Thiết kế bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng 1 cấp

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA

KHOA CƠ KHÍ

BÁO CÁO
BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 1:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

NHÓM

THÀNH VIÊN

:2
:NGUYỄN HOÀI SƠN 1512840
:PHẠM PHÚ HƯNG 1511404
:PHẠM HOÀNG DUY 1510494

GVHD

:PGS.TS.BÙI TRỌNG HIẾU

TP. HCM,NGÀY 05 THÁNG 05 NĂM 2017


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

MỤC LỤC
Trang
PHẦN 1:CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .......................... 5
1.1 Chọn động cơ ........................................................................................... 5
1.2 Phân phối tỉ số truyền ............................................................................... 6
1.3 Bảng đặc tính ............................................................................................ 6
PHẦN 2:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG .................................................. 8
2.1 Thông số ban đầu...................................................................................... 8
2.2 Tính toán thiết kế ...................................................................................... 8
2.2.1 Chọn vật liệu đai .......................................................................... 8
2.2.2 Đường kính bánh đai nhỏ............................................................. 8
2.2.3 Đường kính bánh đai lớn ............................................................. 8
2.2.4 Khoảng cách trục ......................................................................... 9
2.2.5 Chiều dài dây đai.......................................................................... 9
2.2.6 Góc ôm bánh đai nhỏ ................................................................. 10
2.2.7 Số dây đai ................................................................................... 10
2.2.8 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục ................................ 11
PHẦN 3:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG ...... 13
3.1 Thông số ban đầu.................................................................................... 13
3.2 Tính toán thiết kế .................................................................................... 13
3.2.1 Chọn vật liệu......................................................................... 13
3.2.2 Xác định ứng suất cho phép ................................................. 13
3.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền ........................ 15
3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp............................................. 16
3.3 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc .......................................... 16
3.4 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bần uốn .................................................. 19
3.5 Kiểm nghiệm bánh răng về độ quá tải .................................................... 21
3.6 Bảng thông số kích thước bộ truyền....................................................... 21
PHẦN 4:THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC ............................... 22
4.1 Thông số thiết kế .................................................................................... 22

4.2 Quy ước ký hiệu ..................................................................................... 22
4.3 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục ................................... 22
4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ......................... 22
4.5 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền ...................................................... 24
4.6 Xác định lực tác dụng lên trục,đường kính các đoạn trục ...................... 25
4.7 Chọn và kiểm nghiệm then ..................................................................... 30
4.8 Kiểm nghiệm trục ................................................................................... 31

NHÓM 2

2


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

PHẦN 5:THIẾT KẾ HAI CẶP Ổ LĂN TRONG HỘP GIẢM TỐC..................... 34
5.1 Chọn loại ổ lăn ......................................................................................... 34
5.2 Chọn cấp chính xác ổ lăn ......................................................................... 34
5.3 Khả năng tải động .................................................................................... 34
5.4 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động .......................................................... 35
TÀI LIỆU THAM KHẢO ...................................................................................... 37
PHÂN CÔNG CÔNG VIỆC .................................................................................. 37

NHÓM 2

3

BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

YÊU CẦU ĐỀ BÀI :
 Thiết kế hệ dẫn động xích tải:

 Hệ thống dẫn động xích tải bao gồm:
1-Động cơ điện ; 2-Bộ truyền đai thang ; 3-Hộp giảm tốc bánh răng trụ;
4-Nối trục đàn hồi ; 5-Bộ phận công tác – xích tải.
 Số liệu thiết kế:
- Lực vòng trên xích tải,F = 3000 (N).
- Vận tốc xích tải,v = 3,25 (m/s).
- Số rang đĩa xích tải,Z = 11 (răng).
- Bước xích tải,p = 110 (mm).
- Thời gian phục vụ,L = 5 (năm).
- Quay 1 chiều,làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ.
( một năm làm 300 ngày,1 ca làm việc 8 giờ )
- Chế độ tải: T1=T;t1=30;T2=0.7T;t2=36.
- Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ 5%.
 Nội dung trình bày :
 Phần 1: Chọn động cơ điện,phân phối tỷ số truyền.
 Phần 2: Thiết kế bộ truyền đai thang.
 Phần 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ.
 Phần 4: Thiết kế 2 trục trong hộp giảm tốc.
 Phần 5: Thiết kế 2 cặp ổ lăn trong hộp giảm tốc.

NHÓM 2

4


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ , PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ:
1.1.1. Chọn hiệu suất hệ thống
 Hiệu suất truyền động :

1.1.

 = đ.br.kn.(ol)2 = 0,95.0,96.0,992 = 0,8939
 Với:

đ = 0.95 : hiệu suất bộ truyền đai.
- br = 0.96 : hiệu suất bộ truyền bánh rang.
- kn = 1 : hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
- ol = 0.99 : hiệu suất của ổ lăn.
-

1.1.2. Tính công suất cần thiết của động cơ
 Công suất làm việc :

𝑃𝑙𝑣 =
 Công suất tính toán :

𝐹𝑡 . 𝑣
3000.3,25
=
= 9,75 𝐾𝑤
1000
1000

𝑇1 2
𝑇2 2
(
)
(
) . 𝑡1
.
𝑡
+
1
30 + 0,72 . 36
√ 𝑇
𝑇
√
𝑃𝑡đ = 𝑃𝑙𝑣 .
= 9,75.
= 8,2836 (𝐾𝑤)
𝑡1 + 𝑡2
30 + 36
 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

8,2836
= 9,2668 (𝐾𝑤)
 0,8939
1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
 Số vòng quay trên trục công tác :
𝑃𝑐𝑡 =

𝑃𝑡đ

=

60000. 𝑣 60000.3,25
=
= 161,1570 (vòng⁄𝑝ℎú𝑡 )
𝑝. 𝑧
110.11
 Chọn sơ bộ tỉ số truyền :
- Của đai : Uđ = 3
- Của bánh răng : Ubr = 3
- Của hệ thống : Usb = Uđ.Ubr = 3.3 = 9
 Số vòng quay sơ bộ của trục động cơ:
𝑛𝑠𝑏 = 𝑛𝑙𝑣 . 𝑈𝑠𝑏 = 161,1570 . 9 = 1450,413 (vòng⁄𝑝ℎú𝑡 )
𝑛𝑙𝑣 =

NHÓM 2

5


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

1.1.4. Chọn động cơ điện
 Động cơ điện được chọn phải thỏa mãn:{
 Tra bảng 237 tài liệu (1) , ta chọn:
Động cơ 4A132M4Y3 {

𝑛đ𝑐

𝑃đ𝑐 ≥ 𝑃𝑐𝑡 = 9,2668 𝑘𝑤
𝑛đ𝑐≈ 𝑛𝑠𝑏 = 1450,413 (vòng⁄𝑝ℎú𝑡 )

𝑃đ𝑐 = 11 𝑘𝑤
= 1458 (𝑣ò𝑛𝑔⁄𝑝ℎú𝑡 )

Phân phối tỉ số truyền
 Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động :
nđ𝒄
1458
U𝒄𝒉 =
=
≈ 9,0471
𝑛𝑙𝑣 161,1570
 Nên chọn :
- Tỉ số truyền bộ truyền động bánh đai Uđ = 3,0157
- Tỉ số truyền bộ truyền động bánh rang Ubr = 3
1.3. Bảng đặc trị

1.3.1. Phân phối công suất trên các trục
 Trên trục 2:
1.2.

𝑃2 =

𝑃𝑙𝑣
9,75
=
= 9,8485 (𝑘𝑤)
𝑜𝑙 . 𝑘𝑛
0,99.1

 Trên trục 1:
𝑃1 =

𝑃2
9,8485
=
= 10,3625 (𝑘𝑤)
𝑜𝑙 . 𝑏𝑟
0,99.0,96

 Trên trục động cơ:
𝑃đ𝑐 =

𝑃1
đ

=

10,3625
= 10,9079 (𝑘𝑤)
0,95

1.3.2. Tính toán số vòng quay trên các trục
 Trục động cơ :
𝑛đ𝑐 = 1458 (𝑣ò𝑛𝑔⁄𝑝ℎú𝑡 )
 Trục 1 :
𝑛1 =

𝑛đ𝑐
1458
=
= 483,4698 (𝑣ò𝑛𝑔⁄𝑝ℎú𝑡 )
𝑈đ
3,0157

 Trục 2 :
𝑛2 =

NHÓM 2

𝑛1
483,4698
=
= 161,1566 (𝑣ò𝑛𝑔⁄𝑝ℎú𝑡 )
𝑈𝑏𝑟
3
6

BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

1.3.3. Tính toán moment xoắn trên các trục
 Trục động cơ:
𝑇đ𝑐 = 9,55. 106 .

𝑃đ𝑐
10,9079
= 9,55. 106 .
= 71447,4931 (𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛đ𝑐
1458

 Trục 1:
𝑇1 = 9,55. 106 .

𝑃1
10,3625
= 9,55. 106 .
= 204690,9135 (𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛1
483,4698

 Trục 2:

𝑇2 = 9,55. 106 .

𝑃2
9,8485
= 9,55. 106 .
= 583613,5473 (𝑁. 𝑚𝑚)
𝑛2
161,1566

1.3.4. Bảng đặc tính
Trục
Động cơ

1

2

10,9079

10,3625

9,8485

Thông số
Công suất P,kw

Tỉ số truyền U

3,0157

3

Số vòng quay
n,vòng/phút

1458

483,4698

161,1566

Moment xoắn
T,Nmm

71447,4931

204690,9135

583613,5473

NHÓM 2

7


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

PHẦN 2 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
2.1. Thông số ban đầu
 Công suất trên trục bánh đai nhỏ :
𝑃 = 𝑃đ𝑐 = 10,9079 (𝑘𝑤 )
 Tỷ số truyền : Uđ = 3,0157
 Số vòng quay trục bánh đai nhỏ: n = nđc = 1458 (vòng/phút).
 Moment xoắn trên trục bánh đai nhỏ: T = T đc =71447,4931 (N.mm).
2.2. Tính toán thiết kế
2.2.1. Chọn loại đai:
 Từ các thông số trên bánh đai nhỏ:
{

𝑃 = 10,9079 (𝑘𝑤)
𝑛 = 1458 (𝑣ò𝑛𝑔⁄𝑝ℎú𝑡 )

 Tra bảng 4.22 trang 167 tài liệu (3),chọn đai loại B với các thông số :
-

Bp = 14 mm ; Bo=17 mm ; h=10,5 mm ; yo=4 mm ; A=138 mm2
Chiều dài đai L=800÷6300(mm) ; T1=40÷190(Nmm) ;
d1min=140÷280(mm)
H=16 ; ℎ0 =4,2 ; t=19 ; e=12,5

2.2.2. Đường kính bánh đai nhỏ d1
 Đường kính bánh đai nhỏ nên chọn trong khoảng đường kính nhỏ nhất và
nên dùng d1min=140÷280
 ta chọn d1 = 200 ( mm ).
 Vận tốc trên bánh đai nhỏ :
𝑣=

𝜋𝑑1 𝑛
𝜋. 200.1458
=
= 15,2681 < 25 (𝑚⁄𝑠)
60000
60000

 Thỏa điều kiện đối với đai thang thường.
2.2.3. Đường kính bánh đai lớn d2
 Tỷ số truyền bộ truyền động đai thang được tính theo công thức:
𝑈đ =

𝑑2
↔ 𝑑2 = 𝑈đ . (1 − 𝜀)𝑑1
(1 − 𝜀)𝑑1

 Trong đó:
- 𝜀 là hệ số trượt tương đối,chọn 𝜀 = 0,02
- 𝑈đ = 3,0157

NHÓM 2

8


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 𝑑2 = 3,0157. (1 − 0,02). 200 = 591,0772 (𝑚𝑚)
 chọn d2 : d2 = 590 (mm)
 Tính lại tỷ số truyền:
𝑈đ =

𝑑2
590
=
= 3,0102
(1 − 𝜀)𝑑1 (1 − 0,02). 200

 Sai số so với tỷ số truyền ban đầu
%∆𝑈 =

3,0157 − 3,0102
= 0,18%
3,0157

 Sai số là chấp nhận được.
2.2.4. Tính toán sơ bộ khoảng cách trục a
 Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55(𝑑1 + 𝑑2 ) + ℎ ≤ 𝑎 ≤ 2(𝑑1 + 𝑑2 )
 Suy ra:
0,55(200 + 590) + 10,5 ≤ 𝑎 ≤ 2(200 + 590)
445(𝑚𝑚) ≤ 𝑎 ≤ 1580(𝑚𝑚)
 Tra bảng 4.14 trang 60 tài liệu (1) , ta có:
{

𝑈đ = 3,0157
 𝑎 ≈ 𝑑2 = 590 (𝑚𝑚)
𝑑2 = 590

2.2.5. Chiều dài tính toán của dây đai
 Chiều dài L của dây đai được tính theo công thức:
𝑑1 + 𝑑2 (𝑑2 − 𝑑1 )2
𝐿 = 2𝑎 + 𝜋
+
2
4𝑎
200 + 590 (590 − 200)2
→ 𝐿 = 2.590 + 𝜋
+
= 2485,3783 (𝑚𝑚)
2
4.590
 Tra bảng 4.23 trang 65 tài liệu (1),chọn L tiêu chuẩn: L=2240(mm)
 Kiểm nghiệm lại chiều dài đai L:
𝑖=

𝑣 15,2681. 103
=
= 6,8161 ≤ 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10
𝐿
2240

 Thỏa điều kiện kiểm nghiệm.
 Tính lại chính xác khoảng cách trục a:
𝜆 + √𝜆2 − 8Δ2

𝑎=
4
NHÓM 2

9


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Trong đó:
𝜆 =𝐿−𝜋

𝑑1 + 𝑑2
200 + 590
= 2240 − 𝜋
= 999,0709
2
2

∆=

𝑑2 − 𝑑1 590 − 200
=
= 195(𝑚𝑚)
2
2

 Vậy :
999,0709 + √999,07092 − 8.1952
𝑎=
= 458,0257(𝑚𝑚)
4
2.2.6. Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ
 Giá trị α1 được tính theo công thức:
𝛼1 = 180 −

(𝑑2 − 𝑑1 ). 57
(590 − 200). 57
= 180 −
= 131,46560
𝑎
458,0257

 Ta thấy, α1 ≥ α1min=1200 thỏa điều kiện yêu cầu.
2.2.7. Tính số day đai
 Số dây đai z được xác định bởi :
𝑧≥

𝑃
[𝑃0 ]. 𝐶

 Trong đó:
 P = 10,9079 (kw) : công suất trên trục bánh đai nhỏ
 [P0] (kw) là công suất cho phép,xác định bằng thực nghiệm.Tra bảng 4.8
trang 162 tài liệu (3).
Đ𝑎𝑖 𝑙𝑜ạ𝑖 𝐵

{ 𝑑1 = 200(𝑚𝑚)
→ [𝑃0 ] = 5,1293(𝑘𝑤)
𝑣 = 15,2681 (𝑚⁄𝑠)
 C=Cα.Cu.CL.Cz.Cv.Cr
- Cα=1,24(1-e-α1/110)= 1,24(1-e-131,4656/110)=0,8647 : Hệ số xét đến ảnh
hưởng của góc ôm đai.
- Cu=1,14 (do Uđ=3,0157) : hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền U.
NHÓM 2

6
6
CL = √𝐿⁄𝐿 = √2240⁄2240 = 1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều
0
dài đai L.
Cz=0,9 : hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải
trọng giữa các dây đai.
Cv=1-0,05(0,01v2-1)= 1-0,05(0,01. 15,26812-1)=0,9334 : hệ số xét
đến ảnh hưởng của vận tốc.
Cr=0,9 : hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng.

10


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 C = 0,8647 . 1,14 . 1 . 0,9 . 0,9334 . 0,9 = 0,7453

 Thay vào công thức:
𝑧≥

10,9079
= 2,8533
5,1293.0,7453

 Chọn z = 3 (đai).
 Chiều rộng bánh đai:
𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (3 − 1). 19 + 2.12,5 = 63(𝑚𝑚)
 Đường kính ngoài bánh đai:
𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2ℎ0 = 200 + 2.4,2 = 208,4(𝑚𝑚)
𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2ℎ0 = 590 + 2.4,2 = 598,4(𝑚𝑚)
2.2.8. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
 Lực căng ban đầu trên một dây đai được xác định theo công thức:
𝐹0 =

780. 𝑃. 𝐾đ
+ 𝐹𝑣
𝑣. 𝐶𝛼 . 𝑧

 Trong đó:
- P=10,9079 (kw) ; z=3
- Kđ=1 ; v=15,2681 (m/s) ; Cα=0,8647
- Fv=qm.v2 : lực căng do lực li tâm gây ra.
qm là khối lượng một mét chiều dài đai.Tra bảng 4.22 trang 64 tài liệu
(1),chọn qm=0,178 (kg/m)  Fv=0,178 . 15,26812=41,4944 (N)
 Thay số:
𝐹0 =

780.10,9079.1
+ 41,4944 = 256,3091 (𝑁)
15,2681 . 0,8647 . 3

 Lực tác dụng lên trục:
𝐹𝑟 = 2𝐹0 zsin (

NHÓM 2

𝛼1
131,4656
) = 2 . 256,3091 . 3 . sin (
) = 1401,9678 (𝑁)
2
2

11


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Bảng kết quả tính toán bộ truyền đai:
Thông số
Tiết diện đai
Vận tốc đai
Đường kính bánh đai nhỏ

Đường kính bánh đai lớn
Tỉ số truyền
Khoảng cách trục
Góc ôm trên bánh đai nhỏ
Số đai
Chiều rộng bánh đai
Lực căng đai ban đầu
Lực tác dụng lên trục

NHÓM 2

Giá trị
A=138 mm2
V=15,2681 m/s
D1=200mm
D2=590mm
Uđ = 3,0157
a=458,0257
α1 = 131,46560
Z=3
B=63mm
F0=256,3091N
Fr = 1401,9678N

12


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

PHẦN 3 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
3.1. Thông số kỹ thuật
 Thời gian phục vụ : 5 năm
 Quay một chiều,làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ
 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
- Tỉ số truyền Ubr=3
- Số vòng quay trục dẫn n1=483,4698 (vòng/phút)
- Moment xoắn trên trục dẫn T1= 204690,9135 (N.mm)
3.2. Tính toán thiết kế
3.2.1. Chọn vật liệu
 Bánh răng chủ động : vật liệu thép C40 , có độ rắn HB 192…228,giới hạn bền
b=700 MPa,giời hạn chảy ch=400MPa,ta chọn độ cứng bánh răng nhỏ
HB1=225 HB.
 Bánh răng bị động : vật liệu thép C40, có độ rắn HB 192…228,giới hạn bền
b=700 MPa,giời hạn chảy ch=400MPa,ta chọn độ cứng bánh răng lớn
HB2=210 HB.
3.2.2. Xác định ứng suất cho phép
 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của :
 Bánh răng chủ động:
2,4
𝑁𝐻𝑂1 = 30𝐻𝐻𝐵1
= 30. 2252,4 = 13,2544. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)

 Bánh răng bị động:
2,4
𝑁𝐻𝑂2 = 30𝐻𝐻𝐵2
= 30. 2102,4 = 11,2318. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)

 Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn của 2 bánh răng
𝑁𝐹𝑂1 = 𝑁𝐹𝑂2 = 4. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)
 Tuổi thọ (tính bằng giờ):
𝐿ℎ = 300.2.8.5 = 24000 (𝑔𝑖ờ)
 Số chu kỳ làm việc tương đương,tính theo sơ đồ tải trọng
 Bánh răng chủ động:
𝑁𝐻𝐸1 = 60𝑐 ∑ (

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

3

) 𝑛𝑖 𝑡𝑖

𝑇1 3
𝑇2 3
) . 𝑡1 + (
) . 𝑡1 ) . 𝑛1
= 60𝑐. ((
𝑇𝑚𝑎𝑥
𝑇𝑚𝑎𝑥

NHÓM 2

13


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

= 60.1. (

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

5
6
+ 0,73 . ) . 24000.483,4698 = 446,7049. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)
11
11

𝑁𝐹𝐸1 = 60𝑐 ∑ (

𝑇𝑖
𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑚𝐹

)

𝑛𝑖 𝑡𝑖

𝑇1 6
𝑇2 6
) . 𝑡1 + (
) . 𝑡1 ) . 𝑛1
= 60𝑐. ((
𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇𝑚𝑎𝑥
= 60.1. (

5
6
+ 0,76 . ) . 24000.483,4698 = 361,1294. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)
11
11

 Bánh răng bị động:
𝑁𝐻𝐸2

𝑁𝐻𝐸1 446,7049. 106
=
=
= 148,9016. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)
𝑈𝑏𝑟
3

𝑁𝐹𝐸2

𝑁𝐹𝐸1 361,1294. 106
=
=
= 120,3765. 106 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ)
𝑈𝑏𝑟
3

 Ta thấy:
𝑁𝐻𝐸1

𝑁
{ 𝐻𝐸2
𝑁𝐹𝐸1
𝑁𝐹𝐸2

> 𝑁𝐻𝑂1
> 𝑁𝐻𝑂2
𝑁 = 𝑁𝐻𝑂
𝑛ê𝑛 𝑐ℎọ𝑛 { 𝐻𝐸
> 𝑁𝐹𝑂1
𝑁𝐹𝐸 = 𝑁𝐹𝑂
> 𝑁𝐹𝑂2

 Suy ra: KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở : 0Hlim=2HB+70 ; SH=1,1
 Bánh răng chủ động: 0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.225 + 70 = 520 MPa
 Bánh răng bị động : 0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.210 + 70 = 490 MPa
 Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở : 0Flim=1,8.HB ; SF=1,75
 Bánh răng chủ động: 0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.225 = 405 MPa
 Bánh răng bị động : 0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.210 = 378 MPa
 Ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uốn [F] cho phép:
 Bánh răng chủ động:
0
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1
𝐾𝐻𝐿1 520.1
[𝜎𝐻1 ] =
=
= 472,7273 (𝑀𝑃𝑎)
𝑆𝐻
1,1

0
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1
𝐾𝐹𝐿1 𝐾𝐹𝐶 405.1.1
[𝜎𝐹1 ] =
=
= 231,4286 (𝑀𝑃𝑎)
𝑆𝐹
1,75

NHÓM 2

14


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Bánh răng bị động :
[𝜎𝐻2 ] =

0
𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2
𝐾𝐻𝐿2 490.1
=
= 445,4545 (𝑀𝑃𝑎)
𝑆𝐻
1,1

0
𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2
𝐾𝐹𝐿2 𝐾𝐹𝐶 378.1.1
[𝜎𝐹2 ] =
=
= 216 (𝑀𝑃𝑎)
𝑆𝐹
1,75

 Ứng suất tiếp xúc [H] và ứng suất uốn [F] cho phép khi quá tải :
[𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 2,8. 𝜎𝑐ℎ = 2,8.400 = 1120 (𝑀𝑃𝑎)
[𝜎𝐹 ]𝑚𝑎𝑥 = 0,8. 𝜎𝑐ℎ = 0,8.400 = 320 (𝑀𝑃𝑎)
3.2.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng.
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức:
3

𝑎𝑤 = 𝐾𝑎 (𝑈𝑏𝑟 + 1)√

𝑇1 𝐾𝐻𝛽
[𝜎𝐻 ]2 . 𝑈𝑏𝑟 . 𝜓𝑏𝑎

 Trong đó:
- Ka hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng,tra bảng
6.5 trang 96 tài liệu (1),ta có:
{
-

T1=204690,9135 (Nmm) : moment xoắn trên trục bánh chủ động

Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[𝜎𝐻 ] =

-

𝑉ậ𝑡 𝑙𝑖ệ𝑢: 𝑡ℎé𝑝 − 𝑡ℎé𝑝
→ 𝑐ℎọ𝑛 𝐾𝑎 = 43
𝐿𝑜ạ𝑖 𝑟ă𝑛𝑔 ∶ 𝑛𝑔ℎ𝑖ê𝑛𝑔

[𝜎𝐻1 ] + [𝜎𝐻2 ] 472,7273 + 445,4545
=
= 459,0909 (𝑀𝑃𝑎)
2
2

Tỷ số truyền Ubr=3
Vị trí các bánh răng đối các ộ trong hộp giảm tốc là đối xứng,tra bảng
6.6 trang 97 tài liệu (1),chọn ba=0,315
→ 𝜓𝑏𝑑 = 0,53𝜓𝑏𝑎 (𝑈𝑏𝑟 + 1) = 0,53.0,315. (3 + 1) = 0,6687
Tra bảng 6.7 chọn KH=1,0234
3

𝑎𝑤 = 𝐾𝑎 (𝑈𝑏𝑟 + 1)√

3

= 43. (3 + 1)√
NHÓM 2

𝑇1 𝐾𝐻𝛽

[𝜎𝐻 ]2 . 𝑈𝑏𝑟 . 𝜓𝑏𝑎

204690,9135 . 1,0234
≈ 174,9175 (𝑚𝑚)
459,09092 . 3 . 0,315
15


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Với khoảng cách sơ bộ aw vừa tính được,ta chọn aw=180 (mm)
3.2.4. Xác định các thông số ăn khớp
 Xác định mođun pháp:
𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤 = (0,01 ÷ 0,02). 180 = 1,8 ÷ 3,6 (𝑚𝑚)
 Chọn mn = 3
 Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  = 150
 Số răng bánh răng nhỏ được xác định bằng công thức:
2𝑎𝑤 cos β
2.180. cos 150
𝑧1 =
=
= 28,9778
𝑚𝑛 (𝑈𝑏𝑟 + 1)
3 (3 + 1)
 Chọn z1 = 29 (răng)
 Số răng bánh răng lớn : z2 = Ubr.z1 = 3.29 = 87 (răng)

 Tính lại góc  :
𝛽 = cos −1 (

𝑚𝑛 (𝑈𝑏𝑟 + 1)𝑧1
3 . (3 + 1). 29
) = cos −1 (
) = 14,83510
2𝑎𝑤
2.180

 Góc  = 14,83510 nằm trong khoảng 8….200,thỏa điều kiện.
3.3.

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
𝜎𝐻 =

𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2𝑇1 𝐾𝐻 (𝑈𝑏𝑟 + 1)
√
𝑑𝑤1
𝑏𝑤 𝑈𝑏𝑟

 Trong đó :
- ZM = 274 MPa : Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp
(tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu (1))
- ZH là hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,được tính theo công
thức:
𝑍𝐻 = √

2 cos(𝛽𝑏 )
sin(2𝛼𝑡 )

 Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh thì:
𝛼𝑡 = 𝛼𝑡𝑤 = tan−1 (

tan 𝛼
tan 200
) = tan−1 (
) = 20,63240
cos 𝛽
cos 14,83510

αt là góc profin răng,αtw là góc ăn khớp

NHÓM 2

16


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Với b là góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở:
𝛽𝑏 = tan−1 (cos 𝛼𝑡 tan 𝛽 )
= tan−1 (cos 20,63240 tan 14,83510 ) = 13,92180
 Thay số :
𝑍𝐻 = √
-

2 cos(13,92180 )
= 1,7156
sin(2. 20,63240 )

Z : Hệ số trùng khớp của răng,được tính như sau:
𝑍𝜀 = √

𝑍𝜀 = √

𝑍𝜀 = √

(4 − 𝜀𝛼 )
3

𝑘ℎ𝑖 𝜀𝛽 = 0

(4 − 𝜀𝛼 )(1 − 𝜀𝛽 )
3

+

𝜀𝛽
𝜀𝛼

1
𝜀𝛼

𝑘ℎ𝑖 𝜀𝛽 < 1

𝑘ℎ𝑖 𝜀𝛽 ≥ 1

 Với  là hệ số trùng khớp dọc,tính theo công thức :
𝜀𝛽 =

𝑏𝑤 sin 𝛽 𝜓𝑏𝑎 𝑎𝑤 sin 𝛽
=
𝑚𝜋
𝑚𝜋
=

0,315.180. sin 14,83510
= 1,5403 > 1
3𝜋

Và α là hệ số trùng khớp ngang:
1
1
𝜀𝛼 = [1,88 − 3,2 ( + )] . cos 𝛽
𝑧1 𝑧2
= [1,88 − 3,2 (

1
1
+ )] . cos 14,83510 = 1,6751
29 87

 Do  > 1 nên Z được tính theo công thức:
𝑍𝜀 = √

NHÓM 2

1
1
=√
= 0,7726
𝜀𝛼
1,6751

17


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

-

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣
 KH = 1,0234 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
 KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp:
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
𝑑𝑤1 =

2𝑎𝑤
2.180
=
= 90(𝑚𝑚)
𝑈𝑏𝑟 + 1 3 + 1

Vận tốc vòng bánh răng chủ động :
𝑣=

𝜋𝑑𝑤1 𝑛1 𝜋. 90.483,4698
=
= 2,2783 < 4 (𝑚⁄𝑠)
60000
60000

 Tra bảng 6.13 và 6.14 trang 106 tài liệu (1) , chọn cấp chính xác là 9 và
KHα=1,13
 KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,được xác
định bởi công thức:
𝐾𝐻𝑣 = 1 +

𝜐𝐻 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
2𝑇1 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼

Với:
𝜐𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣 √

𝑎𝑤
180
= 0,002.73.2,2783. √

= 2,5766
𝑈𝑏𝑟
3

H = 0,002 tra bảng 6.15 trang 107 tài liệu (1).
g0=73 tra bảng 6.16 trang 107 tài liệu (1)
Thay số:
𝐾𝐻𝑣 = 1 +

2,5766 . 180 . 0,315 . 90
= 1,0278
2 . 204690,9135 . 1,0234 . 1,13

 Do đó :
𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣 = 1,0234 . 1,13 . 1,0278 = 1,1886

NHÓM 2

18


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Thay số vào công thức tính độ bền tiếp xúc:
𝜎𝐻 =

=

𝑍𝑀 𝑍𝐻 𝑍𝜀 2𝑇1 𝐾𝐻 (𝑈𝑏𝑟 + 1)
√
𝑑𝑤1
𝑏𝑤 𝑈𝑏𝑟
274 . 1,7156 . 0,7726 2 . 204690,9135 . 1,1886 . (3 + 1)
.√
90
180 . 0,315 . 3

= 431,6569 (𝑀𝑃𝑎)
 Tính lại chính xác [H]:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻 ]. 𝑍𝑟 𝑍𝑣 𝐾𝑥𝐻 = 459,0909 . 0,95 . 1 . 1 = 436.1364 (𝑀𝑃𝑎)
 Trong đó :
- Zr:hệ số tính đến độ nhám của bề mặt răng làm việc,với
Ra=2,5...1,25m ta chọn Zr=0,95
- Zv:hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng,do v < 5m/s ta chọn
Zv=1
- KxH:hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước của bánh răng,đường kính
vòng đỉnh bánh răng da ≤ 700mm,chọn KxH=1
 Ta thấy H = 431,6599 < [H] = 436,1364 (MPa),thỏa điều kiện kiểm nghiệm.
3.4.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
𝜎𝐹1 =

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1
𝑏𝑤 𝑑𝑤1 𝑚𝑛

𝜎𝐹2 =

𝜎𝐹1 𝑌𝐹2
𝑌𝐹1

 Trong đó:
- KF = KF KFα KFv là hệ số tải trọng khi tính về uốn.
 KF = 1,0569 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về uốn
 KFα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 trang 106 tài liệu (1) chọn KFα=1,37
 KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
𝐾𝐹𝑣 = 1 +

NHÓM 2

𝜐𝐹 𝑏𝑤 𝑑𝑤1
2𝑇1 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼

19


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

Với:
𝜐𝐹 = 𝛿𝐹 𝑔0 𝑣 √

𝑎𝑤
180
= 0,006.73.2,2783. √
= 7,7297
𝑈𝑏𝑟
3

F = 0,006 tra bảng 6.15 trang 107 tài liệu (1).
g0=73 tra bảng 6.16 trang 107 tài liệu (1)
Thay số:
𝐾𝐹𝑣 = 1 +

7,7297 . 180 . 0,315 . 90
= 1,0665
2 . 204690,9135 . 1,0569 . 1,37

 Do đó :
𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝛼 𝐾𝐹𝑣 = 1,0569 . 1,37 . 1,0665 = 1,5442
-

Y= 1/α = 1/1,6751=0,5969 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y là hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
𝑌𝛽 = 1 −

-

𝛽0
14,8351
=1−

= 0,894
140
140

YF1 , YF2 là hệ số dạng răng bánh chủ động,phụ thuộc hệ số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh.
𝑧𝑣1 =

𝑧1
29
=
= 32,1046
(cos 𝛽 )3 (cos 14,8351)3

𝑧𝑣2 =

𝑧2
87
=
= 96,3139
3
(cos 𝛽 )
(cos 14,8351)3

Tra bảng 6.18 tài liệu (1) , chọn YF1=3,7789 và YF2=3,6018
 Thay số vào công thức tính độ bền uốn:
𝜎𝐹1 =

2𝑇1 𝐾𝐹 𝑌𝜀 𝑌𝛽 𝑌𝐹1 2 . 204690,9135 . 1,5442 . 0,5969 . 0,894 . 3,7789
=

𝑏𝑤 𝑑𝑤1 𝑚𝑛
180 . 0,315 . 90 . 3

= 83,2702(𝑀𝑃𝑎)
𝜎𝐹2 =

𝜎𝐹1 𝑌𝐹2 83,2702 . 3,6018
=
𝑌𝐹1
3,7789

= 79,3677 (𝑀𝑃𝑎)

NHÓM 2

20


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

 Tính lại chính xác [F]
[𝜎𝐹1 ] = [𝜎𝐹1 ]𝑌𝑅 𝑌𝑠 𝐾𝑥𝐹 = 231,4286 . 1 .1,0036 . 1 = 232,2617(𝑀𝑃𝑎)
[𝜎𝐹2 ] = [𝜎𝐹2 ]𝑌𝑅 𝑌𝑠 𝐾𝑥𝐹 = 216 . 1 . 1,0036 . 1 = 216,7776(𝑀𝑃𝑎)
 Trong đó :
- YR:hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng,thông
thường chọn YR=1

- Ys:hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
𝑌𝑠 = 1,08 − 0,0695 ln 𝑚𝑛 = 1,08 − 0,0695 ln 3 = 1,0036
-

KxF:hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn,do
da ≤ 400mm nên ta chọn KxF=1

Ta thấy {

𝜎𝐹1 < [𝜎𝐹1 ]
,thỏa điều kiện kiệm nghiệm uốn.
𝜎𝐹2 < [𝜎𝐹2 ]

3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải
𝑇
 Hệ số quá tải:𝐾𝑞𝑡 = 𝑚𝑎𝑥 = 1
 Ứng suất tiếp quá tải:

𝑇

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 431,6569 < [𝜎𝐻 ]𝑚𝑎𝑥 = 1120 (𝑀𝑃𝑎)
 Ứng suất uốn quá tải:
𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 . 𝐾𝑞𝑡 = 83,2702 < [𝜎𝐹1 ]𝑚𝑎𝑥 = 320 (𝑀𝑃𝑎)
𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 . 𝐾𝑞𝑡 = 79,3677 < [𝜎𝐹2 ]𝑚𝑎𝑥 = 320 (𝑀𝑃𝑎)
3.6.

Bảng thông số và kích thước bộ truyền.
Thông số
Khoảng cách trục
Modun pháp

Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Góc profin gốc
Góc ăn khớp

NHÓM 2

Giá trị
aw = 180 (mm)
mn = 3
bw = 56,7 (mm)
Ubr = 3
 = 14,83510
Z1 = 29 (răng)
Z2 = 87 (răng)
x1=0
x2=0
d1 = 90 (mm)
d2 = 270(mm)
da1=96(mm)
da2=276(mm)
df1=82,5(mm)
df2=268,5(mm)
αt = 20,63240

αtw=20,63240

21


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

PHẦN 4 : THIẾT KẾ HAI TRỤC TRONG HỘP GIẢM TỐC
VÀ THIẾT KẾ THEN
4.1.


4.2.









4.3.


Thông số thiết kế :

Trục 1 : T1 = 204690,9135 Nmm
Trục 2 : T2 = 583613,5473 Nmm
Qui ước các kí hiệu :
k : Số thứ tự các hộp trong hộp giảm tốc .
i : Số thứ tự của tiết diện trục trên đó có 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 diện thứ I trên trục thứ k.
lmki : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i ( lắp trên tiết diện i) trên trục.
lcki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm
tốc đến gối đỡ.
bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.
Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục :
Chọn thép C45  b  600MPa , ứng suất xoắn cho phép [ ]  12  20MPa
- Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k :
3

3 204690,9135
𝑇1
=√
= 45,0178 ÷ 37,1261
0,2. [𝜏]
0,2. (12 ÷ 20)

3

3 583613,5473
𝑇2

=√
= 62,4173 ÷ 52,6448
0,2. [𝜏]
0,2. (12 ÷ 20)

𝑑1 = √

𝑑2 = √

 Tra bảng 10.2 tài liệu (1) ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo
tiêu chuẩn :
- Trục 1 : d1 = 45 (mm) , b01 = 25 (mm)
- Trục 2 : d2 = 50 (mm) , b02 = 27 (mm)
4.4. Xác định khoàng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
- k1 = 10 (mm) khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
- k2 = 8 (mm) khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp .
- k3 = 15 ( mm) khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
- hn = 15 (mm) chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
4.4.1. Trục 1 :
 l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(63+25) + 15 +15 = 74 (mm)

NHÓM 2

22


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

Với lm12 = (1,2…1,5)d1 = (1,2…..1.5).45 = (54…67,5) = 63 (mm) là chiều
dài mayơ bánh đai ; b01 = 25 (mm).
 l13 = 0,5.(lm13 + b01) + k1 + k2= 0,5.(60 + 25)+10+8 = 60,5 (mm)
Với lm13 = (1,2…1,5)d1 = (1,2…..1.5).45 = (54…67,5) = 60 (mm) là chiều
dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng ; b01 = 25 (mm).
 l11=2.l13= 2.60,5 =121 mm
4.4.2. Trục 2 :
 l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5.(90 + 27) + 15+15 =88,5 (mm)
Với lm22 = (1,4…2,5).d2 = (1,4….2,5).50 = (70….125) = 90 (mm) là chiều
dài mayơ nửa khớp nối đối với trục vòng đàn hồi .
 l21 = l11 = 121 (mm)
 l23 = l13 = 60,5 (mm)
4.4.3. Chọn khớp nối
 Moment xoắn trên trục 2:
𝑇 = 9,55. 106

9,75
= 577776,523(𝑁𝑚𝑚)
161,1566

 Moment xoắn tính toán:
𝑇𝑡 = 𝑘. 𝑇 = 1,7.577776,523 = 982220,089(𝑁𝑚𝑚)
 Điều kiện chọn khớp nối:
{

𝑇𝑘𝑛 ≥ 𝑇𝑡 = 982220,089(𝑁𝑚𝑚)
𝑑𝑘𝑛 ≥ 𝑑2 = 50(𝑚𝑚)

 Tra bản 16-10a trang 68 tài liệu (2) , ta chọn khớp nối với các thông số như sau:
- Tkn = 106 (Nmm) ; dkn = 50 (mm) ; z = 8 ; D0 = 160 (mm)
- l1 = 42(mm) ; l3 = 36 (mm) ; dc = 18 (mm)
 Kiểm nghiệm khớp nối:
 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
𝜎𝑑 =

2𝑘𝑇
2.1,7.577776,523
=
= 2,3684 ≤ [𝜎]𝑑 = (2 ÷ 4)𝑀𝑃𝑎
𝑍𝐷0 𝑑𝑐 𝑙3
8.160.18.36

 Điều kiện sức bền của chốt:
𝜎𝑢 =

𝑘𝑇𝑙1
1,7.577776,523.42
=
= 55,2625 ≤ [𝜎]𝑢 = (60 ÷ 80)𝑀𝑃𝑎
0,1𝑑𝑐3 𝐷0 𝑍
0,1. 183 . 160.8

 Thỏa điều kiện kiểm nghiệm.

NHÓM 2

23

BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

4.5. Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền :
 Lực vòng trên 2 bánh răng:
𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =

2𝑇1 2.204690,9135
=
= 4548,6869(𝑁)
𝑑1
90

 Lực hướng tâm trên 2 bánh răng :
𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 =

𝐹𝑡1 tan 𝛼𝑡𝑤 4548,6869. tan(20,6324)
=
= 1771,7329(𝑁)
cos 𝛽
cos(14,8351)

 Lực dọc trục trên 2 bánh răng :
𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡1 tan 𝛽 = 4548,6869 tan(14,8351) = 1204,7965(𝑁)
 Lực do bộ truyển ngoài :

 Lực do bộ truyền đai tác động lên trục 1 : (𝐹đ𝑎𝑖 = 𝐹𝑟đ )
𝛼1
𝐹𝑟đ = 2𝐹0 zsin ( )
2
131,4656
) = 1401,9678 (𝑁)
= 2 . 256,3091 . 3 . sin (
2
 Lực do khớp nối tác động lên trục :
𝐹𝑘𝑛 = (0,2 ÷ 0,3 )

2. 𝑇2
2.583613,5473
= (0,2 ÷ 0,3 )
𝐷0
160
= (1459,0339 ÷ 2188,5508 ) (N)

 Ta chọn Fkn = 1823,7923 (N)
 Sơ đồ phân tích lực trên các bánh răng ở 2 trục :
 Trục 1 :

 Trục 2 :

NHÓM 2

24


BTL CHI TIẾT MÁY

ĐỀ SỐ 1 – PHƯƠNG ÁN 3

GVHD : BÙI TRỌNG HIẾU

4.6. Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục :
4.6.1. Trục 1 :
 Phản lực tại các gối đỡ:
∑ 𝐹𝑥 = 0 ↔ 𝑅𝐴𝑥 + 𝑅𝐶𝑥 = 𝐹𝑡1 + 𝐹𝑟đ
∑ 𝐹𝑦 = 0 ↔ 𝑅𝐴𝑦 + 𝑅𝐶𝑦 = 𝐹𝑟1
∑ 𝑀𝑥⁄𝐴 = 0 ↔ 𝑅𝐶𝑦 . 121 = −𝐹𝑎1 .

𝑑1
+𝐹𝑟1 . 60,5
2

{∑ 𝑀𝑦⁄𝐴 = 0 ↔ 𝑅𝐶𝑥 . 121 = 𝐹𝑡1 . 60,5 + 𝐹𝑟đ . 195
 Thay thế giá trị của các lực vừa tìm được ở mục 4.5,ta tìm được phản lực
tại các gối đỡ như sau:
𝑅𝐴𝑥 = 1416,9416(𝑁)
𝑅𝐴𝑦 = 1333,9313(𝑁)
𝑅𝐶𝑥 = 4533,7131(𝑁)
{𝑅𝐶𝑦 = 437,8016(𝑁)
 Moment tương đương tại mặt cắt:
 Có lắp bánh răng dẫn
𝐵
𝑀𝑡đ
= √𝑀𝐵𝑥 2 + 𝑀𝐵𝑦 2 + 0,75𝑀𝐵𝑧 2

= √80702,84372 + 85724,96682 + 0,75. 204690,91352

= 212803,892(𝑁𝑚𝑚)
 Có lắp gối đỡ
𝐶
𝑀𝑡đ
= √𝑀𝐶𝑥 2 + 𝑀𝐶𝑦 2 + 0,75𝑀𝐶𝑧 2

= √02 + 103745,62992 + 0,75. 204690,91352
= 205394,5795(𝑁𝑚𝑚)
 Có lắp bánh đai
𝐷
𝑀𝑡đ
= √𝑀𝐷𝑥 2 + 𝑀𝐷𝑦 2 + 0,75𝑀𝐷𝑧 2

= √02 + 02 + 0,75. 204690,91352 = 177267,531(𝑁𝑚𝑚)

NHÓM 2

25