tra bảng 6.16)
=> vH = 0,006 . 73 . 0,02. = 0,04
=> KHV = 1 + = 1
KH = 1,07 . 1 . 1 = 1,07
σH = ZM.ZH.ZԐ.
Thay số σH = 117 . 1,71 . 0,77. = 161,74 MPa

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 0,026 m/s < 2 m/s
[σH] = 481,8 MPa
σH < [σH] => Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
g. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Theo 6.43 ta có:
σF1 =
Yêu cầu σF1 ≤ [σF1] ; σF2 ≤ [σF2]
Tính các thông số:
+ KF = KFβ .KFα .KFV
Theo bảng 6.7 ta có KFβ = 1,16 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14 cấp chính
xác 9 thì KFα = 1,37 ; KFV = 1,13 bảng phụ lục P2.3
KF = 1,16 . 1,37.1,13 = 1,8
+ Với Ԑα = 1,67 => Yε = 1/Ԑα = = 0,6
+ Yβ = 1
Số răng tương đương:
ZV1 = = = 18
ZV2 = = = 99
Tra bảng 6.18, hệ số dịch chỉnh x1 = 0,03, x2 = 0,141053 thì YF1 = 4,08, YF2
= 3,58
=> σF1 = = 69,16 MPa
σF2 = σF1. YF2/ YF1 = = 60,68 MPa
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định
như sau:
[σF1] = σF1.YS.YX.YR và [σF2] = σF2.YS.YX.YR


Với m = 1,5 => YS = 1,08 – 0,0695.ln(1,5) = 1,05 .Còn YR = 1 và KxF = 1
=> [σF1] = σF1.1,05.1.1 = 72,62 MPa

[σF2] = σF2.1,05.1.1 = 63,71 MPa
Như vậy σF1 < [σF1] , σF2 < [σF2] nên răng thỏa mãn độ bền uốn
h. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất quá tải cho phép:
[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa
Kqt = Tmax/T = 2,2
σH1max = σH . = 161,74 . = 239,9MPa < [σH]max
σF1max = σF1. Kqt =69,16 . 2,2 = 152,15 MPa
σF2max = σF2 . Kqt = 60,68 . 2,2 = 133,5 Mpa
Vì σF1max < [σF1]max , σF2max < [σF2]max nên thỏa mãn quá tải .
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo
được bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.

2.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

2.3.1 Chọn vật liệu
 Thiết kế trục

Chọn vật liệu: Đối với trục của bộ giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải
trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa có cơ tính như
sau:
σb= 600 MPa , σch = 340 MPa ; Với độ cứng là 200 HB
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 MPa tùy thuộc vị trí đặt lực ta xét.
2.3.2 . Tính toán thiết kế trục
2.3.2.1 .Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ :
= =

= = 621,51 ( N)

= = = = 368,73 ( N)
= = . tg = 621,51 . tg 0 = 0 ( N )
2.3.2.2 . Xác định sơ bộ trục đường kính trục
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
d với k = 1…3
=

= 15,18 mm. Chọn = 20 → = 15

=

= 26,36 mm. Chọn = 30 → = 19

=

= 41,79 mm. Chọn = 45 → = 25
2.3.2.3 . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

a. Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích
theo công thức ( 10. 10)
= ( 1,2 … 1,5 ) . d
-

Với bánh răng 1 và động cơ ta có :

= lm13 = ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 20 = ( 24 … 30 ). Chọn = 25 , = 30
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ). Chọn = 45
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ). Chọn = 40
= ( 1,2 … 1,5 ). = ( 1,2 … 1,5 ) . 45 = (54…67,5). Chọn = 65
-

Chiều dài may ơ khớp nối

= ( 1,4 … 2,5 ) . = (67,5 … 112,5 ). Chọn = 110
Trị số các khoảng cách : = 10 , = 10 , = 15 , = 20
Khoảng cách côngxôn trên trục I :
= 0,5 . ( + ) + +
= 0,5.(45 + 15) + 15 + 20 = 65 ( mm )
Khoảng cách từ xích đến bánh răng thứ nhất :


= 0,5 . ( + ) + +
= 0,5.(110 + 25) + 15 + 20 = 102,5 ( mm )
b. Xác định chiều dài các đoạn trục
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :
= 0,5 . ( + ) + +
= 0,5.(45 +19) + 10 + 10 = 52 ( mm )
= + 0,5 . ( + ) +
= 52 + 0,5.(45 +40) + 10 = 104,5 ( mm )
= + + 3. + 2 . +
= 45 + 40 + 30 + 20 + 19 = 154 (mm)
= = = 154 mm
l12 = l22 = 52 mm
l32 = l23 = 104,5 mm
3.2.2.4.Thiết kế trục I

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 621,51( N ) , = 368,73( N ) ;

=0 ;

=0

= (0,2 ÷ 0,3).2.TIII/Dt = ( 0,2 ÷ 0,3) . = 280,18 ÷ 420,28 ( N )
Chọn Fk = 420 N
Theo phương x :
: Ft1.l12 - FBx.l11 = 0
=> FBx = = = 209,86 (N)
Theo phương y :
: -Fk.lc12 - Fr1.l12 + FBy.l11 = 0
=> FBy = = = 301,78(N)
: FAx – Ft1 + FBx = 0
=> FAx = Ft1 – FBx = 621,51 – 209,86 = 411,65 (N)
: -Fk + FAy +Fr1 - FBy


=> FAy = Fk - Fr1 + FBy = 420 – 368,73 + 301,78 = 353,05 (N)
•

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :

Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
=
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 37492,66 ( N. mm )
Momen tổng phía trái điểm C :

= = 34691,42 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=
Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 38190,29 ( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 35444,23( N.mm )
•

Tính đường kính trục tại các tiết diện:
=

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục . Tra bảng 10.5 : = 63 MPa
Đường kính trục tại tiết diện C :
= = 20,23( mm )
=

= 17,79 ( mm )

Theo tiêu chuẩn chọn = 18 mm
Tại chỗ khớp nối = = 7266,26
Đướng kính khớp nối d = = = 18
Theo tiêu chuẩn chọn = 15 mm
Ta có :
=


= = 28250,46 ( N.mm )
= =

= 16,5 ( mm )

Xuất phát từ yêu cầu và công nghệ , lắp ghép và độ bền ,kết hợp lắp có độ dôi để lắp
các chi tiết quay trên trục ( tra bảng 9.1 và 9.2 ) ta chọn đường kính đoạn trục I :
= 13 mm ;

= = 16 mm

; = 18 mm


Fr1

FAy

FAx
FBx
C

A

B

Fk

FBy

Ft1

52

65

FAy

102

Fr1

FAx

C

A

Fk

B

Ft1

FBy

30781,4
27300

My

21405,72

Mx

,8390,36

T

Ø13K9

Ø13F8/K9

Ø18D8/K9

FBx


 Kiểm nghiệm
• Kiểm nghiệm về độ bền mỏi trục :

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được bộ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện
nguy hiểm thỏa mãn điều kiện . Theo công thức (10.19)
s= [s]
Trong đó : [ s ] – hệ số an toàn cho phép , thông thường [ s ] = 1,5 … 2,5
– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Theo công thức ( 10.20 ) , (10.21 ) ta có :
=
=
Trong đó :
+ và – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Trục làm bằng thép 45 có : = 600 MPa . Do đó :

= 0,436 . = 0,436 . 600 = 261,6 MPa
= 0,58 . = 0,58 . 261,6 = 151,73 MPa
+ , – biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
+ , – trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
Do trục quay , theo công thức ( 10. 22 ) ta có :
=0 ; = =
Theo bảng 10.6 ta có : =

; =

Kích thước tiết diện then : b = 6 ; h = 6
Chiều sâu trên trục : = 3,5
Tiết diện lắp có một rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có :
Momen cản uốn :
= =

= 785


Momen cản xoắn :
= = = 1570
 = = = 44,2

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:
 = =

= = 2,67

+ và – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Theo bảng 10.7 tra được : = 0,05 ; = 0

+ và – hệ số xác định theo công thức (10.25) và ( 10.26 )
=
=
Theo bảng (10.8) ; (10.9) chọn được :
= 1,06 ( trục gia công trên máy tiện với = 2,5 … 0,63 )
= 1,2 – hệ số tăng bền bề mặt trục , bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề
mặt ,cơ tính vật liệu : = 1,1 …. 1,25
và – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi. Theo bảng (10.10) ta có : =0,95 ; = 0,92
và – hệ số tập trung ứng suất khi uốn, xoắn
Theo bảng ( 10.12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra được :
= 1,76 ; = 1,54


= = 1,85

Tra bảng (10.11) :
Chọn : = 2,06 ;
= = = 1,72
= = = 1,44
Vậy ta có :
= = = 3,44
=

= = 39,46

;

= = 1,67
= 2,06 ; = 1,64

= 1,67 để tính :


=

= = 3,43

= 3,43 [ s ] = 1,5 … 2,5
Vậy trục I thỏa mãn điều kiện mỏi
2.3.2.5.Thiết kế trục II
= 621,51( N ) , = 368,73( N ) ;

== 0 , = = 0

== = = = 783,05 ( N )
= = . = 783,05. = 464,57 ( N )
Xét các phản lực các gối ( Giải thiết như hình vẽ ) :
Phản lực theo phương x :
: Ft2.l22 + Ft3.l23 – FBx.l21 = 0
FBx = = = 741,22 (N)
Theo phương y :
: Fr2.l22 – Fr3.l23 + FBy.l21 = 0
FBy = = = 190,74 (N)
 = =0

= = 621,51 + 783,05 – 741,22 = 663,34 (N)
 = –+ = 0
= - = 368,73 + 190,74 – 464,57 = 94,9 (N)
Chiều giả thiết đúng

•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :
Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
• =
Xét tại điểm C :
Momen tổng phía trái điểm C :
= = 38858,06( N. mm )
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 62272,72 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
• =
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 54409,43( N.mm )
Momen tương đương bên phải điểm C :


•
•
•

•
•
•
•

= = 72995,4 ( N.mm )
Xét tại điểm D :
Momen tổng phía trái điểm D :
= = 50250,17 ( N. mm )
Momen tổng phía phải điểm D :
= = 37885,65 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=

•

Momen tương đương bên trái điểm D :
= = 63051,7 ( N.mm )
Momen tương đương bên phải điểm D :
= = 38085,1 ( N.mm )
•

Tính đường kính trục tại các tiết diện:
=

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục . Tra bảng 10.5 : = 63 MPa
Đường kính trục tại tiết diện C :
= = 9,22( mm )
=

= 20,8( mm ) Theo tiêu chuẩn chọn = 20 mm

Đường kính trục tại tiết diện D :
= = 20,6 ( mm )
=

= 11,44 ( mm )

Theo tiêu chuẩn chọn = 20 mm
Chọn đường kính tại chổ lắp ổ lăn theo tiêu chuẩn = 15 mm