Thuyết minh đồ án hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
Khoa - Cơ Khí

Đồ án môn học : CHI TIẾT MÁY
Sinh viên tiến hành : HOÀNG MINH TUẤN
MSSV : 21304529
Giáo viên hướng dẫn : PHẠM HUY HOÀNG
Ngày hoàn thành :
Ngày bảo vệ :
Đề số 8
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số 27

Thành phố Hồ Chí Minh , ngày 9 tháng 5 năm 2016


Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Bộ
truyền đai thang; 3- Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục; 4- Nối trục đàn hồi;
5- Thùng trộn. (Quay một chiều, tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ)
Số liệu thiết kế:
-

Công suất trên trục thùng trộn P=7kW
Số vòng quay trên trục thùng trộn : n=60(vg/ph)
Thời gian phục vụ: L= 3 năm
Số ngày làm việc/ năm: K ng = 325 ngày
Số ca làm việc trong ngày: 1 ca , 1 ca làm 8 giờ .
Chế độ tải t1 = 12( s); t2 = 12s; T1 = T ; T2 = 0,8T

Yêu cầu:

- 01 thuyết minh.
- 01 bản vẽ lắp A0 ; 01 bản vẽ chi tiết.
Nội dung thuyết minh:
1. Xác định công suất động cơ và phấn bố tỉ suất truyền cho hệ thống truyền cho
hệ thống truyền động.
2. Tính toán thiết kế các chi tiết máy:
a. Tính toán các bộ truyền hở (đai, xích hoặc bánh răng).
b. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
c. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
d. Tính toán thiết kế trục và then.
e. Chọn ổ lăn và nối trục.
f. Chọn thân máy, bu-lông và các chi tiết phụ khác.
3. Chọn dung sai lắp ghép.
4. Tài liệu tham khảo.
Lời nói đầu
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ
khí . Mặt khác , một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ
khí hiện đại . Vì vậy , việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là
công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hóa đất nước . Hiểu biết ,
nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là
những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên , kỹ sư cơ khí .
Trong công cuộc ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi , có thể
nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất . Đối
với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận
không thiếu .
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp
giảm tốc , qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học
như Cơ lý thuyết , Chi tiết máy , Vẽ kỹ thuật … ; và giúp sinh viên có cái nhìn

tổng quan về việc thiếc kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như
bánh răng , ổ lăn ,… Thêm vào đó , trong quá trình thực hiện các sinh viên có
thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí , đây là điều rất cần thiết với một
sinh viên cơ khí .
Em chân thành cảm ơn thầy NGUYỄN HUY HOÀNG , các thầy cô và các
bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ
án .
Với kiến thức còn hạn hẹp , vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi , em
rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn .
PHẦN 1
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SUẤT TRUYỀN.


1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1.1
Chọn hiệu suất của hệ thống:
 Hiệu suất truyền động:
ηch = η dη 2brcη knη 4ol = 0,96.0,962.0,99.0,994 = 0,8414

1.1.2

Với:
η d = 0,96 : hiệu suất bộ truyền đai thang
ηbrc = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
η kn = 0,99 : hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol = 0,99 : hiệu suất ổ lăn
Tính công suất cần thiết:
 Công suất tính toán:
2

2

2

2

 T1 
 T2 
T 
 0,8T 
 T ÷ t1 +  T ÷ t2
 ÷ .12 + 
÷ .12
T
T 






Ptt = Ptd = P.
= 7.
= 6,34(kW )
t1 + t2
12 + 12

 Công suất cần thiết trên trục động cơ là :
Pct =
1.1.3

Ptt
6,34
=
= 7,534(kW )
ηch 0,8414

Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
 Số vòng quay trên trục thùng trộn : n=60(vg/ph)
 Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống:
uch = u1u2 = 3.8 = 24

Với :
-u1= 3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai thang ( 3 ÷ 5 )
-u2= 8 : tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ( 8 ÷ 40 )
 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv uch = 60.24 = 1440 (vg/ph)
Chọn động cơ điện:
 Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:

1.1.4

 Pđc ≥ Pct
tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn

nđb ≈ nsb

Kiểu
Động cơ

4A132M4Y3

Công suất
kW
11

Vận tốc
Quay (vg/ph)
1458

 Pđc ≥ 7,534(kW )

nđb ≈ 1440(vòng / phút )
η%
Tmax
Cos ϕ
Tdn

0,87

87,5

2,2

TK
Tdn

2

 Tra bảng P1.3 sách Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - tập 1 của Trịnh Chất ,

Lê Văn Uyển ta chọn:
Động cơ 4A132M4Y3
1.2. Phân phối tỷ số truyền :
• Tỷ suất truyền chung của hệ dẫn động :


uch =

nđc 1458
=
= 24,3
nlv
60

 Tra bảng 3.1 tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp :
u = 2 2
u h = u1u2 = 8 →  1
u2 = 2 2

Với u1 bộ truyền cấp nhanh , u2 bộ truyền cấp chậm
• Vậy tỷ số truyền của bộ truyền đai thang :
u dt =

uch
24,3
=
= 3,04
u1u2
8

1.3 BẢNG ĐẶC TRỊ
1.3.1 Phân phối công suất trên các trục
P
7
=
= 7,21(kW )
2
ηol η kn 0,99 2.0,99
P3
7,21
• P2 =
=
= 7,59( kW )
ηolηbrc 0,99.0,96
• P3 =

• P1 =

P2
7,59
=
= 7,99(kW )
η olη brc 0,99.0,96

7,99
= 8,32( kW )
ηd 0,96
1.3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục :
• Pđc =

• n1 =

P1

=

ndc 1458
=
= 479,6(vg / ph)
ud
3,04

n1 479,6
=
= 169,56(vg / ph)
u1 2 2
n 169,56
• n3 = 2 =
= 59,95(vg / ph)
u2
2 2
• n2 =

1.3.3 Tính toán momen xoắn trên các trục :
• Tdc = 9,55.106

Pđc
8,32
= 9,55.10 6.
= 54496,57( Nmm)

nđc
1458

• T1 = 9,55.106

P1
7,99
= 9,55.10 6.
= 159100( Nmm)
n1
479,6

• T2 = 9,55.106

P2
7,59
= 9,55.106.
= 427485( Nmm)
n2
169,56

• T3 = 9,55.10 6

P3
7,21
= 9,55.106.
= 1148549 ( Nmm)
n3
59,95

• T4 = 9,55.106

Ptt
6,34
= 9,55.106
= 1009116,67( Nmm)
nlv
60

1.3.4 Bảng đặc tính :


Động cơ

Công suất (kW)

8,32

Tỷ số truyền u

3,04

Số vòng
(vg/ph)

quay

1458

Moment

(Nmm)

xoắn 54496,57

I

7,99

II

7,59
2 2

III

7,21

IV

7

2 2

479,6

169,56

59,95

60

159100

427485

1148549

1009117

PHẦN 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 Bộ truyền đai thang
2.1.1 Chọn loại đai và tiết diện đai :
 Công suất trên bộ truyền đai thang chính là công suất trên động cơ P1 = 8,32(kW ) ,
với số vòng quay là nđc = 1458(vg / ph) .
 Dựa hình 4.1 và bảng 4.13 tài liệu [1] ta chọn loại đai thang tiết diện đai B.
Với các thông số :
 bt = 14mm
 b = 17 mm

kích thước tiết diện 
h = 10,5mm
 yo = 4mm

Diện tích tiết diện A = 138mm 2
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 168mm theo tiêu chuẩn ( d1 = 140 ÷ 280mm ).
2.1.2 Xác định các thông số bộ truyền :
- Từ đường kính bánh đai , xác định vận tốc đai

πd1n1 π 168.1458
=
= 12,83(m / s )
60000
60000
Vì v < 12,83(m / s) nên chọn đai thang thường.
- Đường kính bánh đai lớn
du
168.3,04
d 2 = 1 dt =
= 515,9(mm)
1− ε
1 − 0,01
Với ε là hệ số trượt
Vậy theo tiêu chuẩn đường kính đai thang bảng 4.21 tài liệu [1] → d 2 = 560mm
- Khoảng cách trục a :
Trị số a được tính thỏa mãn điều kiện sau :
0,55(d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d 2 )
⇔ 0,55(168 + 560) + 10,5 ≤ a ≤ 2(168 + 560)
⇒ 400,4 ≤ a ≤ 1456
Theo bảng 4.14 tài liệu [1] ta có :
a
= 1 → a = d 2 = 560mm ( thỏa mãn )
d2
- Chiều dài đai :
Từ khoảng cách trục a đã chọn
π (d1 + d 2 ) (d 2 − d1 ) 2
π (168 + 560) (560 − 168) 2
L = 2a +
+

= 2.560 +
+
= 2332,14mm
2
4a
2
4.560
Theo tiêu chuẩn chọn L = 2360 mm (L= 800 ÷ 6300 )
- Số vòng chạy của đai trong 1s :
v 12,83
i= =
= 5,44 s −1 ≤ imax = 10 ( điều kiện được thỏa )
L 2,36
- Tính lại khoảng cách trục a :
π (d1 + d 2 )
π (d1 + d 2 ) 2
d −d
a = (L −
+ (L −
) − 8.( 2 1 ) 2 ) / 4
2
2
2
v1 =

= (2360 −

π (168 + 560)
π (168 + 560) 2
560 − 168 2

+ ( 2360 −
) − 8.(
) ) / 4 = 574,81mm
2
2
2

( thỏa mãn )
- Góc ôm đai bánh đai nhỏ :
(560 − 168)
α1 = 180° − 57
= 141,12° = 2,46rad
574,81
2.1.3 Xác định số đai :
- Số đai z được xác định theo công thức :
z ≥ P1 K đ /([ P0 ]Cα Cl Cu C z ) =

8,32.1,7
= 3,2
4,61.0,9.1,04.1,14.0,9

Vậy chọn z = 4 đai ( thỏa )
Trong đó :
P1 - công suất trên trục bánh đai chủ động ( kW) , P1=8,32 (kW).
[ P0 ] - công suất cho phép, tra bảng 4.19 ta chọn P0 = 4,61 (kW)
K đ = 1,7 hệ số tải trọng động , bảng 4.7


Cα = 1 − 0,0025(180 − α1 ) = 1 − 0,0025(180 − 141,12) = 0,9
Cl = 1,04 - hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai .

Cu = 1,14 - hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền .
Cz = 0,9 -hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng.
- Từ đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức :
B = ( z − 1)t + 2e = (4 − 1).19 + 2.12,5 = 82mm
Với t,e tra bảng 4.21
- Đường kính ngoài của bánh đai .
d a = d + 2ho = 168 + 2.4,2 = 176,4mm
2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
- Lực căng đai được xác định theo công thức :
780.8,32.1,7
F0 = 780 P1 K đ /(vCα z ) + Fv =
+ 0,178.12,832 = 268,16 N
12,83.0,9.4
Trong đó :
Fv - lực căng do lực li tâm sinh ra .
Fv = qm v 2 = 0,178.12,832 ( qm - khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng 4.22 tài
liệu [1] )
v- vận tốc vòng , m/s ;
P1 - công suất trên bánh đai chủ động , kW
- Lực tác dụng lên trục

F r = 2 F0 z sin(α1 / 2) = 2.268,16.4. sin(141,12 / 2) = 2023 N

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng :
 Thông số kỹ thuật :
- Thời gian phục vu : L= 3 năm
- Quay 1 chiều tải va đập nhẹ ,325 ngày/năm ,1 ca/ngày , 1 ca 8 giờ .
- Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ nghiêng ) :
- Tỷ số truyền : u1 = 2 2

- Số vòng quay trục dẫn : n1 = 479,6(vg / ph)
- Moment xoắn T trên trục dẫn : T1 = 159100 Nmm
- Cặp bánh răng cấp chậm ( bánh răng trụ nghiêng ) :
- Tỷ số truyền : u2 = 2 2
- Số vòng quay trục dẫn : n1 = 169,56(vg / ph)
- Moment xoắn T trên trục dẫn : T2 = 427485 Nmm
2.2.1 Chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng như sau :
Theo bảng 6.1 của tài liệu ta chọn vật liệu cặp bánh răng trụ nghiêng như sau:
 Bánh chủ động : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241...285 có

σ b1 = 850 Mpa, σ ch1 = 580 Mpa ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=260HB .
 Bánh bị động : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192...240 có

σ b 2 = 750 Mpa, σ ch 2 = 450 Mpa ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB .
2.2.1.1 Cặp bánh răng cấp chậm :
2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép :
 Số chu kì làm việc cơ sở


2, 4
2, 4
7
- N HO1 = 30 HB1 = 30.260 = 1,87.10 ( chu kì )
2, 4
2, 4
7
- N HO 2 = 30 HB2 = 30.230 = 1,4.10 ( chu kì )

- N FO1 = N FO 2 = 4.10 ( chu kì )
- Tuổi thọ Lh = 3.325.1.8 = 7800 ( giờ )

 Số chu kì làm việc tương đương , xác định theo sơ đồ tải trọng.
6

mH / 2

 T 
- N HE1 = 60c∑  i  ni ti
 Tmax 
3
 T 3 12
 0,8T  12 
7
+

.169,56.7800 = 6.10 (chu kì )
= 60.1. 
T
12
+
12
T
12
+
12


 

N
6.10 7

= 2,12.10 7 (chu kì )
- N HE 2 = HE1 =
u2
2 2
mH

 T 
- N FE1 = 60c∑  i  ni ti
 Tmax 
6
 T  6 12
 0,8T  12 
7
60
.
1
.
+


 
.169,56.7800 = 5.10 (chu kì )
=
 T  12 + 12  T  12 + 12 
N FE1 5.107
=
= 1,77.107 (chu kì )
u1
2 2
 N HE1 > N HO1

N
 HE 2 > N HO 2
- Ta thấy 
nên chọn N HE = N HO để tính toán.
 N FE1 > N FO1
 N FE 2 > N FO 2

- N FE 2 =

- Suy ra K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1
 Ứng suất cho phép :
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] với thép 45 tôi cải thiện ,
 Giới hạn mỏi tiếp xúc : σ H0 lim = 2 HB + 70; S H = 1,1
- Bánh chủ động : σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa
- Bánh bị động : σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
 Giới hạn mỏi uốn : σ 0 F lim = 1,8HB
- Bánh chủ động : σ 0 F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.260 = 468MPa
- Bánh bị động : σ 0 F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414MPa
 Ứng suất tiếp xúc cho phép :
0,9 K HL
với SH = 1,1 ( thép 40XH tôi cải thiện ) nên :
SH
1
= 590 = 536,36( MPa)
1,1

0
- Tính sơ bộ : [σ H ] = σ H lim

[σ H 1 ] = σ H0 lim1 K HL1

-

SH

[σ H 2 ] = σ H0 lim 2 K HL 2
SH

= 530

1
= 481,81( MPa)
1,1


⇒ [σ H ] =

[σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 536,36 + 481,81 = 509,09( MPa)
2

2

 Ứng suất uốn cho phép :
σ F0 lim K FC
[σ H ] =
K FL
SF

Với KFC=1 ( do quay 1 chiều ) ,SF =1,75 - tra bảng 6.2 tài liệu [1]

[σ F1 ] = 468 .1 = 267,43( MPa)

1,75

và [σ F 2 ] =

414
.1 = 236,57( MPa)
1,75

 Ứng suất quá tải cho phép :
[σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260Mpa
[σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464Mpa
[σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360Mpa
2.2.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
 Theo công thức (6.15a) tài liệu [1] ta có khoảng cách trục :
aw 2 = K a (u2 + 1) 3

T2 K H β

ψ ba [ σ H ] u2
2

= 43(2 2 + 1) 3

427485.1, 05
= 189, 7( mm)
0, 4.509, 092.2 2

→ với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw 2 = 200mm

Với :

-Ka =43 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ( Bảng 6.5 tài
liệu [1])
-T2 = 427485 Nmm : momen xoắn trên trục bánh chủ động.
-ψ ba = 0,4;ψ bd = 0,53ψ ba (u1 ± 1) = 0,53.0,4.( 2 2 + 1) = 0,81
- K Hβ = 1,05 trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Với
ψ bd = 0,81 tra bảng 6.7 tài liệu [1]

2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp :
mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = 2 ÷ 4(mm)

 Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn mn = 2,5 (mm)
 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 10°
 Theo (6.31) tài liệu [1] số bánh răng nhỏ :
z3 =

2aw .cos ( β )
m(u2 + 1)

=

2.200.cos(10)
= 41,16 lấy z3 = 41 răng
2, 5.(2 2 + 1)

z4 = z3.u2 = 2 2 .41 = 115,9 lấy
 Góc nghiêng răng : β = arccos

z4 = 116 răng

m(u2 + 1) z3

2,5.(2 2 + 1).41
= arccos
= 11,17°
2 aw
2.200

2.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
σH =

Z M Z H Zε
dw

2T2 K H (u 2 + 1)
bwu2

Trong đó :
- ZM = 274 MPa1/ 3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ( bảng 6.5


tài liệu [1] )
- ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc . Theo công thức (6.34) tài liệu [1]
2 cos β b
2 cos10,49°
ZH =
=
= 1,74
sin 2α tw
sin(2.20,35°)
Với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

β b = acrtg[cos(α t )tgβ ] = arctg [cos(20.35°)tg11,17°] = 10,49° với bánh răng nghiêng
 tgα 
 tg 20° 
= arcctg 
Không dịch chỉnh α t = atw = arctg 
là góc

 = 20,35° ( với α t
 cos11,17° 
 cos β 
profin răng và α tw là góc ăn khớp .
- Z ε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , xác định như sau :
bw sin ( β ) aw .ψ ba sin ( β ) 200.0,4. sin (11,17°)
=
=
= 1,97 > 1
- Hệ số trùng khớp dọc ε β =
πm
πm
π .2,5
- Hệ số trùng khớp ngang

 1 1 

1 
1
ε α = 1,88 − 3,2 +  cos( β ) = 1,88 − 3,2 +
 cos(11,17°) = 1,74
 41 116 


 z1 z2 

1
1
=
= 0,76
- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu [1] Z ε =
εα
1,74
KH - hệ số tải trọng tiếp xúc : K H = K Hα .K Hβ .K Hv

- K Hβ = 1,05 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
- K Hα = 1,13 .
π d .n π .104,5.169,56
= 0,93(m / s) . Trong đó đường kính vòng
Với vận tốc vòng v = w3 2 =
60000

lăn bánh chủ động d w=

60000

2a w
2.200
=
= 104,5(mm)
u2 + 1 2 2 + 1

Với v=0,93 < 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn
K Hα = 1,13 .

- Theo công thức (6.42) tài liệu [1] , ta có :
vH = δ H .g 0 .v. aw u2 = 0,002.73.0,93 200 2 2 = 1,14

Với : δ H = 0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( bảng 6.15 tài liêu
[1] ) ; g 0 = 73 ; ( khoảng 6.16 tài liệu [1] )
v .b .d

1,14.104,5.80

H w w3
- K Hv = 1 + 2T .K .K = 1 + 2.427485.1, 05.1,13 = 1, 009
2
Hβ
Hα

Vậy K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,05.1,13.1,009 = 1,2
2 aw
2.200
=
= 104,5
u2 + 1 2 2 + 1
= 0,4.200 = 80 (mm)

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w3 =
- Bề rộng vành răng : bw = aw .ψ ba
σH =

Z M Z H Zε 2T2 K H (u2 + 1)
.
d w3

bwu2


=

274.1,74.0,76 2.427485.1,2.(2 2 + 1)
.
= 456,83MPa
104,5
80.2 2

(1)

- Theo (6.1) tài liệu [1] với v= 2,6 (m/s) < 5 (m/s) , Zv =1 với cấp chính xác động học là
9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc, khi đó cần gia công độ nhám
Ra
=2,5 ...1,25 µm ZR = 0,95 với vòng đỉnh bánh răng da <700 mm , K xH = 1 , do đó theo
(6.1 ) và (6.1a) tài liệu [1] .
[σ H ] cx = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 509,09.1.0,95.1 = 483,63 MPa
(2)
→ Từ (1) và (2) ta có σ H < [σ H ] cx , cặp cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.2.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
- Điều kiện bền uốn σ F =

2T2YFt Ft K F Yε Yβ
bw d w3 m

≤ [σF ]

→ Xác định số răng tương đương

z1
41
zv1 =
=
= 43,4 → zv1 = 44
3
3
cos β cos 11,17°
z2
116
zv 2 =
=
= 122,85 → zv 2 = 123
3
cos β cos 3 11,17°
Theo bảng 6.7 tài liệu [1] , K Fβ = 1,12 , theo bảng 6.14 với v =0,93 (m/s) <4 (m/s)

và cấp chính xác 9 , K Fα = 1,37 , theo ( 6,47) tài liệu [1] hệ số .
VF = δ F g 0 v aw v1 = 0,002.73.0,93 200 2 2 = 1,14

(trong đó δ F = 0,002 theo bảng 6.15 ; q0 = 73 theo bảng 6.16 )
K Fv = 1 +

VF bw d w3
1,14.80.104,5
= 1+
= 1,007
2T2 K F β K Fα
2.427485.1,12.1,37

Vậy K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,12.1,37.1,007 = 1,55
→ Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu [1]
- Đối với bánh dẫn : YF1 =3,7
- Đối với bánh bị dẫn : YF2 = 3,6
1
1
=
= 0,58 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .
ε α 1,74
β°
11,17
→ Yβ = 1 −
= 1−
= 0,92 : hệ số kể đến độ nghiêng răng
140
140
Với m=2,5 , Ys = 1,08 − 0,065 ln(2,5) = 1,02 , YR = 1 , KxF = 1 ( ( d a ≤ 400mm ) , do đó
→ Yε =

theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1] .
→ [σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .YS .K xF = 267,43.1.1,02.1 = 272,8MPa
→ [σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .YS .K xF = 236,57.1.1,02.1 = 241,3MPa
⇒ Độ bền uốn tại chân răng
2T1YF 1 K F Yε Yβ

2.427485.3, 7.1,55.0,58.0,92
= 125,18 (MPa)
bw d w3m
80.104,5.2,5
Nên σ F 1 < [σ F 1 ] = 272,8 MPa

YF 2
3,6
= 125,18.
= 121,8 MPa
- σ F 2 = σ F1
YF 1
3,7

- σ F1 =

=


Nên σ F 2 < [σ F 2 ] = 241,3 MPa
2.2.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Với hệ số quá tải : K qt =

Tmax
= 2,2
T

- Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải :
 σ H max = [σ H ]. K qt = 456,83. 2,2 = 677,6 < [σ H ] max = 1260 MPa
- Theo ( 6.49) tài liệu [1] .
 σ F 1max = σ F 1 K qt = 125,18.2,2 = 275,4MPa < [σ F 1 ] max = 464 Mpa
 σ F 2 max = σ F 2 K qt = 121,8.2,2 = 267,96 Mpa < [σ F 2 ] max = 360 Mpa
2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp chậm
Thông số

Giá trị

Khoảng cách trục

aw = 200mm

Modun pháp

m = 2,5 mm

Chiều rộng vành răng

bw3 = 80 + 5 = 85mm, bw 4 = 80mm

Tỉ số truyền

u1 = 2 2

Góc nghiêng răng

β = 11,17°

Số bánh răng

Z3 = 41

Z4 = 116

Hệ số dịch chỉnh

x3 = 0

x4 = 0

Đường kính vòng chia (Bảng 6.11)

d3 = mz3 / cos β = 104,5

d4 = 295,6

Đường kính đỉnh răng (Bảng 6.11)

da3 = d1 + 2m = 109,5

da4 =300,6

Đường kính đáy răng (Bảng 6.11)

df3 = d1 -2,5m =98,25

df4 =289,35

Góc profin răng (Bảng 6.11)

α t = 20,35°

Góc ăn khớp (Bảng 6.11)

α w = 20,35°

2.2.2.1 Cặp bánh răng cấp nhanh :

2.2.2.2 Xác định ứng suất cho phép :
 Số chu kì làm việc cơ sở
- N HO1 = 30 HB12, 4 = 30.260 2, 4 = 1,87.107 ( chu kì )
- N HO 2 = 30 HB22, 4 = 30.230 2, 4 = 1,4.107 ( chu kì )
- N FO1 = N FO 2 = 4.10 6 ( chu kì )
- Tuổi thọ Lh = 3.325.1.8 = 7800 ( giờ )
 Số chu kì làm việc tương đương , xác định theo sơ đồ tải trọng.


mH / 2

 T 
- N HE1 = 60c∑  i  ni ti
 Tmax 
3
 T 3 12
 0,8T  12 
7
+

.479,6.7800 = 16,97.10 (chu kì )
= 60.1. 
 T  12 + 12  T  12 + 12 

- N HE 2 =

N HE1 16,97.10 7
=
= 6.107 (chu kì )
u1

2 2
mH

 T 
- N FE1 = 60c∑  i  ni ti
 Tmax 
6
 T  6 12
 0,8T  12 
7
+

.479,6.7800 = 14,16.10 (chu kì )
= 60.1. 
T
12
+
12
T
12
+
12


 

N
14,16.10 7
= 5.107 (chu kì )
- N FE 2 = FE1 =

u1
2 2
 N HE1 > N HO1
N
 HE 2 > N HO 2
- Ta thấy 
nên chọn N HE = N HO để tính toán.
 N FE1 > N FO1
 N FE 2 > N FO 2

- Suy ra K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1
 Ứng suất cho phép :
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] với thép 45 tôi cải thiện ;
 Giới hạn mỏi tiếp xúc : σ H0 lim = 2 HB + 70; S H = 1,1
- Bánh chủ động : σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.260 + 70 = 590 MPa
- Bánh bị động : σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
 Giới hạn mỏi uốn : σ 0 F lim = 1,8HB
- Bánh chủ động : σ 0 F lim1 = 1,8 HB1 = 1,8.260 = 468MPa
- Bánh bị động : σ 0 F lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.230 = 414MPa
 Ứng suất tiếp xúc cho phép :
0,9 K HL
với SH =1,1 ( thép 40XH tôi cải thiện ) nên :
SH
1
= 590 = 536,36( MPa)
1,1

0
- Tính sơ bộ : [σ H ] = σ H lim

[σ H 1 ] = σ H0 lim1 K HL1
-

SH

[σ H 2 ] = σ H0 lim 2 K HL 2

SH
[σ ] + [σ H 2 ]
⇒ [σ H ] = H 1
2

1
= 481,81( MPa)
1,1
536,36 + 481,81
=
= 509,09( MPa)
2
= 530

 Ứng suất uốn cho phép :
0
[σ H ] = σ F lim K FC K FL
SF

Với KFC=1 ( do quay 1 chiều ) ,SF =1,75 - tra bảng 6.2 tài liệu [1]


[σ F1 ] = 468 .1 = 267,43( MPa)

1,75

và [σ F 2 ] =

414
.1 = 236,57( MPa)
1,75

 Ứng suất quá tải cho phép :
[σ H ] max = 2,8σ ch 2 = 2,8.450 = 1260Mpa
[σ F1 ] max = 0,8σ ch1 = 0,8.580 = 464Mpa
[σ F 2 ] max = 0,8σ ch 2 = 0,8.450 = 360Mpa
2.2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Vì là hộp giảm tốc bánh răng 2 cấp đồng trục nên :

→ aw1 = aw 2 = 200mm

Với :
-Ka =43 : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ( Bảng 6.5 tài
liệu [1])
-T1 = 159100 Nmm : momen xoắn trên trục bánh chủ động.
-ψ ba = 0,31;ψ bd = 0,53ψ ba (u1 ± 1) = 0,53.0,31.(2 2 + 1) = 0, 63
- K H β = 1, 04 : trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Với

ψ bd = 0, 63 tra bảng 6.7 tài liệu [1]
→ với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn aw = 200mm

2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp :
mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = 2 ÷ 4(mm) theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn


mn = 2,5 (mm)
 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β = 10°
 Theo (6.31) tài liệu [1] số bánh răng nhỏ :
z1 =

2aw1.cos ( β )
m(u1 + 1)

=

2.200.cos(10)
= 41,16 lấy z1 = 41 răng
2,5.(2 2 + 1)

z2 = z1.u2 = 2 2 .41 = 115,9 lấy
 Góc nghiêng răng : β = arccos

z2 = 116 răng

m(u1 + 1) z1
2,5.(2 2 + 1).41
= arccos
= 11,17°
2aw1
2.200

2.2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc :
σH =

Z M Z H Zε
d w1

2T1 K H (u1 + 1)
bwu1

Trong đó :
- ZM = 274 MPa1/ 3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp ( bảng 6.5
tài liệu [1] )
- ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc . Theo công thức (6.34) tài liệu [1]
2 cos β b
2 cos10,49°
ZH =
=
= 1,74
sin 2α tw
sin(2.20,35°)
Với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
β b = acrtg[cos(α t )tgβ ] = arctg [cos(20.35°)tg11,17°] = 10,49° với bánh răng nghiêng


 tgα 
 tg 20° 
= arcctg 

 = 20,35° ( với α t
 cos11,17° 
 cos β 

Không dịch chỉnh α t = atw = arctg 

là góc

profin răng và α tw là góc ăn khớp .
- Z ε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , xác định như sau :
- Hệ số trùng khớp dọc ε β =

bw sin ( β )

πm

=

aw1.ψ ba sin ( β )

πm

=

200.0,31.sin ( 11,17° )

π .2,5

= 1,53 > 1

- Hệ số trùng khớp ngang

 1 1 

1 

1
ε α = 1,88 − 3,2 +  cos( β ) = 1,88 − 3,2 +
 cos(11,17°) = 1,74
 41 116 

 z1 z2 

1
1
=
= 0,76
- Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu [1] Z ε =
εα
1,74
KH - hệ số tải trọng tiếp xúc : K H = K Hα .K Hβ .K Hv

- K H β = 1, 04 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
- K Hα = 1,13 .
πd .n π .104,5.479,6
= 2,6(m / s ) . Trong đó đường kính vòng
Với vận tốc vòng : v = w1 1 =
60000

lăn bánh chủ động d

w1

=

60000

2aw1
2.200
=
= 104,5(mm)
u1 + 1 2 2 + 1

Với v=2,6 > 4(m/s) theo bảng 6.13 tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn K Hα = 1,13 .
- Theo công thức (6.42) tài liệu [1] , ta có :
vH = δ H .g 0 .v. aw1 u1 = 0, 002.73.2, 6 200 2 2 = 3, 2

Với : δ H = 0,002 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( bảng 6.15 tài liêu
[1] ) ; g 0 = 73 ; ( khoảng 6.16 tài liệu [1] )
v .b .d

H w w1
- K Hv = 1 + 2T .K .K
1

Hβ

Hα

= 1+

3, 2.62.104,5
= 1, 06
2.159100.1, 05.1,13

Vậy K H = K H β .K Hα .K Hv = 1, 04.1,13.1, 06 = 1, 25

2aw1
2.200
=
= 104,5
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w1 =
u1 + 1 2 2 + 1
- Bề rộng vành răng : bw = aw1.ψ ba = 0,31.200 = 62 (mm)
σH =
=

Z M Z H Zε 2T1 K H (u1 + 1)
.
d w1
bwu1

274.1, 74.0, 76 2.159100.1, 25.(2 2 + 1)
.
= 323,1MPa
104,5
62.2 2

(1)

- Theo (6.1) tài liệu [1] với v= 3,2 (m/s) < 5 (m/s) , Zv =1 với cấp chính xác động học là
9 ,chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc, khi đó cần gia công độ nhám
Ra
=2,5 ...1,25 µm ZR = 0,95 với vòng đỉnh bánh răng da <700 mm , K xH = 1 , do đó theo
(6.1 ) và (6.1a) tài liệu [1] .
[σ H ] cx = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 509,09.1.0,95.1 = 483,63 MPa
(2)

→ Từ (1) và (2) ta có σ H < [σ H ] cx , cặp cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

2.2.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
- Điều kiện bền uốn σ F =

2T1YFt Ft K F Yε Yβ
bw d w1m

≤ [σ F ]

→ Xác định số răng tương đương
z1
41
zv1 =
=
= 43,4 → zv1 = 44
3
3
cos β cos 11,17°
z2
116
zv 2 =
=
= 122,85 → zv 2 = 123
3
cos β cos 3 11,17°
Theo bảng 6.7 tài liệu [1] , K Fβ = 1,12 , theo bảng 6.14 với v =3,2 (m/s) <4 (m/s) và

cấp chính xác 9 , K Fα = 1,37 , theo ( 6,47) tài liệu [1] hệ số .
VF = δ F g 0 v aw1 v1 = 0, 002.73.2,1 200 2 2 = 3, 2

(trong đó δ F = 0,002 theo bảng 6.15 ; q0 = 73 theo bảng 6.16 )
K Fv = 1 +

VF bw d w1
3, 2.62.104,5
= 1+
= 1, 042
2T1 K F β K Fα
2.159100.1,12.1,37

Vậy K F = K F β .K Fα .K Fv = 1,12.1,37.1, 042 = 1, 6
→ Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18 tài liệu [1]
- Đối với bánh dẫn : YF1 =3,7
- Đối với bánh bị dẫn : YF2 = 3,6
1
1
=
= 0,58 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .
ε α 1,74
β°
11,17
→ Yβ = 1 −
= 1−
= 0,92 : hệ số kể đến độ nghiêng răng
140
140
Với m=2,5 , Ys = 1,08 − 0,065 ln(2,5) = 1,02 , YR = 1 , KxF = 1 ( ( d a ≤ 400mm ) , do đó

→ Yε =

theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1] .
→ [σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .YS .K xF = 267,43.1.1,02.1 = 272,8MPa
→ [σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .YS .K xF = 236,57.1.1,02.1 = 241,3MPa
⇒ Độ bền uốn tại chân răng
2T1YF 1 K F Yε Yβ

2.159100.3, 7.1, 6.0,58.0,92
= 62,05 (MPa)
bw d w1m
62.104,5.2,5
Nên σ F 1 < [σ F 1 ] = 272,8 MPa
YF 2
3,6
= 62, 05.
= 60,38 MPa
- σ F 2 = σ F1
YF 1
3,7
Nên σ F 2 < [σ F 2 ] = 241,3 MPa

- σ F1 =

=

2.2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Với hệ số quá tải : K qt =

Tmax

= 2,2
T

- Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải :
 σ H max = [ σ H ] . K qt = 323,1. 2, 2 = 479, 2 < [ σ H ] max = 1260 MPa
- Theo ( 6.49) tài liệu [1] .


 σ F 1max = σ F 1kqt = 62, 05.2, 2 = 136,51MPa < [ σ F 1 ] max = 464Mpa
 σ F 2max = σ F 2 kqt = 60,38.2, 2 = 132,84Mpa < [ σ F 2 ] max = 360 Mpa
2.2.1.8 Bảng thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh
Thông số

Giá trị

Khoảng cách trục

aw1 = 200mm

Modun pháp

m = 2,5 mm

Chiều rộng vành răng

bw1 = 62 + 5 = 67mm, bw 2 = 62mm

Tỉ số truyền

u1 = 2 2

Góc nghiêng răng

β = 11,17°

Số bánh răng

Z1 = 41

Z2 = 116

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0

x2 = 0

Đường kính vòng chia (Bảng 6.11)

d1 = mz1 / cos β = 104,5

d2 = 295,6

Đường kính đỉnh răng (Bảng 6.11)

da1 = d1 + 2m = 109,5

da2 =300,6

Đường kính đáy răng (Bảng 6.11)

df1 = d1 -2,5m =98,25

dF2 =289,35

Góc profin răng (Bảng 6.11)

α t = 20,35°

Góc ăn khớp (Bảng 6.11)

α w = 20,35°

2.3 Thiết kế trục - chọn then.
Thông số thiết kế - Moment xoắn trên các trục :
 Trục I : T1 = 159100 Nmm
 Trục II : T2= 427485 Nmm
 Trục III : T3= 1148549 Nmm
Quy ước các kí hiệu
 k : số thứ tự các trục trong hộp giảm tốc
 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng
 i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ
 i = 2..s : với s là số chi tiết quay
 lk1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
 lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diệt thứ i trên trục k
 lmki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i ) trên trục .
 lcki : khoảng cách công-xôn trên trục thứ k , tính từ chi tiết i ở ngoài hộp giảm tốc đến
gối đỡ .
 bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k .

2.3.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục :
Thép 45 có σ b = 600 MPa ứng suất xoắn cho phép τ = 15 ÷ 30MPa
 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : d k = 3

Tk
0, 2 [ τ ]

d1 =

3

T1
159100
=3
= 29,81 ÷ 37,57 (mm)
0, 2 [ τ ]
0, 2.[ 15 ÷ 30 ]

d2 =

3

T2
427485
=3
= 41, 45 ÷ 59, 29 (mm)
0, 2 [ τ ]
0, 2.[ 15 ÷ 30 ]

d3 =

3

T3
1148549
=3
= 57, 6 ÷ 72, 6 (mm)
0, 2 [ τ ]
0, 2.[ 15 ÷ 30]

 Tra bảng 10.2 tài liệu [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn tiêu
chuẩn :
Chọn Trục I :
Trục II :
Trục III :

d1 = 35mm

b0 = 21mm
d 2 = 50mm

b0 = 27mm
d3 = 65mm
b0 = 33mm

2.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .
 k1 = 8(mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
 k2 = 5(mm) : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp .

 k3 = 20 (mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
 hn = 20 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông
2.3.2.1 Trục I:
 l12 = -lc12 =0,5( lm12 + b0 ) + k3 + hn
(bo = 27 mm chiều dài ổ lăn với d2 = 50 mm )
Với lm12 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 42 ÷ 52,5 = 45 (mm)
→ l12 = 0,5(45+27) + 20 + 20 = 76 (mm)
 l13 = 0,5( lm13 + b0 ) + k1 + k2
Với lm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 42 ÷ 52,5 = 45 (mm) .Nhưng do chiều rộng bánh răng là
bw1 = 67 mm nên tối thiểu ta phải chọn lm13 = bw1 = 67 mm : chiều dài mayơ bánh
răng trụ ngiêng.
→ l13 = 0,5(67 + 27) + 8 + 5 = 60 (mm)
 l11 = 2.l13 = 2.60 = 120 (mm)
2.3.2.2 Trục II
 Chiều dài mayơ bánh răng trụ.
lm22 = (1,2 ÷1,5)d2 = (1,2÷1,5)50 = 60÷75 = 75 (mm)
 l22 = 0,5(lm22 + b0 ) + l4 + k2 (l4 = 10 mm)
= 0,5(75 + 27) +10 + 5 =66 (mm)
 l23 = l11 + l32 + k1 + b0


=120 + 67,5 + 8 + 27 = 222,5 (mm)
 l21 = l23 + l32 = 222,5 + 67,5 = 290 (mm)
 b23 = bw2 = 85 (mm)
2.3.2.3 Trục III
 Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh răng
lm32 = (1,2 ÷ 1,5)d3 = (1,2 ÷ 1,5)65=78 ÷ 97,5 = 85 (mm)
 Chiều dài mayơ khớp nối
lm33 = (1,4 ÷ 2,5)d3 = (1,4 ÷ 2,5)65 = 91 ÷ 162,5 = 100 (mm)
 l32 = 0,5( lm32 + b0 ) + k1 + k2 = 0,5( 85+27 ) + 8 + 5 = 67,5 (mm)

 l31 = 2.l32 = 2.67,5 = 135 (mm)
 l33 = l31 + lc33 = 135 + 103,5 = 238,5 (mm)
 lc33 = 0,5(lm33 + b0 ) + k3 + hn
= 0,5(100 + 27) +20 +20 = 103,5 (mm)
2.3.3 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:
 Cặp bánh răng cấp nhanh :
- Lực vòng
Ft1 = Ft 2 =

2T1 2.159100
=
= 3045( N )
dw
104,5

-

Lực hướng tâm
F tgα 3045.tg (20,35°)
Fr1 = Fr 2 = t1
=
= 1151( N )
cos β
cos(11,17°)
- Lực dọc trục
Fa1 = Fa 2 = Ft1tg β = 3045tg (11,17°) = 601, 27( N )
 Cặp bánh răng cấp chậm :
- Lực vòng :
Ft 3 = Ft 4 =

2T2 2.427485
=
= 8181,5( N )
dw
104,5

-

Lực hướng tâm
F tgα 8181,5.tg (20,35°)
Fr 3 = Fr 4 = t 3
=
= 3093( N )
cos β
cos(11,17°)
- Lực dọc trục
Fa 3 = Fa 4 = Ft 3tg β = 8181,5tg (11,17°) = 1615,5( N )
 Lực do bộ truyền ngoài
- Lực do bộ truyền đai
Fđ = Frđ = 2023 (N)
- Lực nối trục ( khớp nối đàn hồi )
Fnt = (0, 2 ÷ 0,3)

= (0, 2 ÷ 0,3)

2T3
Do

2.1148549
= 1767 ÷ 2650 = 2000( N )

260

Với Do = 260 mm : ( Bảng 16-10a tài liệu [2]) đường kính vòng tròn qua tâm bu
lông .


2.3.4 Xác định lực tác dụng lên trục , đường kính các đoạn trục :
2.3.4.1 Trục I :
 Phân tích phản lực tại các gối đỡ :

-

Moment uốn quanh trục X do lực Fa1 gây ra
M1 =

-

Fa1.d w 601, 27.104,5
=
= 31573 Nmm
2
2

Lực do bộ truyền đai (phương chiều như hình vẽ ) : Fđ =2023 N
Phương trình cân bằng lực :

∑ Fx = 0 ⇔ − RAx + RBx + Fd − Ft1 = 0

∑ FY = 0 ⇔ RAy + RBy − Fr1 = 0


∑ M X / A = 0 ⇔ Fr1.60 + M a1 − RBy .120 = 0

∑ M Y / A = 0 ⇔ Fd .76 + Ft1.60 − RBx .120 = 0
 RAx = 1781, 73 N

 RAy = 313, 45 N
⇒ 
 RBx = 2803, 73 N
 RBy = 837,55 N




 Đường kính các đoạn trục :
- Theo bảng 10.5 tài liệu [1] với d1 =35 mm ⇒ [ σ ] = 65MPa
M 10td = M X2 /10 + M Y2/10 + 0, 75.T102 = 137785 Nmm
M 11td = M X2 /11 + M Y2/11 + 0, 75.T112 = 206453,5 Nmm
M 12td = M X2 /12 + M Y2/12 + 0, 75.T122 = 223173, 2 Nmm
M 13td = M X2 /13 + M Y2/13 + 0, 75.T132 = 0 Nmm
⇒ d10 =

3

M 10td
> 27, 68mm
0,1.[ σ ]

⇒ d11 =

3

M 10td
> 31, 67 mm
0,1.[ σ ]

⇒ d12 =

3

M 10td
> 32,5mm
0,1.[ σ ]

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
d10 = 35 mm , d11 = d13 = 40 mm , d12 = 45 mm
2.3.4.2 Trục II :
 Phân tích phản lực tại các gối đỡ :
- Moment uốn do lực Fa2 , Fa3 gây ra :
Fa 2 .d w2 601, 27.295, 6
=
= 88868 Nmm
2
2
F .d
1615,5.104,5
= a 3 w3 =
= 84410 Nmm
2
2

M a2 =
M a3

-

Phương trình cân bằng lực :

∑ Fx = 0 ⇔ − RAx + RBx + Ft 2 − Ft 3 = 0

∑ FY = 0 ⇔ RAy + RBy − Fr 2 − Fr 3 = 0

∑ M X / A = 0 ⇔ Fr 2 .66 + Fr 3 .222,5 + M a 3 − RBy .290 − M a 2 = 0

∑ M Y / A = 0 ⇔ Ft 2 .66 − Ft 3 .222,5 + RBx .290 = 0
 RAx = 447, 7 N

 RAy = 1624,3 N
⇒ 
 RBx = 5584, 2 N
 RBy = 2619, 7 N




 Đường kính các đoạn trục :
- Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d2 =50 mm ⇒ [ σ ] = 50MPa
td
M 20
= M X2 / 20 + M Y2/20 + 0, 75.T202 = 0 Nmm
td

M 21
= M X2 / 21 + M Y2/21 + 0, 75.T212 = 386553 Nmm
td
M 22
= M X2 / 22 + M Y2/22 + 0, 75.T222 = 557133 Nmm
td
M 23
= M X2 / 23 + M Y2/23 + 0, 75.T232 = 0 Nmm

⇒ d 21 >

3

td
M 21
= 42, 6mm
0,1.[ σ ]

⇒ d 22 >

3

td
M 22
= 48,12mm
0,1.[ σ ]

-

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d21 = d22 = 50 mm ; d20 = d23 = 45 mm
2.3.4.3 Trục III :
 Phân tích phản lực tại các gối đỡ :
- Moment uốn do Fa4 gây ra :

M a4 =
-

Fa 4 .d w4 1615,5.295, 6
=
= 238771Nmm
2
2

Lực nối trục Fnt = 2000N
Phương trình cân bằng lực :

∑ Fx = 0 ⇔ RAx − RBx − Ft 4 + Fnt = 0

∑ FY = 0 ⇔ RAy − RBy − Fr 4 = 0

∑ M X / A = 0 ⇔ Fr 4 .67,5 − M a 4 + RBy .135 = 0

∑ M Y / A = 0 ⇔ − Ft 4 .67,5 + Fnt .373,5 − RBx .135 = 0
 RAx = 7624,1N

 RAy = 3315 N
⇒ 
 RBx = 1442, 6 N
 RBy = 222 N

