Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech (Phương án IIB)

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP. HCM
KHOA CƠ - ĐIỆN - ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ: 04
Phương án: II b

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I – Thiết kế trạm dẫn động cho băng tải theo
thứ tự sơ đồ truyền động như sau:
1.
2.
3.
4.
5.

1

Động cơ điện
Khớp nối
Hộp giảm tốc bánh răng côn
Cặp bánh răng hở hình trụ
Tang và băng tải

II – Các số liệu ban đầu:

2

3

v

4
5

-

Lực kéo băng tải P (N): 6300

-

Vận tốc băng tải V (m/s): 0,74

-

Đường kính tang D (mm): 200

-

Thời hạn phục vụ 5 năm

-

Sai số cho phép về tỉ số truyền i = (2 ÷3)%

-

Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thai đổi không đáng kể, mỗi
năm làm việc 300 ngày.

III. Nhiệm vụ:
1. Lập sơ đồ động để thiết kế, tính toán

2. Một bản thuyết minh để tính toán
3. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ giấy A0
4. Nộp File điện tử (thuyết minh word và bản vẽ AutoCAD 2007) qua Email cho GVHD
trước ngày bảo vệ (Điều kiện bắt buộc để có điểm quá trình)
Sinh viên thực hiện: Bùi Tiến Đạt…………………………………
Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh


Ngày giao đề:…………………..

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.Chọn động cơ điện
1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ
P
Pyc = ct

η

Trong đó Pct : Công suất trên một trục công tác
Pyc : Công suất trên trục động cơ
Hiệu suất của bộ truyền:
(1)
2.3
[ I]
Tra bảng 19
ta có:
Hiệu suất của một cặp ổ lăn :
Hiệu suất của bộ đai :
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng :
Hiệu suất của khớp nối:

Thay số vào (1) ta có:

ηol = 0,99
0,96
0.96

ηkn = 0,99

η = Πηi = ηol3 .ηkn .η d .ηbr = 0,993.0,96.1.0,96 = 0,894
Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :

1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ
Trên trục công tác ta có:

60000.v
nlv = π.D

ndc ( sb ) = nct .usb
Trong đó :
B

usb = ud .ubr

(2)

2.4
[ I]
21
ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

Tra bảng
Truyền động đai:
3
Truyền động bánh răng : ubr = 4 (hộp giảm tốc một cấp)


Thay số vào (2) ta có:

usb = ud .ubr =3.4 = 12
n

= n .u =

ct sb
Suy ra : dc ( sb )
70,66.12= 847,97 (v/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ : ndc = 1000 (v/ph)
1.1.3.Chọn động cơ
Từ Pyc = 4,662 kW & ndc =1000 v/ph

P1.3
[ I]
Tra bảng phụ lục 238
ta có động cơ điện

Kiểu động cơ

Pđc (KW)

ηdc (v / ph)

4A132S6Y3

5,5

960

Đdc(mm)
32

1.2.Phân phối tỉ số truyền
1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
Tỉ số truyền chung của hệ thống là :

1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ
Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong ubr = 3
1.3.Tính các thông số trên các trục
1.3.1.Số vòng quay
Số vòng quay trên trục động cơ: ndc = 960 (vg/ph)
Số vòng quay trên trục I:
Số vòng quay trên trục II:
Số vòng quay thực của trục công tác là:
1.3.2.Công suất
Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 4.662( KW )
Công suất trên trục II là :

Công suất trên trục I là :


Công suất thực của động cơ là:

1.3.3.Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
Mômen xoắn trên trục I là :
m
Mômen xoắn trên trục II là :
Mômen xoắn trên trục công tác là :

1.3.4Bảng thông số động học
Thông
số/Trục
U
n(v/ph)
P(KW)
T(N.mm)

ĐC

1

2

uđ= 4,52
ubr =3
960
212,38
70,79
5,21
5,16
4,9
51828,64

232027,49
661039,69

CT
ukn=1
70,79
4,662
628932,05

Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT).
2.1. Chọn loại đai.
Ta chọn loại đai vải cao su vì đai bền dẻo ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt
độ
2.2 Đường kính bánh đai
-Bánh đai nhỏ
= (5,2/6,4)
= (5,2/6,4)
= (319,53/393,27)
=> chọn theo tiêu chuẩn = 360 mm
-Bánh đai lớn
ε = 0,01: hệ số trượt.
= = =1643,63
=> chọn theo tiêu chuẩn 1600 mm
2.3 Vận tốc đai


πn1 d1 π .960.360
=
=4
60000

= v = 60000

2.4 Chiều dai đai
Ta có
a >= (1,5 … 2)d1+d2
a>= 1,5(d1+d2)
a>=2940
π (d + d ) (d - d ) 2
1 2 + 2 1
L ≈ 2a+
2

4a

= 9089,5 (mm)

Chọn L =9000 mm
2.5 Xđ khoảng cách chiều dài Lmin của đai
Chiều dài Lmin chọn theo điều kiện giới hạn số vòng quay của đai trong 1s
Lmin = v/(3/5)
=(1334/0,8)
Để nối đai tăng chiều dai đai L lên khoảng 100/400mm để nối đai
2.6 Kiểm tra số vòng chạy i
i= v/l = 4/2 = 2/s <10/s
2.7 Tính góc ôm đai trên bánh nhỏ
α1 = 180º - 57º(d2 – d1)/a = 155,95º
Đối với đai vải cao su α1 150 º
2.8 Chọn trước chiều dày tiêu chuẩn của đai
2.9 Tính các hệ số Ci
Cα là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 , ta tra bảng 4.15 được Cα = 0,87

Cv hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
Cv=1-Cv(0,01.v2-1)=1,0336


Co hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền và phương pháp căng đai góc
nghiêng giữa đường nối 2 tâm bánh đai và phương nằm ngang
Co =1
Cr hệ só chế độ làm việc
Cr=1
*Ứng suất có ích cho phép đối với bộ truyền đai dẹt
Chọn chiều dày tiêu chuẩn của đai theo điều kiện
δ

/ 1 / 40

=>
Với [

δ

δ

9
δ

t]o= k1- k2 /d1
= 2,3 – 9.9/360
=2,075

Ứng suất cho [

δ

t=[

δ

δ

t]o

t] o .

Cα .Cv.Co.Cr

= 2,075.0,87.1,0336
= 1,988 Mpa
Chiều rộng b của đai
b >= = 72,09
Chọn b theo tiêu chuẩn 75 mm
2.10 Chiều rộng B của bánh đai theo bảng 4.5
Ta có B= 80mm
2.11Xđ lực căng đai ban đầu
Fo= [

δ

o].b.9
=0,6.0,75.9
=405 N
-Lực tác dụng lên trục

Fr = 2Fo.z.sin(α1/2) = 2.405.sin(155,55o/2)


= 792,22 N
-Lực vòng có ích
Ft =1000.P1/v1=1000.5,16/4=1290
* ta xác định số đai cần thiết z theo công thức
z = PI.Kd/([Po]Ca.C1.Cu.Cz) = 2,8.1,45/(1,52.0,87.1,04.1,14.0,95) = 4,13

STT
1
2
3
4
5
6
7
8
9

Chọn loại đai dẹt kí hiệu A
Thông số
Kí hiệu
Đường kính bánh đai nhỏ
d1 (mm)
Vận tốc đai
V (m/s)
Đường kính bánh đi lớn
d2 (mm)
Chiều dài đai

L (mm)
Khoảng cách trục
a(mm)
α1 (⁰)
Góc ôm
Số đai
Z
Lực tác dụng nên trục
Chiều rộng bánh đai

Fr (N)

B(mm)

Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

3.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu bánh răng với:
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền σ b1 = 850 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch1 = 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ b 2 = 750 (MPa)

Kết quả
360mm

4m/s
1643,63mm
9000mm
2940mm
155,95o
4
792,22
80mm


Giới hạn chảy σ ch 2 = 450 (MPa).

3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.

[σ ]
H

K HL
o
= σ H lim . S H

- σ H lim = 2HB +70: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng 6.2.
o

o
σ
H
lim = 2 . 250 +70 = 570 (MPa)
+

mH

- KHL =

N HO
N HE : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ của bộ truyền.

+ HB= 245 < 350 ⇒ mH = 6
+ NHO = 30HHB2,4 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp xúc.
NHO1 = 30HHB2,4 = 30.2502,4 = 1,7.107

950
7
NHE = 60.1. 3,85 . .15000 = 17,3.10
- SH = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2 (tập 1)

⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ ]

H 1

560.
=

1
= 509,1
1,1
(MPa)

3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.

[σ ]
F

K FL
o
= σ F lim . KFC. S F

o
σ
F
lim = 1,8.HB: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Tra bảng6.2
-

σ Fo lim1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa)
σ Fo lim 2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)
- KFC = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
mF

- KFL =

N FO
N FE : Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng của bộ truyền.


+ mF = 6 do HB=245 <350.
+ NFO = NFO1 = NFO2 = 4.106 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
\

- SF = 1,75: Hệ số an toàn khi tính về uốn. tra bảng 6.2.
⇒

441.1.

[σ ]

=

F 1

1
= 252
1,75
(MPa)

414.1.

[σ ]

F 2

=

1
= 236,57
1,75
(MPa)

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ ]
[σ ]
[σ ]
⇒

= 2,8.σ ch1 = 2,8 . 580 = 1624 (MPa)

H 1 max

H 2 max

H

= 2,8.σ ch 2 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa)

max

= [σ H 2 ] max = 1260 (Mpa)

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ ]
[σ ]

F 1 max

F 2 max

= 0,8.σ ch1 = 0,8 . 580 = 464 (MPa)
= 0,8.σ ch 2 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)

3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
3.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài.

Re = K R u 2 + 13 T1 K Hβ / ( (1 − K be ) K beu[σ H ]

2

)

= 50. 4,522 + 13 232027,49.1,34 / ( (1 − 0,3).0,3.4,52..( 490,9.490,9) ) = 256,4

(mm).

+ KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50 (Mpa1/3): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại
bánh răng. Bánh răng côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 (Mpa1/3)
+ u = 4,52
+ T1 = 232027,49(Nmm): Momen xoắn trên trục I.
+ ψ ba = 0,6: Tra bảng 6.6 (bánh răng đối xứng).
+ Kbe = 0,3


+ KHβ = 1,12 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.21.
3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp.
Số răng bánh nhỏ:
2
2

Da de1 = 2 Re / u + 1 = 2.256,4 / 4,52 + 1 = 110 ,77 (mm)

Tra bảng 6.22 ta được: z1p = 17 HB < 350 nên z1 = 1,6z1p = 1,6.17 = 27,2
Lấy z1 = 27
- Đường kính trung bình và mô dun trung bình:
dm1 = ( 1-0,5Kbe).de1 = (1- 0,5.0,3).110,77 = 94,1545 (mm)
Mtm= dm1/Z1 = 94,1545/27,2 = 3,46 (mm)
Mô đun vòng ngoài (6.56):
mte = mtm/(1- 0,5.Kbe) = 3,46/(1- 0,5.0,3) = 4,07 (mm)
Theo bảng 6.8 lấy trị số theo tiêu chuẩn mte = 4 (mm), do đó:
Mtm= mte.(1 – 0,5.Kbe) = 4.(1- 0,5.0,3) = 3,4 (mm).
Suy ra: Z1 =dm1/mtm = 94,1545/3,4 = 27
Lấy Z1 = 27 răng.
Số răng bánh lớn: Z2 = U1.Z1 = 4,52.27 = 122,04 răng=>chọn z2 = 122 răng
Góc côn chia:
z 
 27 
o
δ 1 = arctg  1  = arctg 
 = 12,47
 122 
 z2 
δ 2 = 90 − δ 1 = 90 − 12,47 = 77,53o

Từ bảng 6.20, với Z1 = 27 , chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,38 và x2 = -0,38.
Đường kính trung bình bánh nhỏ: dm1 = Z1.mtm = 27.3,46 = 93,42 (mm).
2
2
2
2

Chiều dài côn ngoài: Re = 0,5mte z1 + z 2 = 0,5.4 27 + 122 = 249,9 (mm)

3.3.3 kiểm nghiệm răng vê độ bền tiếp xúc.
Theo 6.8
σ H = Z M Z H Z ε 2T1 K H u m2 + 1 / ( 0,85bd m21u m )
= 274.1,76.0,76 2.232027,49.1,2 4,522 + 1 / ( 0,85.53,6.93,422.4,52) = 438,9( Mpa )


-

Theo bảng 6.5 ZM = 274 Mpa1/3
Theo bảng 6.12 xt = x1 + x2 = 0, ZH = 1,76

-

Theo 6.59a

Zε =

( 4 − ε ) / 3 = ( 4 − 1,73) / 3 = 0,76
α

1 1
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2 +  = 1,88 − 3,2 +
 = 1,73
 27 122 
 z1 z 2 
-

Theo 6.61 KH = KHβ KHα KHv = 1,12.1.1,07 = 1,2

+ Bánh răng côn răng thẳng : KHα = 1
+ Vận tốc vòng theo 6.22 : v = πdm1n1/60000 = 1,04m/s
Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
ν H = δ H g o v d m1 ( u + 1) / u = 0,006.73.1,04 94,1545.( 4,52 + 1) / 4 ,52 = 4,88m / s

Theo bảng 6.15 H = 0,006
Theo bảng 6.16 go = 73

Theo 6.63

K Hv = 1 +

v H bd m1
4,88.74,97.94,1545
= 1+
= 1,05
2T1 K Hβ K Hα
2.232027,49.1,34.1

Trong đó b = Kbe.Re = 0,3.249,9 = 74,97
Theo 6.1 và 6.1a [σ H ] = [σ H ] Z V Z R K xH = 509,1.1.0,95.1 = 483,645 (Mpa)
Như vậy σ H < [σ H ]
Tính lại chiều rộng vành răng:
b = 41,77( σ H / [σ H ] ) = 41,77.( 483,645 / 509,1) = 37,69
2

2

Lấy b =37 (mm)
3.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

σ F1 =
Theo 6.25
F2

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
0,85.b.mtm .d m1

= F1YF2/YF1 [F2]

Kbe = b/Re = 37/256,4 = 0,14

≤ [ σ F1 ]


Kbeu/(2-Kbe) = 0,14.4,52/(2-0,14) = 0,3
Theo bảng 6.21 KFβ = 1,06

( )
(
)
Theo 6.64 ν F = δ F g o v d m1 u + 1 / u = 0,016.73.1,04 94,1545. 4,52 + 1 / 4,52 = 13,02 (m/s)

(
)
(
)

Do đó K Fv = 1 + v F bd m1 / 2T1 K Fβ K Fα = 1 + 13,02.74,97.94,1545/ 2.232027,49.1,7.1 = 1,1
Do đó: KF = KFβ KFα KFv = 1,7.1.1,1 = 1,89
β = 0, Yβ = 1, εα = 1,73, Yε = 1/1,73 = 0,583
Tra bảng 6.18 YF1 = 3,88 YF2 = 3,60
Thay vào ta tính được F1 =87,28 [σ F ]1 = 252 (Mpa)

F2

=90,52 [σ F ] 2 =235,57 (Mpa)

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

3.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải: Kqt = 1,5
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

σ H max = σ H .

K qt = 451,53. 1,5 = 553MPa

(Mpa)

[σ H ] max = 1260 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 87,28 . 1,5 = 130,92 (MPa) < [σ F 1max ] = 464 (MPa)
σ F 2 max σ F 2 .K qt
[σ F 2 max ]

=

= 90,52 . 1,5 = 135,78 (MPa) <

= 360 (MPa)

⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Kích thước bộ truyền bánh răng côn:
Chiều dài côn: Re = 249,9 (mm)
Mô đun vòng ngoài: mte = 4,07 (mm)
Chiều rộng vành răng: bw = 74,97 (mm)
Tỷ số truyền: um = 4,52
Góc nghiêng răng: β = 0
Số răng bánh răng: z1 = 27 z2 =122


Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x1 = 0,38 x2 = -0,38
Theo công thức bảng 6.19 tính được:
Đường kính ngoài: de1 =110,77 (mm) ;de2 = 488 (mm)
o
o
Góc côn chia: δ 1 = 22,47 ; δ 2 = 77,53

Chiều cao răng ngoài:
he = 2htemte + c = 2cosβ.mte + 0,2mte = 9
Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = 5,4 (mm) hae2 = 2,6 (mm)
Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = 3,2 (mm) hfe2 = 4 (mm)
Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = 120,75 (mm) dae2 = 489,092 (mm)
Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.

4.1. Chọn vật liệu.
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có:
Độ cứng HB = 200

Giới hạn bền σ b = 600 (Mpa)

Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)
ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 12…20 (MPa)

4.2. Tính thiết kế trục.
4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục.
T1
232027,49
=3
= 34,7
0,2.[τ ]
0,2.20
(mm)

3

- Đường kính trục I: d1 =
Lấy d1 = 35 (mm)
3

- Đường kính trục II: d2 =

T2
661039,69
=3

= 54
0,2.[τ ]
0,2.20
(mm)

Lấy d2 = 55 (mm)
4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.
- Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2.
Bảng 4.1.
d (mm)
bo (mm)
- Chiều dài mayơ bánh đai:

35
21

55
29


+ lm12 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
chọn lm12 = 50 (mm)
-chiều dài may ơ bánh răng côn:
+ lm13 = (1,2…1,4).d1 = (1,2…1,5).35 = 42…52,5 (mm)
chọn lm13 = 50 (mm)
+ lm23 = (1,2…1,4).d2 = (1,2…1,5).55 = 66 …77 (mm)
chọn lm23 = 70 (mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
+ lm22 = (1,4…2,5).d2 = (1,4…2,5).55 = 77…137,5 (mm)
chọn lm22 = 80 (mm)

Tra bảng 10.3.
Bảng 4.2.
Tên gọi
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông

Ký hiệu và giá
trị
k1 = 10
K2 = 5
K3 = 10
hn = 15

- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:
lc12 = 0,5(lm12 + bo) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 10 +15 = 60,5 (mm)
lc22 = 0,5(lm22 + bo) + k3 + hn = 0,5(80 + 29) + 10 +15 = 79,5 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:
+ Trục I:
l12 = -lc12 = -60,5 (mm)
l11 = (2,5…3)d1 = (2,5…3).35 = 87,5…105 chọn l11 = 95 (mm)
l13 = l11 +k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo – b13cos1)
= 95 + 10 +5 + 50 + 0,5(21 – 30cos14o) = 156 (mm)
+ Trục II:
l22 = -lc22 = -79,5 (mm)
l23 = 0,5.b13cos2 + k1 +k2 + de1 = 0,5.30cos76o + 10 + 5 + 104 = 122,6 (mm)

l21 = lm23 + bo + 3k1 + 2k2 = 122,6 + 29 + 3.10 + 2.5 = 191,6 (mm)
4.2.3. Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các
đoạn trục.


4.2.3.1. Trục I.

Vị trí đặt lực của bánh răng 3: dương

d e13 104
=
= 52
2
r13 = 2
(mm)
cq1 = 1: Trục I ngược chiều kim đồng hồ.
cb13 = 1: Trục I là trục chủ động.
2T1
232027,49
=2
= 4462,06
d
104
e
13
Lực vòng trên bánh răng: Ft13 =
(N)

Fx13 =

r13
52
cq1cb13 Ft13 =
.1.1.4462,06 = 4462,06
r13
52

(N)


−

Fy13 =

r13 Ft13
52 4462,06
tg α n cos δ 13 = −
.
tg 20 o cos14 o = −1575
o
r13 cos β
52 cos 0

(N)

o
o
Fz13 = Fr13tgα n sin δ 13 = 4462,06.tg 20 sin14 = 392 (N)

- Lực từ bánh đai tác dụng lên trục I:

Fx12 = Frsinα = 792,22.sin50 = 606,87 (N)
Fy12 = Frcosα =792,22. cos50 = 509,22 (N)
4.2.3.1.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:

( ) =F
→

+ Phương trình mômen : ∑ M F
0

Fy13l13 + Fz13 r13 − Fy12.l12

⇒

Fly11 =

l11

=

x1

. l12 + Fly11. l11 – Fy13.l13 – Fz13.r13 = 0

y12

1575.156 + 392.52 − 509,22.60,5
= 2476,59
95

(N)

+ Phương trình lực : ∑ y = Fly11 + Fly10 – Fy12 – Fy13 = 0
⇒ Fly10 = Fy12 + Fy13 – Fly11 = 509,22+1575-2476,59= -392,37 (N)

F

- Trong mặt phẳng xoz:

M
+ Phương trình mômen : ∑ 0

(F )
→

y1

=Fx12.l12 + Flx11. l11 – Fx13.l13 = 0

Fx13l13 − Fx12.l12 4462,06.156 − 606,87.60,5
=
= 6940,69
l11
95
⇒ Flx11 =
(N)

+ Phương trình lực :

∑F

x

= Fx12 - Flx10 + Fx13 – Flx11 = 0

⇒ Flx10 = Fx12 + Fx13 - Flx11 = 606,87 + 4462,06 – 6940,69 = -1871,76 (N)
- Phản lực tổng trên hai ổ:
Flt10 =

Fl x210 + Fl y210 = 1871,76 2 + 392,37 2 = 1912,44

(N)

Fl 2 + Fl 2 = 6940,69 2 + 2476,592 = 7369,3

x11
y11
Flt11 =
(N)
4.2.3.1.3. Tính mô men uốn tổng Mj, mô men tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên

chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có b 600 (Mpa) [] = 63 (Mpa)
+ M12 =
Mtđ12 =

M x212 + M y212 = 02 + 02 = 0

(Nmm)

M 122 + 0,75T122 = 0 2 + 0,75.232027,492 = 200941

(Nmm)


3

d12 =

M x210 + M y210 = 674002 + 804002 = 104900

+ M10 =

(Nmm)

Mtđ10 =
3

d10 =

M 102 + 0,75T102 = 1049002 + 0,75.232027,492 = 226675

(Nmm)

M tđ 10
226675
=3
= 33,01
0,1[σ ]
0,1.63

(mm)

M x211 + M y211 = 846002 + 1975002 = 214900

+ M11 =

(Nmm)

Mtđ11 =
3

d11 =

M 112 + 0,75T112 = 2149002 + 0,75.232027,492 = 294210

(Nmm)

M tđ 11
294210
=3
= 36,01
0,1[σ ]
0,1.63
(mm)

M x213 + M y213 = 148002 + 0 2 = 14800

+M13 =

(Nmm)

Mtđ13 =
3

d13 =

M tđ 12
200941
=3
= 31,71
0,1[σ ]
0,1.63
(mm)

M 132 + 0,75T132 = 148002 + 0,75.232027,492 = 201486

(Nmm)

M tđ 13
201486
=3
= 31,74
0,1[σ ]
0,1.63
(mm)

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn
trục như sau :
d12 = 30 (mm) d10 = d11 = 40 (mm) d12 = 32 (mm)
4.2.3.2. Trục II.

+ Lực trên bánh răng 2
Fx23 = -Fx13 = -4462,06 (N)
Fy23 = -Fy13 = 1575 (N)
Fz23 = -Fz13 = -392 (N)
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục II:
T2
661039,69
= 0,2... 0,3
= 1391... 2087
D
95
2
Fx22 = 0,2…0,3F2 = 0,2…0,3
(N)

Tra bảng 16.10a Dt = 95 (mm)
Lấy Fx12 = 1500 (N)
Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ
là lớn nhất, do đó Fx12 ngược chiều với Fx23.
4.2.3.2.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
+ Phương trình mômen :

∑ M0

(F ) = F

→

x2

y23

. l23 - Fz23. r23 – Fly21. l21 = 0

Fy 23 .l 23 − Fz 23 .r23

⇒ Fly21 =

l 21

1575.122,6 − 392.208
= 582,24
191,6

=

∑ y = -Fly20 + Fy23 – Fly21 = 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fly20 = Fly23 – Fy21= 1575 – 423 = 1152 (N)

(N)

F

- Trong mặt phẳng xoz:

( )
→

+ Phương trình mômen :

∑M F
0

y1

= Fx23.l23 – Flx21. l21 + Fx22.l22 = 0

Fx 23l 23 + Fx 22 l 22 4462,06.122,6 + 1500.79,5
=
= 3477,54
l 21
191,6
⇒ Flx21 =
(N)

+ Phương trình lực :

∑F

x

= -Flx20 – Fx23 + Flx21+ Fx22 = 0

⇒ Flx20 = -(Fx23 – Flx21– Fx22) = -(4462,06–3477,54– 1500) = 515,48 (N)
- Phản lực tổng trên hai ổ:

Flt20 =

Fl x220 + Fl y220 = 515,482 + 1152 2 = 1262

(N)


Flt21 =

Fl x221 + Fl y221 = 3477,542 + 582,24 2 = 3525,94

(N)

Fl x221 + Fl y221 = 26962 + 4152 = 2728

Flt21 =
(N)
4.2.3.2.3. Tính mô men uốn tổng Mj, mô men tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có

600 (Mpa) [] = 50 (Mpa)

M x221 + M y221 = 0 2 + 0 2 = 0

+ M21 =
Mtđ21 =

(Nmm)

M 212 + 0,75T212 = 0 2 + 0,75.0 2 = 0 (Nmm)
3

d21 = d23 =

M tđ 21
0
=3
=
0,1[σ ]
0,1.50

0 (mm)

M x223 + M y223 = 885002 + 18600 2 = 90400

+ M23 =
Mtđ23 =
3

d23 =

Mtđ20 =
3

d20 =

Mtđ22 =
3

(Nmm)

M tđ 23
579570,75
=3
= 48,75
0,1[σ ]
0,1.50
(mm)

0 2 + 1193002 = 119300

(Nmm)

2
M 20
+ 0,75T202 = 119300 2 + 0,75.661039,69 2 = 584775,67

(Nmm)

M tđ 20
584775,67
=3
= 48,9
0,1[σ ]
0,1.50
(mm)

M x222 + M y222 = 0 2 + 0 2 = 0

+ M22 =

(Nmm)

2
M 23
+ 0,75T232 = 904002 + 0,75.661039,69 2 = 579570,75

M x220 + M y220 =

+ M20 =

d22 =

b

(Nmm)

2
M 22
+ 0,75T222 = 0 2 + 0,75.661039,69 2 = 572477

(Nmm)

M tđ 22
572477
=3
= 48,55
0,1[σ ]
0,1.50

(mm)

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn
trục như sau :
d20 = d21 = 45 (mm) d23 = 52 (mm) d22 = 48 (mm)


4.2.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cần được kiểm tra
Trục 1: Tiết diện đai 12
Tiết diện ổ lăn 11
Tiết diện lắp bánh răng: 13
Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng 23
Tiết diện ổ lăn 20
\Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục và đĩa xích
theo k6 kết hợp với lắp then.
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

Sj =

Sσj .Sτj
Sσ2j + Sτ2j

≥ [S]

- [ S ] :hệ số an toàn cho phép [S] = 1,5
-

Sσj

:hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp

Sσj =
-

S τj

σ −1
kσdj .σ aj + ψ σ .σ mj

:hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

Sτj =

τ −1
kτdj .τ j + ψ τ .τ mj

+ Với thép 45 có b = 600 (Mpa)
Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theo công thức :

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

τ −1 = 0,58.σ −1 = 0,58.261,6 = 151,7 (Mpa)
- Xác định các hệ số Kσdj và kτdj tại các tiết diện nguy hiểm:


K

K σd =  σ + K x − 1 / K y
 εσ


K

Kτd =  τ + K x − 1 / K y
 ετ

+ K σ =1,46 , Kτ = 1,54: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. Tra
bảng 10.12. (Trục có rãnh then, sử dụng dao phay ngón gia công)

+ ε σ , ε τ : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến ghới

hạn mỏi. Tra bảng 10.10. Ta được Bảng 4.3.
+ Kx = 1,06: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8.( Gia công
trên máy tiện độ nhám đạt Ra = 2,5…0,63)
+ Ky = 1: Hệ số tăng bền mặt trục. Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt.
Từ đó ta tính được

K σdj K στj
,

kết quả trong bảng sau:

Bảng 4.3.
Tiết diện
d

εσ
ετ

0,85

Kσ
εσ
Kτ

Rãn
h
then

ετ
Kσ
εσ
Kτ
ετ

Lắp
dôi

Kσdj
K τdj

12
31,7
0,9

13
32
0,874
0,804

11
36
0,85
0,78

20
48,9
0,83

23
48,75
0,797

0,77

5
0,752

1,62

1,67

1,72

1,76

5
1,83

1,8

1,92

1,97

2,00

2,04

2,06

2,06

2,06

2,06

2,28

1,64

1,64

1,64

1,64

1,87

2,12

2,12

2,12

2,12

2,34

1,70

1,98

2,03

2,06

1,93


-

σ aj ,τ aj , σ mj ,τ mj

: Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết

diện j:
b, t1 Tra bảng 9.1a

πd 3j

πd 3j
=
=
16
32
Wj
, Wo j

: Trục tiết diện tròn

πd 3j bt1 ( d j − t1 )
πd 3j bt1 ( d j − t1 )
=
−
=
−
32
2
d
16
2d j
j
Wj
Wo j
: Trục có một rãnh then.
2

2

Xem Bảng 4.3.

+

σ mj

σ aj = σ max j =
= 0,

τ mj = τ aj =
+

Mj
W j : Trục quay ứng suất uốn biến đổi theo chu kì.

T
τ max
= j
2
2Woj : Trục quay một chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kì

mạch động.
Bảng 4.4.
Tiết diện
d (mm)
b h (mm2)
t1 (mm)
M (Nmm)
W (mm3)

12

31,71
8x7
4
0
2290
0

13
32
108
5
14800
2647
5.6

214900 119300
6263
1857
34.3
64,2

23
48,75
16x10
6
90400
11851
7,6

T (Nmm)

23202

232027 232027 661039

661039

σ a (Mpa)
3

Wo (mm )

τ m ,τ a (Mp

7
4941
17,5

5864
14,4

11
36

12566
6,7

20
48,9

21715
14,5

25655
12,3

a)
- ψ σ = 0,05 , ψ τ = 0 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.
Tra bảng 10.7.


* Tính Sσ , Sτ , S.
Bảng 4.5.
Tiết diện
d (mm)
-1 (Mpa)
Kσ
a

ψσ

12
31,7
261,6
2,12
0
0,05

13
32

261,6
2,12
5.6
0,05

11
36
261,6
2,12
34.3
0,05

20
48,9
261,6
2,12
64,2
0,05

23
48,75
261,6
2,34
7,6
0,05

0
-

0

22

0
3,4

0
1,9

0
14,7

151,7
1,98
14,4
0

151,7
2,03
6,7
0

151,7
2,06
14,5
0

151,7
1,93
12,3
0

14,4
5,3
4,3

6,7
11,2
2,6

14,5
5,1
1,5

12,3
6,4
4,4

m

Sσ

τ-1 (Mpa) 151,7
Kτ
1,7
τa
17,5
0
ψτ
τm
Sτ

S

17,5
5,1
0

Vậy kết quả cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm trên trục đều thỏa mãn vì điều kiện
bền.
⇒ kết cấu trục đã chọn thỏa mãn.
* Kiểm nghiệm độ bền của then.
Chọn vật liệu thép 45, chịu tải trọng va đạp nhẹ.
- Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then theo công thức:

2.T
≤ [σ d ]
d .lt .( h − t1 )
2.T
τc =
≤ [τ c ]
d .lt .b

σd =

+ T: mô men xoắn trên trục (Nmm).
+ d: Đường kính trục (mm).
+ lt = (0,8…0,9).lm :chiều dài then.
+ h, t1 , b: Tra bảng 9.1.
Theo bảng 9.5 trang 178 với tải trọng va đập nhẹ và dạnh lắp cố định thì:

[σ ] = 100 (Mpa) : Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then. Tra bảng 9.5.

[τ ] = 40 (Mpa) Ứng suất cắt cho phép đối với mối ghép then.
d

c

Sau khi tính toán ta lập được bảng sau:
Bảng 4.6.