ĐỒ án CHI TIẾT máy Bánh răng côn

GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

MỤC LỤC

MỤC LỤC

1

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

3

1.1) Chọn động cơ

3

1.1.1 Xác định công suất động cơ

3

1.1.2) Xác định số vòng quay sơ bộ.

4

1.1.3) Chọn động cơ.

4

1.2) Phân phối tỉ số truyền

4

1.2.1) Xác định tỉ số truyền chung của hệ dẫn động:

4

1.2.2) Phân phối tỉ số truyền

5

1.3) Tính toán các thông số động học.

5

1.3.1) Công suất trên các trục

5

1.3.2) Tốc độ quay trên các trục:

5

1.3.3) Momen trên các trục:

6

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ HAI CẤP
2.1) Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng

7

2.2) Xác định ứng suất cho phép

7

2.3) Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng.

9

2.3.1) Xác định chiều dài côn ngoài.

9

2.3.2) Xác định các thông số ăn khớp.

9

2.3.3) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

10

2.3.4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

12

2.3.5) Kiểm nghiệm răng về quá tải

13

2.3.6) Các thông số bộ truyền bánh răng côn

13

2.3.7) Các thông số khác

14

2.4) Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm răng trụ răng thẳng.

14

2.4.1) Xác định sơ bộ khoảng cách trục .

14

2.4.2) Xác định sơ các thông số ăn khớp.

15

2.4.3) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

16

2.4.4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

17

2.4.5) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

19

2.4.6) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

19

2.5) Tính toán thiết kế trục.
2.5.1) Sơ đồ đặt lực chung.

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

20
20

1


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền
2.5.2) Chọn vật liệu

20

2.5.3) Xác định sơ bộ đường kính trục

20

2.5.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực:

21

2.5.5. Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục.

21

2.5.6 . Vẽ các biểu đồ momen uốn và momen xoắn trên các trục.

22

2.5.7 Tính chính xác đường kính các đoạn trục

29

2.5.8. Chọn cách lắp ghép

30

2.5.9. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

30

2.5.10. Tính kiểm nghiệm độ bền của then.

32

2.6. Chọn ổ lăn

33

2.6.1. Trục I:

33

2.6.2. Trục II

35

2.6.3. Trục III

37

2.7. Kết cấu vỏ hộp

38

2.8. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp :

42

2.9. Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép :

45

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

2


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1.1) Chọn động cơ
1.1.1 Xác định công suất động cơ

➢ Xác định tải trọng tính toán Pt :
Pt

(kW)

Trong đó:
: Hệ số tải trọng tương đương tính cho bộ truyền chịu tải trọng động.
F: Lực vòng trên băng tải (N).
v: Vận tốc băng tải (m/s).
Trong đó:
Pi : Công suất tác dụng trong khoảng thời gian ti
P : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy.
➢ Xác định hiệu suất truyền động

Trong đó
= 0,99 là hiệu suất 1 cặp ổ lăn
= 1 là hiệu suất của khớp nối trục.
= 0,98 là hiệu suất một cặp ổ trượt.
= 0,97 là hiệu suất cặp truyền động bánh răng trụ.
= 0,96 là hiệu suất của cặp truyền động bánh răng côn.
Vậy

➢ Công suất trên trục động cơ Pct:

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

3


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

1.1.2) Xác định số vòng quay sơ bộ.
➢ Số vòng quay trên trục công tác nlv :
Trong đó:
v: vận tốc dài trên băng tải (m/s).
D: đường kính bánh đai (mm).
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc là uh = 18.
➢ Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
1.1.3) Chọn động cơ.
Các yêu cầu khi chọn động cơ bao gồm:
+) Công suất động cơ
+) Số vòng quay của động cơ
+) Mô men mở máy phải thỏa mãn:
Với các số liệu tính toán ở trên ta chọn động cơ 4A90L6Y3 với các thông số như sau:
Công suất
(kW)
1,5

Số vòng

Hệ số công

quay (v/ph) suất
936

Hiệu suất
(%)

0,74

75

2,2

2,0

1.2) Phân phối tỉ số truyền
1.2.1) Xác định tỉ số truyền chung của hệ dẫn động:
Sau khi đã chọn được động cơ phù hợp ta xác định được tỉ số truyền thực tế mà bộ
truyền cần đáp ứng cũng là tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc cần thiết kế :
Trong đó là tốc độ đông cơ đã chọn
là tốc độ quay trên trục công tác.
1.2.2) Phân phối tỉ số truyền

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

4


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Hộp giảm tốc cần thiết kế gồm 2 cấp dẫn động. Để đảm bảo được tỉ số truyền cần đáp
ứng và điều kiện làm việc, điều kiện bền cho bộ truyền cần tính toán, lựa chọn tỉ số truyền
phù hợp cho từng cấp dẫn động.
Đối với bộ truyền bánh răng côn trụ hai cấp, tỉ số truyền được chọn theo độ bền đều.
Chọn hệ số , hệ số dạng răng ; [K01]= [K02] và . Từ đó ta tính được theo phương trình độ
bền đều của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp:
Từ đó
Tra đồ thị hình 2.4 HDTKMHCTM ta được với uh=18,72 ta xác đinh được u1 = 4,7 suy ra
Sai số về vận tốc làm việc:

Tốc độ thiết kế:

(vòng/phút)

Tốc độ yêu cầu là 50,02 vòng/phút nên sai số về vận tốc là
Vậy thỏa mãn yêu cầu đề ra
1.3) Tính toán các thông số động học.
1.3.1) Công suất trên các trục
Công suất trên trục III:
Công suất trên trục II:
Công suất trên trục I:
1.3.2) Tốc độ quay trên các trục:
Trên trục I:
Trên trục II:
Trên trục III:
1.3.3) Momen trên các trục:
Trên trục III:
Trên trục II :
Trên trục I:
Trên trục động cơ:
Ta có bảng thông số của hệ truyền động:

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

5


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền
Thông số

Trục

Công suất P (kW)

Động cơ

I

II

III

Công tác

1,09

1,09

1,04

1

0.99

1

Tỉ số truyền u
Số vòng quay
(v/ph)

936

Momen xoắn

11121.2

(Nmm)

6

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

4,7

3.98

1

936

199,15

50

50

11121,26

49871,96

191000

189014,39

6


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

CHƯƠNG 2:
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN TRỤ HAI CẤP
2.1) Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng
Do không có yêu cầu đặc biệt nên chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau, hộp
giảm tốc cần truyền công suất không lớn (1,5 kW) nên chọn vật liệu chế tạo cho 2 cấp
bánh răng là như nhau. Cụ thể tra bảng 3.2b HDTKMHCTM xác định:
- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB đạt 241 285, giới hạn bền MPa, giới
hạn bền chảy MPa.
- Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB đạt 192 240, giới hạn bền Mpa, giới hạn
bền chảy MPa.
2.2) Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 3.2 HDTKMHCTM, với vật liệu thép 45 tôi cải thiện
Ứng suất tiếp xúc cho phép
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
Ứng suất uốn cho phép
Hệ số an toàn khi tính về uốn
Chọn độ rắn bánh nhỏ , khi đó:

Chọn độ rắn bánh lớn , khi đó:

Xác định số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc theo (3.5)

HDTKMHCTM ta có . Do dó ta có:
Đối với bánh 1: (chu kì)
Đối với bánh 2: (chu kì)
Số chu kì chịu tải của bánh răng:

Do nên .
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

7


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Do nên nên nên
Theo (3.10)HDTKMHCTM ta có : (với =1 trong bước tính sơ bộ )
Suy ra:

với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & NHE1 > NHO1 => KHL=1. Do đó:
[

H

]=min([

H1

]; [

])= [

H2

H2

]=481,82 Mpa

Với cấp chậm sử dụng răng thẳng nên ta có:
Tính ứng suất uốn cho phép:
Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
Trong đó là bậc của đường cong mỏi.
Do nên và tương tự
Tính ứng suất uốn cho phép:
Theo bảng 3.2 HDTKMHCTM thì là hệ số an toàn khi tính bền uốn.
-

là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-

là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

-

là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1; Bộ truyền quay một chiểu nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tài .
Theo (3.2) ta có:
Suy ra:

Ứng suất quá tải cho phép theo (3.12) và (3.14)

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

8


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

2.3) Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng.
2.3.1) Xác định chiều dài côn ngoài.
Các hệ số:
: Là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng, ở đây là thép và răng
thẳng.
Hệ số chiều rộng vành răng. Ở đây lấy
: Là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng
(3.21), với trục được lắp trên ổ đũa, độ rắn <350HB ta được
Theo (3.55)HDTKMHCTM ta có :

2.3.2) Xác định các thông số ăn khớp.
-Xác định số răng bánh nhỏ :
Tính đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động:
de1=2.Re/
Tra bảng 3.22 với tỉ số truyền cấp nhanh bằng 4,7, nội suy ta có
Độ rắn mặt răng < 350HB nên . Chọn răng.
Suy ra số răng bánh lớn răng.
Đường kính trung bình, môđun trung bình và môđun vòng ngoài:
Đường kính trung bình: dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1
Môđun trung bình: .
Modun vòng ngoài:

. Theo bảng (3.8) HDTKMHCTM tiêu chuẩn chọn .

1 - 0,5Kbe)=2.(1-0,5.0,3)=1,7.
= dm1 / =32,77/1,7 =19,28.
Lấy = 20 răng.
Số răng bánh lớn :=.=20.4,7=94 răng.
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

9


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Do đó tỉ số truyền = / =94/20 = 4,7.
- Góc côn chia:

= arctg(Z1/Z2) = arctg(0,21) = =1200’41’’.
= 900 -

= 7959’19’

Hệ số dịch chỉnh bảng 3.19 HDTKMHCTM với Z1 = 20, TST u=4,7; chọn hệ số dịch
chỉnh:
bánh nhỏ: x1 = 0,43
bánh lớn: x2 = - 0,43.
2.3.3) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Các hệ số :
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 3.5 ta có
(MPa)1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 3.14 ta có

Z =

= = 0,77 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, trong đó

= [1,88 – 3,2

] cos

= 1,88 – 3,2.cos0 = 1,69 : hệ số trùng khớp ngang
KH = KHv (CT 3.66 HDTKMHCTM): hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.Trong đó:
K

: Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp.

Với bánh răng côn răng thẳng =1.
Vận tốc vòng: v =

= = 1,61 m/s

theo bảng 3.16 HDTKMHCTM chọn cấp chính xác 9 ( với vận tốc vòng v 2)
Theo công thức 3.67 HDTKMHCT:

KHv = 1 +

=1+

= 1,1

trong đó: b = KbeRe = 0,3.92,61 = 27,78

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

10


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Theo công thức 3.68 :

=

g0v

= 0,004.73.1,61 = 2,96
trong đó

= 0,004 – bảng 3.17a;
g0 = 73 – bảng 3.17b

Thay các giá trị ta có:

Thay tất cả các hệ số tìm được vào công thức 3.62 HDTKMHCTM ta tính được

:

Theo công thức 3.1:
[

]' = [

].ZR.Zv.KxH.KHL

= 481,82. 0,95.1.1.1 = 457,7 MPa
trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
ZR = 0,95 (Ra = 2,5...1,25

m): hệ số xét đến độ nhám mặt

răng làm việc
KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng
Như vậy

<[

]' nên đảm bảo khả năng bền tiếp xúc.

2.3.4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo CT 3.69 ta có :

= 2T1.KF.YF1/(0,85bmtmdm1)

Trong đó:
: Là hệ số về tải trọng khi tính về uốn.
= 1,35 tra theo bảng 3.21 với giá trị .
với bánh răng côn răng thẳng là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho
các đôi răng đồng thời ăn khớp.

KFv = 1 +

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

11


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Theo CT (3.68) :

=

g0v

= 0,011.73.1,61. = 8,15
trong đó,

= 0,011 – bảng 3.17a HDTKMHCTM;
g0 = 73 – bảng 3.17b HDTKMHCTM

KFv = 1 +

=1+

= 1,4

KF = KFv = 1,35. 1. 1,4 = 1,89.
= 1 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng
= = 0,59 với

= 1,69 (đã tính ở trên)

Với số răng tương đương: ZV1 = Z1/cos = 20/cos120 = 20,45
ZV2 = Z2/cos = 94/cos780 = 452,12
Theo bảng 3.18 HDTKMHCTM với x1 = 0,43, x2 = - 0,43, ta có các hệ số dạng răng:
YF1 = 3,5 ; YF2 = 3,63.
Từ đó thế các hệ số vào CT (3.69) HDTKMHCTM, tính được
= = 65,99 MPa < [
=

:

] = 267,43 MPa

= = 68,44 MPa < [] = 257,14 MPa

Vậy độ bền uốn được đảm bảo.
2.3.5) Kiểm nghiệm răng về quá tải
CT 3.5 HDTKMHCTM:
max

=

CT 3.51:

=400,93. = 457.13 MPa < [
max

=
max

]max = 1260 MPa

.Kqt = 65,99.1,3 = 85,79 MPa < [
= 68,44.1,3 = 88,97 MPa < [

]max = 464 MPa

]max = 360 MPa.

Vậy bộ truyền đảm bảo bền về quá tải.
2.3.6) Các thông số bộ truyền bánh răng côn
Thông số

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

Kí hiệu

Giá trị

12


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Đường kính trung bình

(mm)

Chiều dài côn ngoài

(mm)

92,61

Môđun vòng ngoài

(mm)

2

b (mm)

27,78

Tỉ số truyền

u

4,7

Góc nghiêng răng

()

0

Chiều rộng vành răng

Số răng bánh chủ động

20

Số răng bánh bị động

94

Hệ số dịch chỉnh chiều cao

(mm)

0,43 ; -0,43

2.3.7) Các thông số khác
Theo bảng 3.20 HDTKMHCTM:
Đường kính chia ngoài

de = mteZ1

de1 = 40 mm
de2 = 188 mm
= 120.

Góc côn chia (lăn)

= 780.
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng

he = 2htemte + c

he = 4,4 mm
hae1 = 2,86 mm

hae2 = 2htemte – hae1

hae2 = 1,14 mm

hfe1,2 = he – hae1,2

hfe1 = 1,54 mm

ngoài

hfe2 = 3,26 mm

Đường kính đỉnh răng

dae1 = 42,8 mm

ngoài

dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos

dae2 = 188,24 mm

2.4) Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm răng trụ răng thẳng.
2.4.1) Xác định sơ bộ khoảng cách trụ .
Theo CT (3.18) HDTKMHCTM ta có:
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

13


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Chọn

= 0,3 theo bảng 3.6

Ka = 49,5 đối với bánh răng thẳng, bảng 3.5
Theo CT 3.20 HDTKMHCTM ta có:

Bảng 3.7

= 1,05.

Với u = 3,98; P2 = 1,04 kW; T2 = 49871.96 Nmm; [

] = MPa ta có:

Chọn theo tiêu chuẩn .
2.4.2) Xác định sơ các thông số ăn khớp.
➢ Module ăn khớp:
CT 3.21HDTKMHCTM : m = (0,01 0,02)
Theo bảng 3.8 chọn môđun pháp theo dãy tiêu chuẩn, m = 2 mm
➢ Xác định số răng trên các bánh.
Theo 3.22 HDTKMHCTM ta có:
Lấy Suy ra số răng bánh lớn:
Chọn . Khi đó tỉ số truyền thực tế là:

Sai số về tỉ số truyền là <3%
2.4.3) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

CT (3.40):

=

[

]

- Bảng ( 3.5 ) HDTKMHCTM: ZM = 274 (MPa)1/3
- Bảng (3.14) với răng thẳng ta có .

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

14


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

- CT (3.44) Hệ số trùng khớp dọc:

=

= 0 vì là răng thẳng

-Theo (3.41) ta có : = =0,87
- Tính gần đúng ta có:
Răng thẳng nên , ta có:

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

- CT: v =

= = 0,57 m/s

Với bánh răng thẳng, v < 2 tra bảng 3.16 HDTKMHCTM ta được cấp chính xác 9;
Tra bảng3.15, với cấp chính xác 9, v < 2,5 suy ra K

- KHv = 1 +

= 1,13 .

= 1 + = 1,02

Trong đó:
CT:

=

g0v
= 0,004.73.0,57 = 0,97

trong đó

= 0,004 – bảng 3.17a;
g0 = 73 – bảng 3.17b.

CT(3.45): 1,02=1,21

Từ đó ta tính được

=

:

=274.1,76.0,87.

- Xác định chính xác các ứng suất cho phép:
CT: Với v = 0,57m/s < 5 m/s

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

Zv = 1

15


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

ccx động học là 9
2,5...1,25

m

chọn ccx mức tiếp xúc là 8; khi đó cần gia công độ nhám Ra =

ZR = 0,95

da < 700mm

KxH = 1

Từ đó, theo CT: [
[
Vì

]' = [

].ZR.Zv.KxH

]' = 509,09. 1. (0,95).1 = 483,64 MPa

= 465,68 < [

]' = 483,64 MPa, nên độ bền tiếp xúc được đảm bảo.

2.4.4) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
CT 3.47 HDTKMHCTM:

= 2T1.KF.Y Y YF1/(bwdw1m)

=

[

[

]

]

Trong đó:
- Bảng 3.7: = 1,12
- Bảng3.15 HDTKMHCTM với cấp chính xác 9, vận tốc vòng <2,5m ta có = 1,37
- Ta có :

=

g0v
= 0,011.73.0,57 = 2,67

Trong đó,

= 0,011 – bảng 3.17a;
g0 = 73 – bảng 3.17b

- Theo CT:

KFv = 1 +
KF = K
- Với

=1+
K

= 1,73
= 00

KFv = 1,12. 1,37. 1,04 = 1,6.

Y = 1/

= 0,58;

= 1.

- Số răng tương đương: Zv1 = Z1/cos3
Zv2 = Z2/cos3

= = 27
= = 108

Bảng 3.18 HDTKMHCTM ta có YF1 = 3,85 ; YF2 = 3,60.
YR = 1
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

16


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

KxF = 1 (da < 400 mm)
Thay các hệ số vào CT 3.47, tính được
= =79,64 MPa < [
=

và

] = 267,43 MPa

= 79,64. 3,60/3,85 = 77,47 MPa < [

] = 257,14 MPa

Độ bền uốn đảm bảo.
2.4.5) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.
Kqt = Tmax/T1 = 1,3
CT 3.50:

max

=
= 465,68= 530,96 < [
max

=

]max = 1260 MPa

.Kqt

max

= 79,64.1,3 = 103,53 < [

]max = 464 MPa

max

= 77,47.1,3 = 100,71 < [

]max = 360 MPa.

2.4.6) Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
Khoảng cách trục:

aw = 135 mm

Môđun pháp:

m = 2 mm

Chiều rộng vành răng: bw = 40,5 mm
Tỉ số truyền:

uc = 4

Số răng của bánh răng: Z1 = 27; Z2 = 108
Hệ số dịch chỉnh:

x1 = x2 = 0

Từ bảng 3.13 HDTKMHCTM
Đường kính chia

d1,2 ; da1,2; df1,2 :

d1,2 = mZ1,2/cos

d1 = 54 mm

d2 = 216 mm

Đường kính đỉnh răng

da = d + 2(1 + x – ∆y).m

da1 = 58 mm
da2 = 220 mm

Đường kính đáy răng
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

df = d – (2,5 – 2x).m

df1 = 49 mm
17


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

df2 = 211 mm

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

18


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

2.5) Tính toán thiết kế trục.

2.5.1) Sơ đồ đặt lực chung.

Hình 2.1: Sơ đồ đặt lực tác dụng lên trục
2.5.2) Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có
ứng suất xoắn cho phép .
2.5.3) Xác định sơ bộ đường kính trục
- CT7.1 HDTKMHCTM, đường kính của trục thứ k, k = 1,2,3:
Thay giá trị các momen xoắn trên các đoạn trục ta tính được đường kính tối thiểu cần
thiết của các đoạn trục như sau:
Trục

I

II

III

(mm)

20

25

40

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

19

GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

2.5.4) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực:
Hình 2.2. Sơ đồ tính khoảng cách các đoạn trục.
- Từ dk và bảng 7.1b

chiều rộng b0 của ổ lăn:

(mm)

20

25

40

(mm)

15

17

23

- Chiều dài mayơ của:
+BR côn: lm13
lm23

(1,2 1,4)d1 =( 2428) => lm13 = 25 mm

(1,2 1,4)d2 = (30 35) => lm23 = 35 mm

+ Bánh răng trụ:

lm22 = 41 mm
lm31 = 41 mm

+ Khớp nối đàn hồi: lm32
lm12

(1,4 2,5)d3 = 56 100 = 60 mm
(1,4 2,5)d1 = 28 50 = 40 mm

- Bảng (P3 Tr 200) HDTKMHCTM, (hình vẽ 4 Tr202) ta tính được lki :
l12 = 0,5(lm12 + b0) + k3 + hn
= 0,5(40+15)+15+18
= 60,5 mm ;
l11 = (2,5…3)d1 = (2,5…3).20 = 50…60 = 55 mm ;
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b0 – b13cos

)

= 55+10+10+25+1/2.(15 – 28cos120) = 93,81 mm ;
l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(41+17)+10+10 = 49 mm ;
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos

) + k1 =

= 49 + 0,5(41+28.cos780) + 10 = 82,4 mm ;
l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 41+35+17+3.10+2.10 = 143 mm ;

2.5.5. . Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục.
Ta xác định cá lực tác dụng lên các trục I, II, III:
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

20


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Bánh răng côn:
+) Lực vòng: Ft2 = = = = 678,75 N
+) Lực do khớp nối trục: = 68,44 N
+) Lực dọc trục:
+) Lực hướng tâm:
Bánh răng trụ:
+) Lực vòng:
+) Lực hướng tâm:
+) Lực hướng tâm do khớp nối gây ra:
2.5.6 . Vẽ các biểu đồ momen uốn và momen xoắn trên các trục.
a) Trục I:
Sơ đồ phân tích lực trên trục I với các thông số:

Hình 2.3. Sơ đồ tính lực trục I
Các phương trình cân bằng trong mặt Oyz

Suy ra:
Các phương trình cân bằng trong mặt Oxz
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

21


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Suy ra:
b) Trục II:
Các thông số trong sơ đồ tính lực của trục II:

Hình 2.4. Sơ đồ tính lực trục II
Phương trình cân bằng trong mặt Oxy :

Suy ra
Phương trình cân bằng trong mặt Oxz :

Suy ra
c) Trục III:
Các thông số trong sơ đồ tính lực của trục III:
SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

22


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Hình 2.5. Sơ đồ tính lực trục III
Phương trình cân bằng trong mặt Oxz:

Suy ra:
Phương trình cân bằng trong Oxy:

Suy ra:
Trường hợp đổi chiều ta được :

Biểu đồ momen trên các trục:
Trục I

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

23


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

24


GVHD: PGS. TS. Trần Ngọc Hiền

Hình 2.6. Biểu đồ momen trên trục I
Trục II

Hình 2.7. Biểu đồ momen trục II

SV: Nguyễn Cảnh Hoàng

25