1 NGUYỄN văn NINH

Mục Lục

LỜI NÓI ĐẦU
Nghành cơ khí là một nghành mũi nhọn của rất nhiều nước trên thế giới.Đối
với Việt Nam nghành cơ khí còn nhiều yếu kém và lạc hậu,cần thiết kế nhiều và
đưa vào thực nghiệm.
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu với một kỹ sư
cơ khí,nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học chi tiết máy sinh viên được hệ thống lại các kiến thức
đã học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng
làm việc,độ bền của các chi tiết.
Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc bánh
răng côn và bộ truyền đai.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Vũ Thế Truyền đã hướng dẫn tận tình và cho
em nhiều ý kiến quý báu để hoàn thành môn đồ án chi tiết máy.
Thái Nguyên, ngày 24 tháng 11 năm 2016

21


Sinh viên

Nguyễn Văn Ninh

Chương I.Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền
1.1 Tính chọn động cơ
* Công suất trên trục động cơ được xác định:
Pyc =
Trong đó :
Pyc :công suất trên trục động cơ.
Pt :công suất tính toán trên trục máy công tác.

Ƞ :hiệu suất truyền động.
+)Trường hợp tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất làm việc:
Pt =Plv=

F .v 7500.0,35
=
= 2, 63 (kw)
1000
1000

+) Hiệu suất của bộ truyền :
Ƞ= ηol3 ηd ηk ηbr

21


Theo bảng 2.3 trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ chọn :
ηol = 0,99 (một cặp ổ lăn được che kín)
ηbr = 0,95 (bộ truyền bánh răng côn được che kín)

ηk = 0,99
ηd = 0,95 (bộ truyền đai để hở)
→ η = 0,993.0,95.0,99.0,95 = 0,87

Vậy công suất trên trục động cơ:
2, 63

Pyc= = 0,87 =3,02 (kw)
* Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb= nlv.ut

Trong đó:
nsb:số vòng quay sơ bộ của động cơ.
nlv:số vòng quay của trục máy công tác.
ut :tỷ số truyền của từng bộ phận.
+) Với nlv =

60000.v 60000.0,35
=
= 44,56 (vg/ph)
π .D
π .150

+) Tỷ số tryền cho các bộ phận;
ut = ubr .udd
Theo bảng 2.4 tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hệ chọn:
ubr = 4 (truyền động bánh răng côn hộp giảm tốc 1 cấp)
uđ = 4(truyền động đai dẹt thường)
→ ut=4.4=16

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb=44,56.16=712,96 → ndb=750 vg/ph
Chọn động cơ điện với điều kiện :
21


Pđc > Pyc
nđb ≈ nsb
>
Theo bảng P1.3 ta chọn động cơ có kí hiệu 4A132S8Y3
với

Pđc = 4 (kw)
nđc = 720 (vg/ph)
Tk
= 1,8
Tdn
Tmax
= 2, 2
Tdn

1.2 Phân chia tỷ số truyền
*Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
ut =

→

ndc
720
=
= 16,16
nlv 44,56
ut

uh = u
n
Trong đó:

uh:tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
un:tỷ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền đai) chọn ud =4
Suy ra uh=

16,16
=4,04
4

*Tính toán các thông số động học.
+) Công suất trên trục
Pt =

F .v 7500.0,35
=
= 2, 63(kW )
1000
1000

P2 =

Pt
2, 63
=
= 2, 68(kW )
ηol .ηkn 0,99.0,99

21


P1 =

P2
2, 68

=
= 2,85(kW )
ηbr .ηol 0, 95.0,99

+) Số vòng quay trên trục
Ndc = 720 (v/ph)
n1 =

ndc 720
=
= 180 (v / ph)
ud
4

n2 =

n1
180
=
= 44,55(v / ph)
ubrc 4, 04

+) Mô men xoắn trên trục
Tdc = 9,55.106.

Pdc
4
= 9,55.106.
= 53055,56 ( Nmm)
ndc

720

T1 = 9,55.106.

P1
2,86
= 9,55.106.
= 151738,89 ( Nmm)
n1
180

T2 = 9,55.106.

P2
2,8
= 9,55.106.
= 1200179, 53( Nmm)
n2
22, 28

Lập bảng thống kê:
Trục
Thông số
Công suất P,kw
Tỷ số truyền u
Số vòng quay n,vg/p
Mômen xoắn T,Nmm

Động cơ
4

1

2

2,85
4

720
53055,56

21

2,68
4,04

180
151738,89

44,55
1200179,53


Chương 2.Tính toán thiết kế các bộ truyền
Điều kiện làm việc :
P1 = Pđc=4(kw)
n1 = nđc = 720vg/ph)
u = uđ = 4
Tđc = 53055,56 (Nmm)

2.1 Thiết kế bộ truyền trong
2.1.1.Chọn loại đai.
Trong công nghiệp sử dụng các loại đai dẹt sau:đai da,đai vải cao su,
đai vải bông,đai sợi tổng hợp.Đai vải cao su gồm nhiều lớp vải bông và cao su
sunfat hóa,được xếp từng lớp cuộn từng vòng kín hoặc cuộn xoắn ốc.nhờ các đặc
tính bền dẻo,ít bị ảnh hưởng của độ ẩm nên được sử dụng rộng rãi.Điều kiện làm
việc êm.
→ chọn loại đai vải cao su

2.1.2.Các thông số bộ truyền :
2.1.2.1.Đường kính bánh dẫn :
d1 = (5, 2 ÷ 6, 4). 3 Tđc = (5, 2 ÷ 6, 4). 3 53055,56 = 195, 4 ÷ 240, 49 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn : d1 = 200 (mm)
+) Đường kính bánh đai bị dẫn :
d 2 = u.d1.(1 − ε )

Trong đó ε là hệ số trượt ε = 0, 01 ÷ 0, 02

21


chọn ε = 0,01
→ d2 = 4.200.(1 − 0,01) = 792 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn : d2 = 800 (mm)
→ tỉ số truyền thực tế
ut =

d2

800
=
= 4, 04
d1.(1 − ε ) 200.(1 − 0, 01)

→ Sai lệch tỉ số truyền
∆u =

ut − u
u

=

4, 04 − 4
4

= 0, 01 = 1 0 0

→ ∆u <4%

=> thỏa mãn
2.1.2.2 Khoảng cách trục :
a ≥ (1,5...2)(d1 + d 2 ) = (1,5...2).(200 + 800) = 1500...2000 (mm)

Chọn a = 1600 (mm)
2.1.2.3.chiều dài đai :
π .(d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
l = 2.a +
+
2

4.a
π .(200 + 800) (800 − 200) 2
= 2.1600 +
+
2
4.1600
= 4827,05(mm)

Vận tốc đai:
vd =

π .d1.n1 π .200.720
=
= 7,54
60000
60000

Số vòng chạy của đai :
i=

v
7,54
=
= 1,56( s −1 ) ≤ imax = 3 ÷ 5( s −1 )
l 4827, 05.10 −3

2.1.2. 4 Góc ôm của đai :

21

α1 = 180 − 57.

d 2 − d1
800 − 200
= 180 − 57.
= 158, 630
a
1600

→ α1 > α min = 1500

→ thỏa mãn

2.1.3Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai :
A=b.δ=
Trong đó:
b,δ:chiều rộng và chiều dày đai,mm
Ft:lực vòng,N
Kđ:hệ số tải trọng động
[σF]:ứng suất có ích cho phép
Lực vòng được xác định từ công suất P1:
Ft = 1000.

P1
4
= 1000.
= 530,5( N )
v
7,54

+) Đối với đai vải cao su :
(

δ
1
) max =
d1
40

→δ =

d1 200
=
= 5 (mm)
40 40

Theo bảng 4.1 ta chọn loại đai ΒΚΗΠ − 65 không có lớp lót
trị số δ tiêu chuẩn (số lớp = 5)
+)Ứng suất có ích cho phép :
[σ F ]=[σ F ]0 .Cα .Cv .C0

Chọn σ 0 = 1, 6MPa (bộ truyền đặt thẳng đứng hoặc gần như thẳng đứng )
Theo bảng 4.9:trị số của hệ số k1,k2

21


 k1 = 2,3


 k2 = 9, 0
→ [σ F ]0 = k1 − k2 .

δ
5
= 2,5 − 10.
= 2, 25( MPa)
d1
200

Theo bảng 4.10 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Cα : Cα = 0,93
Theo bảng 4.11 trị số của hệ kể đến ảnh hưởng của vận tốc Cv : Cv = 1, 02
Theo bảng 4.12 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của vị bộ truyền C0 : C0 = 0,9
→ [σ F ]=2,25.0,93.1,02.0,9=1,92(MPa)

+)Hệ số tải trọng động :
Theo bảng 4.7 : kđ = 1,2 (dẫn động bằng động cơ nhóm II và làm việc 2 ca)
Chiều rộng đai:
b=

Ft .kd
530,5.1, 2
=
= 66,31(mm) (mm)
[σF ].δ
1,92.5

theo tiêu chuẩn chọn : b = 71(mm)

2.1.4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục :

+)Lực căng ban đầu:
F0 = σ 0 .b.δ = 1, 6.71.5 = 568( N )

+)Lực tác dụng lên trục:
Fr =

2.F0
2.568
=
= 1156, 04( N )
α1
158, 63
sin( ) sin(
)
2
2

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng côn
2.2.1Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế,chọn vật liệu cho 2 bánh răng như nhau.

21


Theo bảng 6.1 ta chọn:
+) Bánh nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1 241…285 chọn HB1=250 có
σ b1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa

+)Bánh lớn :Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 192…240 chọn HB2=235 có

σb2=750 MPa , σch2= 450 MPa .

2.2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.2.1 Ứng suốt tiếp xúc cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định theo công thức sau:
[σH] = ( σ H0 lim / SH).ZR.Zv.KXH.KHL
Trong đó:
SH là hệ số an toàn khi tiếp xúc
ZR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt
ZV là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KXH là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
KHL là hệ số tuổi thọ
Chọn sơ bộ ZR.ZV.KXH=1 nên ta có :
[σH] = σ H0 lim .KHL/SH
Trong đó:
σ H0 lim là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt bánh răng

KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc.
Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 180…350 MPa có
σ H0 lim =2.HB + 70

;

SH = 1,1

Độ rắn bánh nhỏ HB1=250 ;bánh lớn HB2=235, ta có :
σ H0 lim1 2.250 + 70 = 570 (MPa)
σ H0 lim 2 = 2.235 + 70 = 540 (MPa)

21

+)Tính KHL :
KHL= m N HO / N HE .
H

Trong đó
mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc với HB<350 có mH=6
Số chu kì cơ sở NHO được xác định bởi công thức sau:
NHO = 30.HB2,4
Suy ra :
NHO1 = 30.HB12,4=30.2502,4 = 1,71.107
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2352,4= 1,47.107
Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE
Tải trọng tĩnh:
Ν HE1 =60.c.

n1
= 60.1.180.20000 = 2,16.108
u1

N HE 2 = 60.1.178, 22.20000 = 2,14.108

Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1
NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1
570.1
σ 0 H lim1 .K HL1
=> [σH]1 =
= 1,1 = 518,18 (MPa)
SH

σ 0 H lim 2 .K HL 2
[σH]2 =
SH

540.1

= 1,1 = 490,91 (MPa)

Truyền động bánh răng côn thẳng,ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn
trong hai giá trị [σH]1 và [σH]2
→ [ σ H ] =490,91 (MPa)

Vậy ứng suất tiếp súc cho phép khi quá tải là:

21


[ σ H ] max = 2,8.σ ch = 2,8.450 = 1260( MPa)
2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Được xác định bởi công thức sau
σ H0 lim
[σF] =
.YR.YS.KXF.KFC.KFL
SF

Trong đó
σ H0 lim là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kì tải trọng

SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 do bề mặt được tôi cải thiện

KR hệ số xét đến của độ nhám mặt lượn chân răng
YS =1,08 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng
KXF là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1.
KFL hệ số tuổi thọ
Chọn sơ bộ YR.YS.KXF =1
→ [ σ F ] = σ F0 lim .K FC .K FL / S F

+)Tính hệ số tuổi thọ.
KFL =

mF

N FO / N FE

Trong đó;
mF= 6 khi độ rắn mặt răng ≤ 350
Số chu kì cơ sở NFO1=NFO2= 4.106 được xác định cho mọi loại thép
Bộ truyền tải trọng tĩnh: NFE1=NHE1= 2,16.108
NFE2=NHE2=2,14.108
Với

N FE1 > N FO1 → K FL1 = 1
N FE 2 > N FO 2 → K FL 2 = 1

21


+) Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB 180…350 MPa có

σ F0 lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.250 = 450( MPa)
σ F0 lim 2 = 1,8.HB 2 = 1,8.235 = 423( MPa)
→ ứng suất uốn cho phép:

[ σ F 2 ] = σ F0 lim 2 .K FC .K FL / S F = 423.1.1/1, 75 = 241, 71

[ σ F 1 ] = σ F0 lim1.K FC .K FL / S F = 450.1.1/1, 75 = 257,14
Vậy ứng suất uốn cho phép khi quá tải là:

[ σ F ] max1 = 0,8.σ ch = 0,8.580 = 464( MPa)
[ σ F ] max 2 = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360( MPa)
1

2

2.2.3.Truyền động bánh răng côn.
2.2.3.1 Các thông số:
∗ Chiều dài côn ngoài:
Re = K R . u2 + 1. 3

T1.K Hβ
(1- K be )K be .u.[σH ]2

Trong đó :
+) KR :Hệ số phụ thuộc vật liệu, KR=0,5Kd
Kd :Hệ số phụ thuộc loại răng với bánh răng côn,răng thẳng làm bằng
Kd = 100 MPa1/3 → KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3
⇒ Chọn Kbe = 0,25

+) Kbe :Hệ số chiều rộng vành răng

+) KHβ :Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
K be .u

Với bánh răng côn có 2 - K = 0,58 Theo bảng 6.21 → KHβ = 1,23
be
+) T1 = 151738,89Nmm : mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động
+)Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] = 481,8( MPa)
Vậy chiều dài côn ngoài:

21


Re = K R . u2 + 1.3

T1.K Hβ
(1- K be )K be .u.[σH ]2

= 50. 4, 042 + 1. 3

151738,89.1, 23
= 212, 27( mm)
(1 − 0, 25).0, 25.4, 04.(481,8) 2

dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1
= (1 – 0,5.0,25).102,01 = 89,26 mm
+) Mô đun trung bình:
mtm =

d m1 89,26

= 3,31 mm
=
Z1
27

+)Mô đun vòng ngoài:
mte =

mtm
3,31
= 3,78 mm
=
1 − 0,5 K be 1 − 0,5.0,25

Theo bảng 6.8, theo tiêu chuẩn lấy mte = 4 mm.
mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 4.(1 – 0,5.0,25) = 3,5mm
z1 =

d m1 89,26
= 25,50 ; lấy z1 = 25 răng.
=
mtm
3,5

+)Số răng bánh lớn: z2=u.z1 = 4,04.25=101 răng
- Góc côn chia: δ1 = arctg.(z1/z2) = arctg.(25/101) = 13,900 = 13054

δ 2 = 900 - δ1 = 900 − 13054 ' 28'' = 76006'
Theo bảng 6.20 với z1 = 25, Tỷ số truyền u=4,04
Ta chọn hệ số dịch chuyển bánh nhỏ: x1 = 038,bánh lớn: x2 = - 0,38

+)Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = Z1.mtm = 25.3,5 = 87,5mm.
- Chiều dài côn ngoài:
21


Re = 0,5.mte

z12 + z2 2 = 0,5.3,78. 252 + 1012 = 196,65 mm.

2.2.3.2 Kiểm nghiệm:
*) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
2
σ H = ZMZHZ ε 2T1K H u2 + 1 ≤ [ σ H ]
0,85bd m1um

Trong đó:
ZM - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng:
Theo bảng 6.5 có ZM = 274 (MPa)1/3
ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, có xt = x1 + x2 = 0.
Theo bảng 6.12 → ZH=1,76
Zԑ - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Theo bảng 6.59 Zԑ =

4 − εα
=
3

4 − 1, 72
= 0,87

3

 1
1 
trong đó theo bảng 6.60 ε α = 1,88 – 3,2  + ÷
 Z1 Z 2 
1 
 1
+
÷ = 1,72 : hệ số trùng khớp ngang
 25 101 

= 1,88 – 3,2 

KH = K H β K Hα KHv hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (theo 6.61)
K Hα = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh côn
răng thẳng;
vận tốc vòng: v =

π .d m1.n1
π .89, 26.180
= 0,84 m/s
=
60000
60000

theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 ( vận tốc vòng v ≤ 1,5)

21

KHv = 1 +

ν Hbd m1
3,88.49,16.89, 26
= 2.151738,89.1, 23.1 = 0, 05
2T1K H β K Hα

trong đó: b = KbeRe = 0,25.196,65 = 49,16
Theo 6.64 ν H = δ H g0v
=

d m1 (u + 1)
u

0, 006.73.0,84.

89, 26.(4, 04 + 1)
= 3,88
4, 04

trong đó δ H = 0,006 – bảng 6.15
g0 = 73 – bảng 6.16
Do đó:KH=1,23.1.0,05=0,06
Vậy σ H = ZMZHZ ε

2T1K H um2 + 1
0,85bd m21um

2.151738,89.0, 06. 4, 04 2 + 1

274.1, 76.0,87.
= 99,59 MPa
=
0,85.49,16.89, 262.4, 04

+)Theo 6.1 và 6.1a:
[ σ H ]' = [ σ H ].ZR.Zv.KxH
trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
ZR = 0,95 (Ra = 2,5...1,25 µ m)
KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng
→ [ σ H ]' = [ σ H ].ZR.Zv.KxH

=490,91.0,95.1.1=466,36
Như vậy σ H < [ σ H ]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúc.
*) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:

σ F 1 = 2T1.KF.Y ε Y β YF1/(0,85b .mtm .dm1)
Trong đó:

21


+)KFα hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều với bánh răng thẳng KFα=1
+)KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
với

K be .u
=0,58 theo bảng 6.21 → KFβ=1,47
2 − K be

Theo 6.64 có: ν F = δ F g0v

d m1 (u + 1)
u

Tra bảng 6.15 có δ F = 0,016
Tra bảng 6.16 có g0 = 73
→

ν F = 0, 016.73.0,84.

⇒ KFv = 1 +

89, 26.5, 04
= 10,35
4, 04

ν Fbd m1
10,35.49,16.89,26
= 1,1
= 1 + 1+
2T1K F β K Fα
2.151738,89.1.1,47

⇒ KF = K F β K Fα KFv = 1,47.1.1,1= 1,62
Y β = 1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng
Y ε = 1/ ε α = 0,58 với ε α = 1,72 (đã tính ở trên)
Với số răng tương đương: zv1 = z1/cos δ1 = 25/cos13,540 = 25,71
Theo bảng 6.18với x1 = 0,38
ta có hệ số dạng răng: YF1 = 3,57

Vậy: σ F 1 = 2T1.KF.Y ε Y β YF1/(0,85bw .m.dm1)
=

2.151738,89.1, 62.0,58.1.3,57
= 77,98 MPa
0,85.49,16.3,5.89, 26

σ F 2 = σ F 1.YF 2 / YF 1

Trong đó
Với số răng tương đương zv2=z1/cos76,06=101/cos76,06=491,25
Theo bảng 6.18 với x2=-0,38 → YF2=3,63

21


→ σF2 =

σ F 1.YF 2 77,98.3, 63
=
= 79, 29 MPa
YF 1
3,57

Như vậy:
σ F 1 = 77,98 ≤ [ σ F 1 ] = 257,14

σ F 2 = 79, 29 ≤ [ σ F 2 ] = 241, 71
→ Điều kiện bền uốn được đảm bảo.

*)Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Hệ số quá tải K qt =
+) σ H max = σ H

Tmax
= 2, 2
T

K qt =99,59. 2, 2 =147,71 ≤ [ σ H ] max = 1260 MPa

+) σ F 1 max = σ F 1 .Kqt =77,98.2,2 = 171,56 < [ σ F 1 ]max = 464 MPa

σ F 2 max = σ F 2 .Kqt= 79,29.2,2=174,44< [ σ F 2 ]max = 360 MPa.
*)Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:
- Chiều dài côn ngoài:

Re = 196,65mm

- Môđun vòng ngoài:

mte = 4 mm

- Chiều rộng vành răng: bw = 49,16 mm ≈ 49 mm
- Tỷ số truyền: u = 4,04
- Góc nghiêng răng:

β = 00

- Số răng:

Z1 = 25; Z2 = 101

- Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x1 = 0,38; x2 = - 0,38
+)Các thông số khác:

Theo bảng 6.19
Đường kính chia ngoài

de = mteZ1
21

de1 = 100 mm


Góc côn chia (lăn)

δ1 = arctg

Z1
;δ 2 = 900 − δ1
Z2

de2 = 404 mm
δ1 = 13054'

Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài

he = 2htemte + c
h ae1 = (h te + xn1cosβ m )mte

δ 2 = 76006'
he = 8,8 mm
hae1 =5,52 mm

Chiều cao chân răng

hae2 = 2htemte – hae1
hfe1,2 = he – hae1,2

hae2 =2,48 mm
hfe1 =3,28 mm

dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos δ

hfe2 =6,32 mm
dae1=101,72 mm

ngoài
Đường kính đỉnh răng
ngoài

dae2=405,19mm

2.3 Tính trục
2.3.1 Chọn vật liệu
Trục dùng để đỡ các chi tiết quay,bao gồm trục tâm và trục truyền.Trục tâm có thể
quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc không quay,chỉ chịu lực ngang và
momen uốn.Ở các máy móc quan trọng,hộp giảm tốc,hộp tốc độ…khi chịu tải
trọng trung bình.

→ Chọn thép 45

2.3.2.Tính thiết kế trục
2.3.2.1 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng,trục vít
Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
 Ft1 = Ft 2 = 2T1 / d m1

 Fr1 = Fa 2 = Ft1.tgα cos δ1
 F = F = F .tgα .sin δ
r2
t1
1
 a1

Trong đó
dm1 đường kính trung bình của bánh nhỏ ( mm)

21


α góc ăn khớp,thường α = 200
δ1 goc côn chia bánh nhỏ
 Ft1 = Ft 2 = 2.151738,89 / 87,5 = 3468,32

→  Fr1 = Fa 2 = 3468,32.tg 200.cos13054 ' = 1225, 4

0
0
 Fa1 = Fr 2 = 3468,32.tg 20 .sin13 54 ' = 303, 26

2.3.2.2 Lực tác dụng từ bộ truyền đai,khớp nối
* Lực tác dụng từ bộ truyền ngoài: Fđ =1156,04 N
* Lực từ khớp nối:
Fk = (0,2÷0,3)Ft’
Ft’ = 2T1/Dt
Với Dt đường kính vòng tròn qua tâm
Với T1 = 151738,89Nmm; Tra bảng 15.10 ⇒ Dt = 125 mm
Suy ra : Fk = 0,3.2.151738,89/125= 728,35 N

2.3.3 Tính sơ bộ trục
Đường kính trục được xác định:
d ≥ 3 T / 0, 2.[ τ ]

Trong đó
T: momen xoắn Nmm

[ τ ] ứng suất xoắn cho phép,thép 45 [ τ ] =15…30 MPa
→ d1 = 3 151738,89 / (0, 2.15) = 36,98 → chọn d1=40 mm → b01 = 23mm
d 2 = 3 1200179,53 / (0, 2.20) = 66,95 → chọn d2=70 mm → b02 = 35mm

2.3.3.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
+)Chiều dài mayơ bánh côn nhỏ
lm13=(1,2…1,4).d1=48…56 → chọn lm13=50 mm
+)Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn
lm23=(1,2…1,4).d2=84…98 → chọn lm23=90 mm

21


+)Trị số của các khoảng cách k1,k2,k3,hn tra bảng 10.3 có:

k1=10,k2=8,k3=15,hn=18
+) lm12=(1,2…1,5).d1=48…60 → chọn lm12=55mm
+)lm22=(1,2…1,5)d2=84…105 → chọn lm22=95mm
*Khoảng cách giữa các quan điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục
+)Trục I
l11 = (2,5...3).d1 = 100...120mm → chọn l11=110mm
l12 = −lc12
lc12 = 0,5. ( lm12 + b01 ) + k3 + hn
= 0,5. ( 55 + 23) + 15 + 18 = 72mm
→ l12 = −72mm
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5.(b0 − b13 .cos δ1 )

Trong đó b13=bw=49mm
→ l13 = 110 + 10 + 8 + 50 + 0,5.(23 − 49.cos13054 ') = 165, 72 → chọn l13=170mm

+)Trục II
l22= 0,5.(lm 22 + b0 ) + k1 + k2 = 0,5.(95 + 35) + 10 + 8 = 83mm
l23 = l22 + 0,5.(lm 22 + b13 .cos δ 2 ) + k1 = 83 + 0,5.(95 + 49.cos 76006 ') + 10 = 146,39
→ Chọn l23=150mm
l21 = lm 22 + lm 23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 95 + 90 + 23 + 30 + 16 = 254mm

2.3.4 Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men
2.3.4.1 Trục I

21


∑ Fx = X 1 + X 2 + Ft1 = 0

∑ Fy = Y1 + Y2 + Fr1 − Fd = 0



1
∑ M x = Y22 .l11 + Fr1.l13 − .Fa1.d m1 − Fd .l12 = 0
2

∑ M y = X 2 .l11 + Ft1.l13 = 0
 X 1 + X 2 = −3468,32
 X 1 = 1891,81
Y + Y = −69, 4
 X = −5360,13
1 2

⇔
⇔ 2
Y2 = −2529, 25
Y1 = 2459,89
 X 2 = −5360
Y2 = −2529, 29

+)Mô men uốn tại các mặt cắt
Mặt cắt 1-1
Mx = 0
M y = − Fd .l12 = −1156, 04. ( −72 ) = 83234,88 Nmm

Mặt cắt 2-2
M x = Y1.l11 = 2459,85.110 = 270583,5 Nmm
M y = Ft 1. ( l13 − l11 ) = 3468,32.60 = 208099, 2 Nmm

Mặt cắt 3-3

1
1
M x = .Fa1.d m1 = .303, 26.87.5 = 13267, 63 Nmm
2
2
My = 0

+)Tính chính xác trục
Tại tiết diện 1-1
M 1n = M 12x + M 12y = 83234,882 = 83234,88 Nmm
M 1td = M 12n + 0, 75.T12 = 83234,882 + 0, 75.151738,89 2 = 155552, 45 Nmm
→ d1 =

3

M 1td
155552, 45
=3
= 29mm
0,1.[ σ ]
6,3

Chọn đường kính lắp ô 1=40 mm

21


Tại tiết diện 2-2
M 2 n = M 22x + M 22y = 270583,52 + 208099, 22 = 341351,3 Nmm
M 2td = M 22n + 0, 75.T12 = 341351,32 + 0, 75.151738,89 2 = 365772,1Nmm

Tại mặt cắt 3-3
M 3n = M 32x + M 32y = 13267, 632 = 13267, 63 Nmm
M 3td = M 32n + 0, 75.T12 = 13267, 632 + 0, 75.151738,89 2 = 132077,81Nmm
→ d3 =

M 3td
132077,81
=3
= 27,57 mm
0,1.[ σ ]
6,3

3

Chọn đường kính lắp bánh răng d3 =25mm
→ Mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2-2
→ d2 =

M 2td
365772,1
=3
= 38, 72mm
0,1.[ σ ]
6,3

3

Chọn đường kính ổ lăn d2 =40mm

a, Tính kiểm nghiệm trục
1. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Ta kiểm nghiệm theo công thức :
S=

≥

Trong đó

là hệ số an toàn xét riêng ứng dụng pháp ,và ứng xuất tiếp

và được tính theo công thức trang 195
=

=

Thép cacbon ta có
=0,436. =0,436.600=261,6 MPa
= 0,58. σ −1 =0,58.261,6=151,73MPa
,

,

,

biên độ và giá trị trung bình của các ứng xuất

21

+) Đối với trục quay
σ a = σ max =

M 1 M 1 .32 365773,1.32
=
=
= 58, 21MPa
W1
π .d13
π .403

σm = 0

+) Trục quay 1 chiều
Ta có

=

T1 T1.16 151738,89.16
=
=
= 6, 04 MPa
w oj π .d13
2.π .403

τ max =

→τm = τa =

+)

,

τ max 12, 07
=
= 3, 02 MPa
2
2

hệ số tập trung ứng xuất thực tế tra bảng 10.12

ta có
+)

=

,

=1,76 ,

= 1,54

hệ số ảnh hưởng của kích thước trục tra bảng 10.10

ta có

=0,85, ετ = 0, 78 →

=2,07 , =1,97

Tra bảng 10.11 với kiểu lắp k6 ta được
=2,06

+)

,

,

=1,64

hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trị số ứng suất trung bình đến độ bền

mỏi thép cacbon ψ σ = 0, 05;ψ τ = 0

21


→

261, 6
= 2,18
2, 06.58, 21 + 0, 05.0
151, 73
= 30, 63MPa
1, 64.3, 02 + 0.3, 02

→

s= =>

=1,5 …2,0

→ trục đảm bảo về độ

2.Kiểm nghiệp trục về độ bền tĩnh
σ td = σ 2 + 3τ 2 ≤ [ σ ]

Trong đó:
σ = M max / 0,1.d 3 = 365772,1/ 0,1.403 = 57,15
τ = Tmax / 0, 2.d 3 = 151738,89 / 0, 2.403 = 11,85

[ σ ] = 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360 MPa
→ σ td = 57,152 + 3.11,85 = 60, 72 ≤ [ σ ]
2

21