tiểu luận nguyên lý chi tiết máy spkt

Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ điện:
1.1.1.Xác định công suất trên trục động cơ điện:
Công suất truyền trên các trục công tác: Pt = 2.94 kw
Công suất trên trục động cơ điện:

Pct =

Pt

η (1)

Hiệu suất truyền động:

η = η1 .η 2 .η 3 ... = η nt .ηol3 .ηbr .η x

(công thức (2.9) trang 19 tài liệu [I] )
Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu [1] ta có:

η x = 0,95

Hiệu suất bộ truyền xích:
Hiệu suất nối trục di động:
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:
Hiệu suất 1 cặp bánh răng:

ηk = 1

η ol = 0,99

η br =0,96

=> η = 1. 0,993. 0,96. 0,95 = 0,885
Pct =

Pt
2,94
=
= 3,32
η 0,885

Thay vào (1)
(kw)
1.1.2.Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:

n sb = u t .u lv

Ta có:
nlv = 85 (vòng/phút)
ut : tỷ số truyền của hệ thống dẫn động.
Trong đó: ut = un.uh
Uh : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp. Uh = 4
Un : tỷ số truyền bộ truyền xích. Un = Ux = 3 (chọn theo bảng 2.4 trang
21 tài liệu [I])
 Ut = 3.4 = 12
 nsb = 12.85 = 1020 (vòng/phút)
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 1


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Theo điều kiện: Pđc ≥ Pct
nđb ≈ nsb
(công thức (2.19) trang 22 tài liệu [I] )
Tra bảng phụ lục 1.2 trang 235 tài liệu [I] ta chọn động cơ: DK.52_6 có:
Pđc = 4,5 kw
Nđc = 950 (vòng/phút)
1.2. Phân phối tỷ số truyền:
1.2.1Tỷ số truyền:

u =

nđc 950
=
= 11,17
nlv
85

(công thức (3.23) trang 48 tài liệu [I] )

1.2.2Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:

ut = un .ubr

(công thức (3.24) trang 48 tài liệu [I] )

Với un = ux = 3 (đã chọn)

ubr =

u
u

=

11 .17
= 3,72
3

x
=>
Mặt khác ubr = u1.u2
Theo công thức thực nghiệm ta có:

u1 = (1,2 ÷ 1,3)u 2

Chọn u1 = 1,3u2

2
u
2
=> 1,3
= 3,72 => u2 = 1,69

=> u1 = 1,3.1,69 = 2.19
1.2.3. Tính lại giá trị un theo u1 và u2 trong hộp giảm tốc
u
11,17
=
= 3,01
u
.
u
1
,
69
.
2
.
19
1
2
U =
x

- Kiễm tra: u1.u2.ux = 1,69.2,19.3,01=11,14
| u1.u2.ux – U| = |11,17-11,14| = 0,03.
Vậy chấp nhận các tỉ số truyền: u1 =1,69và u2= 2,19

1.2.4.Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:
* Công suất trên các trục:
Dựa vào Plv và sơ đồ hệ dẫn động:
 Đối với trục máy công tác:

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 2


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

pct =

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

plv 2,94
=
= 2,97(kw)
nol 0,99

 Đối với trục II:

pct
= 3,16(kw)
η x .η ol

p2 =

 Đối với trục I:

p1 =

p3

= 3,32
ηbr .ηol
(kw)

 Đối với trục động cơ:

p1
= 3,32(kw)
ηk

p0 =

* Momen và số vòng quay trên các trục:
 Đối với trục I:

n1 = nđc = 950 (v/ ph)
T1 = 9,55.10 6

p1
= 33374
n1
(Nmm)

 Đối với trục II:

n2 =

n1
= 432(v / ph)
u1

T2 = 9,55.10 6

p2
= 73393( Nmm)
n2

 Đối với trục máy công tác:

nct =

n2
= 144(v / ph)
un

Tmct = 9,55.106

pmct
= 196968( Nmm)
nmct

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 3


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Trục
Thông số

Động cơ

I

II

Máy công
tác

3,32

3,32

3,16

2,97

Công suất
P(kw)
Tỷ số truyền
u
Số vòng
quay n (v/ph)
Momen xoắn
T (Nmm)

1

950

3,72

3

950

432

144

33374

73393

196968

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1. Chọn loại xích:
 Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn.
2.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Với ux = 3 (đã chọn)
Theo bảng 5.4 trang 80 tài liệu [I] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z 1 = 23
Số răng của đĩa xích lớn:
z2 = ux.z1 = 3.23 = 69 < zmax = 120
Theo công thức 5.3 trang 81 tài liệu [I] ta có công thức tính toán:
Pt = P.k.kz.kn
với P= P2
z1 = 23 => kz = 25/z1 = 1,08 : hệ số bánh răng

Chọn n01 = 600 (vg/ph)
=> kn = n01/n2 = 1,38 : hệ số vòng quay
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 trang 82 tài liệu [I] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
k0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <400)
ka = 1 (chon a = 40p)
kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 4


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)
kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
kc = 1,25 (làm việc 2 ca/ngày)
=> k = 1,3.1,2.1,25.1.1.1 = 1,95
Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 3,16.1,95.1,08,1,38= 9,1838 (kw)
Theo bảng 5.5 trang 81 tài liệu [1] với n 01= 600 (vg/ph), xích 1 dãy.

[ p ] = 11,4 > p

= 9,1838( kw)

t
Thấy

(thỏa mãn điều kiện mòn)
Ta chọn bước xích p= 19,05 (mm)
Khoảng cách trục:
Theo công thức 5.12 trang 85 tài liệu [I]
a = 40.p = 40.19,05 = 762 mm
Theo công thức 5.12 trang 85 tài liệu [I] ta có số mắt xích:

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
x=
+
+
p
2
4π 2 .a
x=

2.762 (23 + 69) (69 − 23) 2 .19,05
+
+
= 127,33
19,05
2
4.π 2 .762

Lấy số mắt xích chẵn: x = 127
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 trang 85 tài liệu [I]

{

}

[ xc − 0,5( z2 + z1 ) ] 2 − 2[ ( z2 − z1 ) / π ] 2
2
2
= 0,25.19,05 127 − 0,5 + ( 6923) + [127 − 0,5( 69 + 23) ] − 2[ ( 69 − 23) / π ]
ac = 0,25. p xc − 0,5( z 2 + z1 ) +

{

= 758,7(mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm a 1 lượng ∆a
∆a = 0,003.a = 2,286 (mm)
Do đó a = 758,7 – 2,286 = 756(mm)
Số lần va đập của xích theo công thức 5.14 trang 85 tài liệu [I]
z .n
27.432
i= 1 2 =
= 65,2157 ≤ [ i ] = 35
15.x 15.127
2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo công thức 5.15 trang 85 tài liệu [I]

s=

Q
k đ .Ft + F0 + Fv

Theo bảng 5.2 trang 78 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 31,8 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q = 1,9 kg

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 5

}


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 (chế độ làm việc trung bình)

v=

z1.t.n2 23.19,05.432
=
= 3,15(v / ph)
60000
60000

1000.P
= 1003,17( N )
v
Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 18,85(N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F 0 = 9,81.kf.q.a
Lấy kf = 6 (vì bộ truyền nằm ngang)
=> F0 = 9,81.6.1.9.0,76 = 85 (N)
⇒ Ft =

s=

31800
= 24,32
1,2.1003 + 85 + 18,85

Do đó:
Theo bảng 5.10 trang 86 tài liệu [1] với n01 = 600 vg/ph, [s] = 10,3. vậy s >
[s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.4. Đường kính đĩa xích:
Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :

p
19,05
=
= 139,9(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
23
p
19,05
d2 =
=
= 418,54(mm)
π
180
sin( ) sin(

)
z2
69
d1 =

da1 = p[0,5 + cotg( π /z1)] = 148,12 (mm)
da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] = 427,63 (mm)
df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.6,03 = 152,03 (mm)
df2 = d2 – 2r = 636,96 – 2.6,03 = 315,57 (mm)
với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.11,91 + 0,05 = 6,03 (theo bảng 5.2)
Kểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu
[1] ta có:

σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]
Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,444 ứng với Z1 = 23
Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 69
Kd = 1
do bộ truyền xích một dãy.
Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động.
Fvđ : lực va đập trên một dãy xích:(N).
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 6


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Fvđ = 13.10-7 n2.p3.m = 13.10-7.432.19,053 = 3,88(N).
E: Mođun đàn hồi:
E = 2,1.105 Mpa.
A = 106 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 trang 87 tài liệu [1])

[σ H ]

ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 trang 86 tài liệu

[1].
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.
0,444(1003.1 + 3,88)2,1.105
σ H 1 = 0.47
106.1
= 442,3 Mpa
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.
0,22(1003.1 + 3,88) 2,1.105
σ H 1 = 0.47
106.1
= 311,35 Mpa.
Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho
các đĩa xích ta dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 170.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H
] = 600 (Mpa)
Thấy: σ H ≤ [ σ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.
2.5. Xác định các lực tác dụng lên trục:
Fr = Kx Ft
Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm
ngang)

⇒ Fr = 1,15.1003 = 1153,64 N
Trị số
Thông số
Kí hiệu
a (mm)

756

Số răng đĩa xích dẫn

z1

23

Số răng đĩa xích bị dẫn

z2

69

Tỉ số truyền

u

3

Số mắt xích

x

127

Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn

d1

139,9

Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn

d2

418,54

Khoảng cách trục

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 7


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn

d a1

148,12

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn

da2

427,63

Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn

d f1

127,84

Đường kính vòng chân răng đĩa xích bị dẫn

df2

406,48

p (mm)

19,05

Bước xích

1

Số dãy xích

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG

HỘP GIẢM TỐC:
3.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
σ b2

HB = 192 ÷ 240 , có
= 750 MPa, σ ch 2 = 450 MPa
Xác định ứng suất cho phép:Theo bảng 6.2 trang 92 tài liệu [1] thép C45 tôi
cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350.
; S H = 1,1 ; σ F lim = 1,8HB ; s F = 1,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 270, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

σ 0 H lim = 2.HB1 + 70

0

σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.270 + 70 = 610 MPa.
σ F lim1 = 1,8.270 = 486 MPa.
σ H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530

σ F lim2 = 1,8.230 = 414 MPa.
Theo công thức 6.5 trang 93 tài liệu [1]:

N HO = 30.H 2, 4 HB
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Do đó:
Trang: 8

MPa.


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

N HO1 = 30.270 2, 4 = 20,53.106
N HO 2 = 30.2302, 4 = 13,97.106
Theo công thức 6.7 trang 93 tài liệu [1]
NHE = 60.c ∑ ( Ti / Tmax)3 .ni .ti
c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n: Vận tốc vòng của bánh răng
t∑: tổng sốthời gian làm việc của bánh răng, t∑=5.300.2.8=24000(h)
Do tải trọng tĩnh

N HE1 = N FE = 60.c.n1.tΣ = 60.1.950.2400 = 13,68.107

N HE 2 = N FE 2 = 60.c.n2 .tΣ = 60.1.432.2400 = 62,2.106
Ta có
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
⇒
Tương tự NHE1 > NHO1 , do đó KHL1= 1
Như vậy theo công thức 6.1a trang 93 tài liệu [1] sơ bộ xác định được:
K HL
0
σ

[ σ H ] = Him S H

610.1
σ
[ σ H ]1 =
= 1,1 = 554,54
K HL 2
530.1
0
σ
[ σ H ]2 = Him2 S H = 1,1 = 481,81
Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng.
[σ H ]1 + [σ H ] 2
527,72 + 518,18
K

HL1
0
Him1 S H

Mpa.
Mpa.

2
2
[σ H ] =
=
= 545,45
Ta có:
NFE1> NFO1=> KFL1= 1

NFE2> NFO2=> KFL2= 1
Vì bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1

Mpa.

[σ F1 ] = σ F0 lim1 K FC .K FL1 = 486.1.1 = 277,71
[σ F 2 ] = σ F0 lim2

SF
1,75
K FC .K FL 2 414.1.1
=
= 236,57
SF
1,75

Ứng suất quá tải cho phép theo công thức 6.13 và 6.14 trang 95-96 tài liệu
[1].
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 9


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

[ σ H ]max = 2,8 σ ch 2 = 2.8.450 = 1260 Mpa.
[ σ F 1 ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 Mpa.
[ σ F 2 ]max = 0,8 σ ch 2 = 0,8.450 = 360 Mpa.

3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng nghiêng ):
3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw = K a (u + 1)3
aw = K a (u1 + 1)3

TI .K Hβ

[σ H ] 2 .ux .ψ ba
T1.K Hβ

[σ H ] 2 .u1.ψ ba

= 43( 3,72 + 1) 3

33374.1,03
= 98,62
518,175 2.3,72.0,3

Trong đó:
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng. Tra
bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1] ta có K a = 43
Tra bảng 6.6 tài liệu [1] chọn ψba = 0,3
KH β : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
ψ bd = 0,5.ψ ba (ubr + 1) = 0,7
vành răng khi tính về tiếp xúc. Với:
Tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] ta được: K H β = 1,03; KF β = 1,05
Lấy

a w = 99 mm

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp:

a

Môđun: m = (0,01...0,02). w = (0,01...0,02).99 = 0,99...1,98. Tra bảng 6.8
trang 99 tài liệu [1]: Chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng
môđun cấp nhanh: m =1,5
Chọn β = 15 ⇒ cos β = 0,966
Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.31 trang 103 tài liệu [1]
0

Z1 =

2aw . cos β
= 27
m(ubr + 1)
lấy Z1 = 27

Số răng bánh lớn:
Z2 = ubr.Z1 = 100,44

lấy Z2 = 101

Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3,74

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 10

Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

∆u =
Sai số tỉ số truyền:

cos β =
Khi đó:

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

ut − u 3,74 − 3,72
=
= 0,5% < 2%
u
3,72
, thỏa điều kiện.

m ( Z1 + Z 2 )
= 0,969
2a w

⇒ β = 14 08'28' '

3.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 trang 105
tài liệu [1]

σ H = Z M . Z H .Z ε
Góc prôfin răng :

α t = α tw = arctg (

2.TI .K H (u x + 1)
bw .u x .d w2

tan α
tan 20°
) = arctg (
) = 20°35'12,82"
cos β
0,826

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:
tg β b = cos α t .tgβ ⇒ β b = 13016'15,63"

bw = ψ ba .aw = 0,3.99 = 29,7 mm
Hệ số trùng khớp dọc:

εβ =

bw . sin β b
= 1,447
m.π

Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng
6.5 trang 96 tài liệu [1] có Zm = 274 Mpa1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo công thức 6.34 trang 105
tài liệu [1]

ZH =

2 cos β b
= 1,72
sin 2α tw

Hệ số trùng khớp ngang: Theo công thức 6.38b trang 105 tài liêu [1]

 1
1 
ε α = 1,88 − 3,2 + . cos β = 1,73
 Z1 Z 2  


Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo công thức 6.36c trang 105
tài liệu [1]
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 11


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

εβ >1 ⇒ Z

ε

=

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

1
= 0,845
εα

Vì:
Đường kính vòng lăn:
2aw
dw =
= 41,77 mm
um + 1
Vận tốc vòng của bánh răng:
π .d w .n1
v=
= 2.077 m / s
60000
Tra bảng 6.13 trang 106 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn
cấp chính xác về tiếp xúc là 8.
Tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s
=> K Hα = 1,13; K Fα =1,37
Tra bảng 6.15 và 6.16 trang 107 tài liệu [1] được: g 0 = 73; δ H = 0,002 ;

δ F = 0,006
Theo công thức 6.42 trang 107 tài liêu [1]
a
⇒ vH = δ H .g 0 .v w = 1,56
um

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 trang 107 tài liệu [1]
vH .bw .d w
K Hv = 1 +

= 1,025
2.TI .K Hβ .K Hα
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 trang 106 tài liệu
[1]:

K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,19

2.TI .K H (u m + 1)
= 555.1 Mpa
bw .um .d w2
Cấp chính xác ứng suất tiếp xúc là 8 do đó cần gia công đạt R a = 2,5...1,25
µm => ZR = 0,95.
Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 2,077 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1
Theo công thức 6.1 và 6.1a trang 91 & 93 tài liệu [1]:
[σ H ] = [σ H ].Z v .Z R .K xH = 492,2 Mpa
Như vậy: σ H ≤ [σ H ] bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.

σ H = Z M .Z H .Z ε

3.2.4Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 12


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Yε =

1
= 0,578
εα

β0
Yβ = 1 −
= 0,89
140
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:
Số răng tương đương:
Z1
Z v1 =
= 29,61
cos 3 β
Z2
Zv2 =
= 110 ,76
cos 3 β
Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 trang 109 tài liệu [1] ta được: Y F1 = 3,8; YF2 = 3,6
Theo công thức 6.47 trang 109 tài liệu [1] ta có:
a
vF = δ F .g 0 .v. w = 4,68
um
Thay vào công thức 6.46 trang 109 tài liệu [1]:
vF .bw .d w

K Fv = 1 +
= 1,06
2.TI .K Fβ .K Fα
Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 trang 109 tài
liệu [1]:
K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,52
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43
trang 108 tài liêu [1]:
2.T .K .Y .Y .Y
σ F 1 = I F ε β F 1 = 106,58 Mpa
bw .d w .m
Thấy: σ F 1 < [σ F 1 ] = 464 Mpa
Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 trang
108 tài liêu [1]:
σ .Y
106,58.3,6
σ F 2 = F1 F 2 =
= 100,97 ≤ [σ F 2 ] = 360 Mpa
YF 1
3,8
3.2.5 Kiểm nghiệm răn về quá tải:

K qt =

Tmax
= 1,8
T

Hệ số quá tải:
Theo công thức 6.48 trang 110 tài liêu [1]

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 13


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

σ
= σ H . K qt = 744,74 Mpa < [σ H max ] = 1260 Mpa
Ứng suất tiếp xúc cực đại: H max
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
σ F 1max = σ F 1.K qt = 191,844Mpa < [σ F 1max ] = 464 Mpa
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 181,74 Mpa < [σ F 2 max ] = 360 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng.
3.2.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền:
0
Góc prôfin gốc: α = 20
(Theo TCVN 1065 – 71)
0
Góc nghiêng răng: β = 14 8'28"
Khoảng cách trục: aw = 99 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục.
Môđun: m = 1,5
b = 29,7mm
Chiều rộng vành răng: w
Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 27;
Z2 = 101.

Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 3,74
Đường kính vòng chia:
Z
d1 = m 1 = 41,76mm
cos β
Z
d 2 = m 2 = 156,34mm
cos β
Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2m = 44,76 mm
da2 = d2 + 2m = 159,34 mm
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5m = 41,01 mm
df2 = d2 – 2,5m = 152,59 mm

Khoảng cách trục

aw = 99 mm

Môđun

m = 1.5 mm
bw = 29,7mm

Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng

u = 3,74
β = 14 08'28"

Số răng bánh răng

Z1 = 27
Z2 = 101

Hệ số dịch chỉnh
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

= 0 (vì răng nghiêng nên không
Trang: 14


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

dịch chỉnh trục)
d1 = 41,77 mm

Đường kính vòng chia

d 2 = 156,34mm

da1 = d1 + 2m = 44,76 mm

Đường kính vòng đỉnh răng

da2 = d2+2m=159,34 mm
df1 = d1 - 2,5m = 41,01 mm

Đường kính vòng đáy răng

df2 = d2 - 2,5m = 152,59 mm

PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn
σ = 600 Mpa ; và giới hạn chảy σ ch = 340 Mpa .
bền b
Ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 15... 30 Mpa
4.2 Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:
Lực tác dụng:
Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 1153,64 (N) = Fy21
Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng: xác định theo công thức 10.1 tài
liệu [1]
2T
Ft1 = Ft 2 = I = 1598,37 ( N ) = Fx13 = Fx 23
d1
F .tg α tw
Fr1 = Fr 2 = t1
= 619,55 ( N ) = Fy13 = Fy 23
cos β
Có Fd = 1749,4 (N)
0
Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 14 8'28"

Fa1 = Fa 2 = Ft1. tan β = 402,69( N )

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 15


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Fk = (0,2 ÷ 0,3) Ft1 = 319,67 ÷ 479,51( N )
Chọn Fk = 350(N)
4.3 Tính Thiết Kế Trục:
4.3.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

d ≥3

Tk
0,2[τ ]

Với [τ ] lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra
Chọn [τ ] = 15 =>

d1 = 3

T1
= 22,32mm
0,2[τ ]

d2 = 3

T2
= 26,37mm
0,2[τ ]

Chọn [τ ] = 20 =>
Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 25 mm; d2 = 30 mm
Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 trang 189 tài liệu [1] xác định được
chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau:
bo1 = 17 mm; bo2 = 19 mm
botb = (17+19)/2 = 18 mm
4.3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K 1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K 2 = 5
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K 3 = 10
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15
Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I. Xác định theo công thức 10.10
trang 189 tài liệu [1].
lm13 = (1,2...1,5)d1 = (1,2...1,5). 25 = 30…37,5 mm;
Chọn lm13 =lm12= 35 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng V trên trục II:
l22 = lmk = (1,2…1,5)d2 = 36…45 mm;
Chọn lm22 = lmk = 40 mm
Chiều dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay)
Trục 1
L12 = -lc12 = -(0,5(lm12 + b01) + K3 + hn )= -51 mm
l13 = 0,5(lm13 + b01) + K2 + K1 = 41 mm
l11 = 2l13 = 82 mm
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 16

Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Trục 2
l23 = l13= 41 mm
l21 = l11 = 82 mm
l22 = -lc22 = -(0,5(lm22 + b02) + K3 + hn )= -54,5 mm
4.3.3 Tính toán thiết kế trục:

a. Trục I:

∑ M x ( A) = 0 ⇔ Fr1.41 + Yb1.82 +
⇒ Yb1 =

d w1
Fa1 = 0
2

d w1
41,77
Fa1 − 619,55.41−
.402,69
2
2
=
= −412,34 ( N )
82

82

− Fr1.41−

∑Y = 0 ⇔ Y

a1

+ Yb1 + Fr1 = 0

⇒ Ya1 = −Yb1 − Fr1 = −( −412,34) − 619,55 = −207,21( N )

∑M

y

( A) = 0 ⇔ Fk .51 + Ft1.41− X b1.82 = 0

⇒ X b1 =

Fk .51+ Ft1.41 350.51+ 1598,37
=
= 1016,86 ( N )
82
82

∑ X = 0 ⇔ −F

k

− X a1 + Ft1 − X b1 = 0

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 17


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

⇒ X a1 = − Fk + Ft1 − X b1 = −300 + 1188 ,247 − 777,831 = 231,51 ( N )

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC I:

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 18


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên
chiều dài trục:
Trong đó: Myj , Mxj – momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết
diện j
M yj2 + M xj2 ( Nmm)

j=
M
M nt = 0( Nmm)

M A1 = 17850( Nmm)

M br1 = 39357,23( Nmm)
M B1 = 0( Nmm)
M 2j + 0,75.T j2

Mtdj =
(Nmm)
M tdnt = 28902,73( Nmm)

M tdA1 = 33970,43( Nmm)

M tdbr1 = 39357,54( Nmm)

M tdB1 = 0( Nmm)
dj = 3

M tdj

0,1[σ ] Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]: với đường
kính sơ bộ d1 = 25 mm ta chọn [σ ] = 63 Mpa

dnt = 16,6 (mm)
dA1 = dB1 = 17,53(mm)
dbr1 = 18,41 (mm)
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn:

dnt = 17 (mm)

đoạn trục lắp với khớp nối

dA1 = dB1 = 18 (mm) đoạn trục lắp ổ lăn
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 19


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

dbr1 = 19 (mm)

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

đoạn trục lắp bánh răng

b. Trục II:

Phản lực tại các gối tựa:
d w2
156,34
= 402,69
= 31478,27 ( N .mm)
2
2
∑ M x ( A) = 0 ⇔ −ma 2 + Fr 2 .41− Yb 2 .82 + Frx .136,5 = 0
ma 2 = Fa 2 .

⇒ Yb 2 =

−

d w2
Fa 2 + Fr 2 .41+ Frx .136,5
− 31478,27 + 619,55.41+ 1153,64.136,5
2
=
= 1846,28 ( N )
82
82

∑Y = 0 ⇔ Y

a2

− Fr 2 + Yb 2 − Fxr = 0

⇒ Ya 2 = Fr 2 − Yb 2 + Fxr = 619,55 − 1846,28 + 1153,64 = −73,09( N )

∑M

y

( A) = 0 ⇔ − Ft 2 .41− X b 2 .82 = 0

⇒ X b2 =

− Ft 2 .41 − 1598,37.41

=
= −799,18 ( N )
82
82

∑ X = 0 ⇔ −X

a2

− Ft 2 − X b 2 = 0

⇒ X a 2 = − Ft 2 − X b 2 = −1598,37 − ( −799,18) = − − 799,18 ( N )

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 20


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II:

Momen uốn tổng Mj và momen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên
chiều dài trục:
Trong đó: Myj , Mxj – momen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết
diện j

Mj =

M yj2 + M xj2

M A2 = 0( Nmm)
SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 21

(Nmm)

(10.15)


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

M br 2 = 43360,72( Nmm)
M B 2 = 62873,38( Nmm)

M x = 0( Nmm)
M 2j + 0,75.T j2

Mtdj =

(Nmm)

(10.16)

M tdA2 = 0( Nmm)

M tdbr2 = 76941,87( Nmm)
M tdB 2 = 89403,36( Nmm)
M tdx = 63569,2( Nmm)

dj = 3

M tdj

0,1[σ ] Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]: với đường
kính sơ bộ d2 = 30 mm ta chọn [σ ] = 63 Mpa

dA2 = dB2 = 24,2(mm)
dbr2 = 23,03 (mm)
dx = 21,61 (mm)
Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn:
dA2 = dB2 = 25 (mm) đoạn trục lắp ổ lăn
dbr2 = 23 (mm)

đoạn trục lắp bánh răng

dx = 32 (mm)

đoạn trục lắp với đĩa

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 22

Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

4.4 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:

Xét tại tiết diện đoạn trục lắp bánh răng trên cả 2 trục
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại
các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Sj =

S σj .Sτj
S +S
2
σj

2
τj

≥ [S]
(10.19)

Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép

S σj

S
và τj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ
xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j :

Sσj =

σ −1
K σdj .σ aj + ψ σ .σ mj

Sτj =

τ −1
K τdj .τ aj + ψ τ .τ mj

(10.20)

(10.21)

Trong các công thức (10.20) và (10.21)
Thép C45 tôi thường hóa có:

σ b = 600 (Mpa)

σ −1 = 0,436.σ b = 0,436.600 = 261,6 ( Mpa )

τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.261,6 = 151,73 ( Mpa )
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng ta có:

σ mj = 0

Với

;

σ aj σ max j
=

= Mj/Wj

πd 3j
Wj =
32

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 23


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

Tiết diện
br1
br2

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

Đường
kính trục d
(mm)
19
23

Wj (mm3)

Mj(Nmm)

σ aj

673,38
1194,49

39357,23
43360,72

58,45
36,3

Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động. Do
đó theo công thức 10.23 tài liệu [1]:

τ mj = τ aj =

τ max j
2

Tj

=

2.Woj

πd 3j
Woj =

16 là momen cản xoắn tại tiết diện j của trục , được xác định
Với
theo bảng 10.6:
Tiết diện
br1
br2

Đường
kính trục d
(mm)
19
23

Theo bảng 10.7 tài liệu [1]:
Xác định hệ số

Kσdj

K σaj

và

Woj (mm3)

Tj(Nmm)

τ mj = τ aj

1346,76
2388,98

33374
73393

12,39
15,36

ψ σ = 0,05; ψ τ = 0

Kτaj

 Kσ


+ K x − 1
ε

= σ
Ky

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 24


Tiểu luận Nguyên lý- Chi tiết máy

Kτdj

GVHD: VĂN HỮU THỊNH

 Kτ


+ K x − 1
ε

= τ
Ky

Theo bảng 10.8

Kx = 1,06 Tiện Ra 2,5 …. 0,63

Theo bảng 10.9

Ky = 2,5 Trục tập trung ứng suất nhiều

Theo bảng 10.10 đường kính trục d1 = 25 (mm)
=>

ε σ 1 = 0,92 và ε τ 1 = 0,89

Đường kính trục d2 = 35 (mm)
=>

ε σ 2 = 0,88 và ετ 2 = 0,81

Kσ
Kτ

ε
Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được σ và ε τ do lắp căng tại các tiết
Kσ
Kτ
ε τ = 1,64 (chọn kiểu lắp k6)
ε
diện nguy hiểm. Chọn σ = 2,06 và
=>

Kσ 1

= 2,06.0,92 = 1,8952

Kτ 1

= 1,64.0,89 = 1,4596

Kσ 2

= 2,06.0,88 = 1,8128

Kτ 2

= 1,64.0,81 = 1,3284

Thay số vào các công thức (10.21) (10.20) (10.19) ta tính được bảng sau:
Tiết
d
diệ (mm
n

)
br1
19
br2

23

Kσ
εσ

Kτ
ετ

K σdj K τdj σ aj

2,0
6
2,0
6

1,6
4
1,6
4

0,848

0,68

0,848

0,68

SVTH: Đỗ Vũ Tuấn Anh

Trang: 25

58,4
5
36,3

τ aj

S σj

Sτj

Sj

12,3
9
15,3
6

5,2
7
8,5

18

5,05

14,52

7,33