TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG VỚI HGT 2 CẤP ĐỒNG TRỤC CHO THÙNG TRỘN

TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
VỚI HGT 2 CẤP ĐỒNG TRỤC CHO THÙNG TRỘN

1


MỤC LỤC
Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ........................................... 2
1.1

Chọn động cơ điện ........................................................................ 2

1.2

Phân phối tỉ số truyền .................................................................... 4

Phần 2: Tính tốn thiết kế chi tiết máy .......................................................... 5
2.1

Thiết kế xích.................................................................................. 5

2.2

Thiết kế bánh răng ......................................................................... 7

2.3

Tính tốn trục ................................................................................ 15

2.4

Tính tốn chọn ổ lăn ...................................................................... 27

2.5

Thiết kế vỏ hộp.............................................................................. 32

2.6

Các chi tiết phụ.............................................................................. 34

2.7

Bảng dung sai lắp ghép .................................................................. 34

2


Phần 1:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN:
Thiết kế hệ thống truyền động máy khuấy bột nhão đảm bảo yêu cầu công suất
trên trục cánh khuấy là 5 kW, số vòng quay trên trục cánh khuấy là 50 vòng/ phút, thời
gian phục vụ 8 năm, quay một chiều, làm việc một ca, tải trọng va đập nhẹ (một năm làm
việc 300 ngày, một ca làm việc 8 giờ). Chế độ tải trọng cho như hình sau:
Trong đó T1 = T, T2 = 0,7T

T
T1

t1 = 54, t2 = 16

T2

Để thoả mãn yêu cầu trên ta sử
dụng hộp giảm tốc đồng trục làm giảm
vận tốc từ động cơ vào trục cánh
khuấy. Hộp giảm tốc này có đặc điểm

t

là

đường tâm của trục vào và trục ra trùng
t1

nhau. Do đó có thể giảm bớt chiều dài

t2

hộp giảm tốc, giúp cho việc bố trí gọn cơ cấu. Tuy nhiên khi sử dụng hộp giảm tốc đồng
trục ta nên lưu ý đến một số khuyết điểm của nó:
• Khả năng tải của cấp nhanh khơng dùng hết vì tải trọng tác dụng vào cấp chậm lớn
hơn cấp nhanh trong khi khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau.
• Phải bố trí các ổ của các trục đồng tâm bên trong hộp giảm tốc, làm phức tạp kết
cấu gối đỡ và gây khó khăn cho việc bơi trơn các ổ này.
• Khoảng cách giữa các gối đỡ của trục trung gian lớn nên muốn đảm bảo trục đủ
bền và đủ cứng phải tăng đường kính trục.

3

Công suất công tác:
Pct = 5kW

Công suất động cơ:

Pdc =

Pct

η

Bộ truyền xích để hở:η x = 0,9
Bộ truyền bánh răng trụ: η br = 0,96
Hiệu suất ổ lăn: η ol = 0,99
4
2
Hiệu suất chung: ⇒ η = η x .η ol .η br ( với bốn cặp ổ lăn và hai cặp bánh răng).
4
2
Suy ra: η = η x .ηol .ηbr = 0,9.0, 994.0,962 = 0, 797

Pdc =

Pct

η

=

5
= 6,27 kW
0,797

Chọn cơng suất động cơ: 7,5 kW
Số vịng quay bộ phận cơng tác: 50 vịng/phút.
Động cơ

Số vịng quay

Tỉ số truyền
4

Bộ truyền

Bộ truyền xích


4A112M2Y3
4A132S4Y3
4A132M6Y5
4A160S8Y3

chung
58,44
29,1
19,36
14,6

2922
1455
968
730

bánh răng
11,2
6,3
5
2,5

Với các tỉ số truyền trên ta chọn động cơ 4A132M6Y5

4,1
3,7
3,092
4,588
có số vịng quay 968

vịng/phút.
1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
Sơ bộ chọn u x = 2,5
Tỷ số truyền hộp giảm tốc: uh =

19,36
= 7, 74
2,5

Tỷ số truyền bánh răng: u1 = u 2 = u h = 2,78 do hộp giảm tốc đồng trục
Chọn u1 = u 2 = 2,8 là tỷ số truyền tiêu chuNn.

Thử lại số vòng quay của bộ phận cơng tác :

968
= 49,39 vịng/phút thỏa với u
2,8.2,8.2,5

cầu đặt ra là 50 vịng/phút.
Theo các thơng số vừa chọn ta lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:
BẢNG ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
Trục

Động cơ

I

II

III

6,27

5,96

5,67

5

Thơng số
Cơng suất (kW)
Tỷ số truyền

2,8

2,8

2,5

Momen xoắn (Nmm)

61911,63

164754,3

438430,9

976604,9

Số vịng quay (v/ph)

968

345,7

123,5

49,4

5

Phần 2:

TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1.THIẾT KẾ XÍCH
- Số liệu ban đầu:
Cơng suất P (kW)

5,67

Số vịng quay bánh dẫn n1 (vg/ph)

123,5
438430,9

Mômen xoắn T1 (Nmm)
Tỷ số truyền u

2,5

Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ.
- Tính tốn thiết kế:
1. Chọn loại xích con lăn một dãy.
2. Chọn số răng đĩa xích dẫn theo công thức:
z1 = 29 − 2u = 29 − 2.2, 5 = 24 răng

3. Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức:
z2 = z1u = 24.2,5 = 60 răng . Vậy thỏa điều kiện Zmax < (100 ¸ 130).

4. Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :
u=

z2 60
=
= 2,5
z1 24

5. Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:
K = K 0 K a K dc K b K r K lv = 1.1.1.1.1.1 = 1

trong đó: K0 = 1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
Ka = 1- hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích
Kdc = 1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích
Kb = 1 - hệ số ảnh hưởng của bôi trơn
Kr = 1 - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng
Klv = 1 - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, do làm việc 1 ca
Hệ số K z = z01 / z1 = 25 / 24 = 1, 04

6


Hệ số K n = n01 / n1 = 200 /123, 5 = 1, 62
Do là xích con lăn một dãy nên x = 1, suy ra Kx = 1
6. Từ đó ta có cơng suất tính tốn:
Pt =

KK z K n P 1.1, 04.1, 62.5, 67
1
=
= 9,55 ≤ [ P ]
Kx

1

Theo bảng 5.4 [3] ứng với công suất cho phép [P] > Pt và số vòng quay thực nghiệm
n01 = 200 vg/ph ta có được bứơc xích pc = 25,4 mm.
Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc = 25,4 mm tra từ bảng 5.2 [3] ta
có ntới hạn = 800 vg/ph nên điều kiện n = 123,5 vg/ph < nth được thỏa.
7. Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo cơng thức sau :
pc ≥ 600 3

PK
1
Z1n1[ p0 ]K x

với [ p0 ] = 32 MPa tra từ bảng 5.3 [3]
PK
5, 67.1
1
= 600 3
= 23, 46
Z1n1[ Po]K x
24.123, 5.32.1

Thế vào biểu thức trên ta có pc ≥ 600 3

Bước xích đã chọn thỗ mãn điều kiện trên.
8. Tính tốn các thơng số của bộ truyền xích vừa chọn :
- Vận tốc trung bình của xích: v =
- Lực vịng có ích : Ft =

n1 pc Z1 123, 5.25, 4.24

=
= 1, 25 m / s
60000
60000

1000 P 1000.5, 67
=
= 4536 N
v
1, 25

- Chọn khoảng cách trục sơ bộ từ a = 40 pc = 40.25, 4 = 1016 mm (từ a = (30 ÷ 50) pc )
- Số mắt xích :
2

2a Z1 + Z 2  Z 2 − Z1  pc
X=
+
+

pc
2
 2π  a
2

2.1016 24 + 60  60 − 24  25, 4
=
+
+
≈ 122,82


25, 4
2
 2π  1016

Ta chọn X = 122 mắt xích .
- Chiều dài xích: L = pc X = 25, 4.122 = 3098,8 mm .
9. Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

7



2 
2
 X − Z1 + Z 2 +  X − Z1 + Z 2  − 8  Z 2 − Z1  
a = 0, 25 pc

 



2
2 

 2π  



2


24 + 60
24 + 60   60 − 24  

= 0, 25.25, 4 122 −
+  122 −
− 8

  = 1005, 46 mm
2
2   2π  





Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn
bằng (0,002÷0,004)a
Do đó ta có khoảng cách trục tính tốn là a = 1002 mm
- Lực tác dụng lên trục: Fr = K m Ft = 1,15.4536 = 5216, 4 N
với Km = 1,15 do xích nằm ngang.
- Đường kính đĩa xích :
Bánh dẫn:
d1 =

pc Z1

π

=

25, 4.24

π

= 194, 04 mm

d a1 = pc ( 0, 5 + cotg(π / Z1 ) ) = 25, 4. ( 0,5 + cotg(π / 24) ) = 205, 63 mm

Bánh bị dẫn:
d2 =

pc Z 2

π

=

25, 4.60

π

= 485,1 mm

d a1 = pc ( 0, 5 + cotg(π / Z 2 ) ) = 25, 4. ( 0, 5 + cotg(π / 60) ) = 497,36 mm

10. Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:
i=

Z1n1 24.123,5

=
= 1, 62 ≤ [i ] = 20
15 X
15.122

với [i] = 20 tra bảng 5.6 [3]
11. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:
s=

Q
F1 + Fv + Fo

với Q = 50 (KN) tra bảng 5.1 [1]
F1 = Ft = 4536 N

Fv = qm v 2 = 2, 6.1, 252 = 4, 06 N

với qm = 2, 6 kg / m tra bảng 5.2 [1]
F0 = K f aqm g = 6.1, 002.2, 6.9,81 = 153,34 N

8


Hệ số độ võng K f = 6 vì xích nằm ngang.
Suy ra: s =

Q
50000
=
= 10, 65 ≥ [ s ]

F1 + Fv + F0 4536 + 4, 06 + 153,34

với [s] = (7,6 ÷ 8,9) bảng 5.7 [3].
Như vậy đã thỏa điều kiện an tồn
Thơng số bộ truyền xích:
Z1 (răng)

24

d1 (mm)

194,04

da1 (mm)

205,63

Z2 (răng)

60

d2 (mm)

485,1

da2 (mm)

497,36

a (mm)

1002

X (mắt xích)

122

Fr (N)

5216,4

2.2. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm:
- Số liệu ban đầu:
Cơng suất P (kW)

5,96

Số vịng quay bánh dẫn n (vg/ph)

345,7
164754,3

Mômen xoắn T (Nmm)
Tỷ số truyền u

2,8

Tuổi thọ Lh (giờ)

19200

9


Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
− Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Chọn thép 40 Cr được tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn:

HB1 = 300 HB

Bánh bị dẫn: HB2 = 280 HB
- Tính tốn thiết kế:
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
N HO1 = 30 HB12,4 = 30.3002,4 = 2, 64.107 chu kỳ.
N HO 2 = 30 HB2 2,4 = 30.280 2,4 = 2, 24.107 chu kỳ.

Và: N FO1 = N FO 2 = 5.106 chu kỳ
Lh = 8.300.8 = 19200 h

2. Số chu kỳ làm việc tương đương:
3

 T 
N HE1 = 60.c.∑  i  .ni .ti
i =1  Tmax 
2

3
 T 3 54
16 
 0,7T 
= 60.1.   .
+
 .345,7.19200
 .
 T  54 + 16  T  54 + 16 



Suy ra: N HE1 = 33,84.107 chu kỳ; N HE 2 = N HE1 = 12,09.107
ubr1

6

 T 
N FE1 = 60.c.∑  i  .ni .ti
i =1  Tmax 
2

6
 T 6 54
16 
 0,7T 
= 60.1.   .
+
 .345,7.19200

 .
 T  54 + 16  T  54 + 16 



Suy ra: N FE1 = 31,79.107 chu kỳ.
N FE 2 =

N FE1 31,79.107
=
= 11,35.107 chu kỳ.
ubr1
2,8

Vì: N HE1 > N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1 ; N FE 2 > N FO 2
Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1

10


3. Theo 6.13 [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
σ OH lim = 20 HB + 70

Bánh dẫn :

σ OH lim1 = 20 HB1 + 70 = 670 MPa

Bánh bị dẫn: σ OH lim 2 = 20 HB1 + 70 = 630 MPa
4. Ta chọn giới hạn mỏi uốn:
σ OF lim = 1, 75HB

Bánh dẫn :

σ OF lim1 = 1, 75 HB1 = 525MPa

Bánh bị dẫn: σ OF lim 2 = 1, 75 HB2 = 490 MPa
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
σ OH lim 0,9

[σ H ] =

sH

[σ H 1 ] =
[σ H 2 ] =

K HL với s H = 1,1 tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có:

σ OH lim1 0,9
sH

σ OH lim 2 0,9
sH

K HL1 =

670.0,9
.1 = 548,18 MPa
1,1

K HL 2 =

630.0,9
.1 = 515, 45 MPa
1,1

Giá trị ứng suất tính tốn:
[σH] =

0, 5([σ2 1 ] + [σ2 2 ])
H
H

Do [σ H ] ≤ [σ H ]min = 515, 45 MPa
Suy ra: [σ H ] = 515, 45 MPa
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

[σ F ] =

σ OF lim

[σ F 1 ] =

σ OF lim1

[σ F 2 ] =

σ OF lim 2

sF

K FL với s F = 1,75 tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có:

sF
sF

K FL1 =

525.1
= 300 MPa
1, 75

K FL 2 =

490.1
= 280 MPa
1, 75

Vì hộp giảm tốc được bơi trơn tốt (hộp giảm tốt kín), do đó ta tính tốn thiết kế theo
độ bền tiếp xúc.
Để đảm bảo điều kiện bền đều, chọn ψ ba 2 = 0, 4

11


Khi đó: ψ bd =

ψ ba (u + 1)
2

=

0, 4.(2,8 + 1)
= 0, 76
2

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4 [3] ta có :
KHβ = 1,02
KFβ = 1,04
7. Khi đó, khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
aw = 43(u + 1) 3

T1 K H β
2

ψ ba [σ H ] u

= 43(2,8 + 1) 3

164754,3.1, 02
2

0, 4. ( 515, 45 ) .2,8

≈ 135, 06 mm

Theo tiêu chuNn chọn: aw = 160 mm.
Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn mơđun răng theo:
mn = (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)
Suy ra: mn = 1,6 ÷ 3,2 ta chọn mn = 2

Ta có do bánh răng trụ răng nghiêng nên 8o ≤ β ≤ 20o
⇒ cos 8o ≥
⇒

mn z1 (u + 1)
≥ cos 20o
2aw

2aw cos8o
2a cos 20o
≥ z1 ≥ w
mn (u + 1)
mn (u + 1)

⇒ 41, 7 ≥ z1 ≥ 39,57

Ta chọn z1 = 40 răng >17 (thỏa điều kiện không cắt chân răng)
z2 = u.z1 = 2,8.40 ≈ 112 răng

8. Khi đó góc nghiêng răng là:
 mn z1 (u + 1) 
 2.40.(2,8+1) 
o
 = arcos 
 = 18,19
2aw
2.160






β = arcos 

9. Các thơng số hình học của bộ truyền:
- Đường kính vịng chia:
d1 =

z1m
40.2
=
= 84, 21 mm
cos β cos(18,19o )

d2 =

z2 m
112.2
=
= 235, 79 mm
cos β cos(18,19o )

12


- Đường kính vịng đỉnh:
da1 = d1 + 2m = 88, 21mm
da 2 = d2 + 2m = 239,79 mm

- Đường kính vịng đáy:

d f 1 = d1 − 2,5m = 79, 21mm

d f 2 = d2 − 2,5m = 230,79 mm

- Khoảng cách trục: aw =160 mm
- Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 = ψ ba a = 0, 4.160 = 64 mm
Bánh dẫn: dựa vào b2 = 64 mm và để phù hơp kết cấu ta chọn
b1 = 70 mm
Vận tốc vòng bánh răng::
v=

π d1n1
60000

=

π .84, 21.345, 7
60000

= 1, 524 m / s

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9, với vận tốc giới hạn vgh = 6 m / s .
Xác định giá trị các lực :
- Lực vòng : Ft 2 = Ft1 =

2T1 2.164754,3
=
= 3912, 94 N
d1

84, 21

- Lực hướng tâm: Fr 2 = Fr1 =

Ft1tgα nw 3912,94.tg(20o )
=
= 1499,15 N
cos β
cos(18,19o )

- Lực dọc trục : Fa1 = Fa 2 = Ft1tg ( β ) = 3912,94.tg (18,19o ) = 1285, 75 N
10. Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
KHV = 1,03
KFV = 1,06
σH =

Z M Z H Zε
d1

2T1 K H (u + 1)
< [σ H ]
bwu

Ta có : Z M = 275MPa1/ 2 do vật liệu là thép
ZH =

2 cos β
≈ 1, 72
sin 2α t

13


Zε ≈ 0,96 (do lấy ε α = 1,2 )
Ta có: bw = b2 = 64 mm
dw = d1 = 84,21 mm
Suy ra: σ H =
với [σ H ] = σ OH lim

Z M Z H Zε
d1

2T1 K H β K HV (u + 1)
bwu

= 462 MPa < [σ H ]

K HL Z R ZV K l K xH
1.0,9.0,887.1.1, 021
= 630
= 466,81 MPa
sH
1,1

trong đó: Z R = 0, 9 ; K l = 1 .
ZV = 0,85v 0,1 = 0,85.1,5240,1 = 0,887

K xH = 1, 05 −

d

84, 21
= 1, 05 −
= 1,021
4
10
104

Do đó bánh răng thoả điều kiện ứng suất tiếp xúc.
11. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
- Hệ số dạng răng:
Bánh dẫn: YF 1 = 3, 47 +

13, 2
13, 2.cos3 (18,19o )
= 3, 47 +
= 3, 75
zv1
40

Bánh bị dẫn: YF 2 = 3, 47 +

13, 2
13, 2.cos3 (18,19o )
= 3, 47 +
= 3,57
zv 2
112

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[σ F 1 ] 300

=
= 80
YF 1
3, 75
[σ F 2 ] 280
=
= 78, 43
YF 2
3,57

Vậy ta sẽ kiểm nghiệm bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.
- Ứng suất uốn tính tốn:
σF =

với [σ F ] = σ OF lim

2YF 2T1K F β K Fv
d w1bw 2 mn

=

2.3,57.164754,3.1, 04.1, 06
≈ 120,31 MPa < [σ F 2 ] = 280 MPa
84, 21.64.2

K FLYRYxYδ K FC
1.1.0,9.1.1
= 490
= 252 MPa
sF

1, 75

trong đó YR = 1 ; Yx = 0,9 ; Yδ = 1 ; K FC = 1
Do đó độ bền uốn được thoả
14


Từ đó ta có bảng kết quả sau: (đơn vị mm)
Thơng số bánh răng
Khoảng cách trục (aw)
Đường kính vịng chia (d)
Đường kính vịng đỉnh (da)
Đường kính vịng đáy (df)
Chiều rộng vành răng (bw)
Góc profin gốc ( α )

Bánh chủ động

Bánh bị động
160

84,21
88,21
79,21
70

235,79
239,79
230,79
64

20 0

Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
- Số liệu ban đầu:
Cơng suất P (kW)

6,27

Số vịng quay bánh dẫn n (vg/ph)

968
61911,63

Mômen xoắn T (Nmm)
Tỷ số truyền u

2,8

Tuổi thọ Lh (giờ)

19200

Chế độ làm việc: quay một chiều, làm việc một ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.
− Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
Chọn thép 40 Cr được tôi cải thiện
Theo bảng 6.1 [1] ta chọn độ rắn trung bình:
Bánh dẫn:

HB1 = 300 HB

Bánh bị dẫn: HB2 = 280 HB
- Tính tốn thiết kế:
1. Số chu kỳ làm việc cơ sở.
N HO1 = 30 HB12,4 = 30.3002,4 = 2, 64.107 chu kỳ.

N HO 2 = 30 HB2 2,4 = 30.280 2,4 = 2, 24.107 chu kỳ.

Và: N FO1 = N FO 2 = 5.106 chu kỳ
Lh = 8.300.8 = 19200 h

2. Số chu kỳ làm việc tương đương:

15


3

 T 
N HE1 = 60.c.∑  i  .ni .ti
i =1  Tmax 
2

3
 T 3 54
16 
 0,7T 
= 60.1.   .
+
 .968.19200

 .
 T  54 + 16  T  54 + 16 



Suy ra: N HE1 = 94,77.107 chu kỳ; N HE 2 = N HE1 = 33,85.107
ubr1

6

 T 
N FE1 = 60.c.∑  i  .ni .ti
i =1  Tmax 
2

6
 T 6 54
16 
 0,7T 
= 60.1.   .
+
 .968.19200
 .
 T  54 + 16  T  54 + 16 



Suy ra: N FE1 = 89,02.107 chu kỳ.
N FE 2 =

N FE1 89,02.107
=
= 31,8.107 chu kỳ.
ubr1
2,8

Vì: N HE1 > N HO1 ; N HE 2 > N HO 2 ; N FE1 > N FO1 ; N FE 2 > N FO 2
Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 = K HL 2 = K FL1 = K FL 2 = 1
3. Theo 6.13 [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
σ OH lim = 2 HB + 70

Bánh dẫn :

σ OH lim1 = 2 HB1 + 70 = 670 MPa

Bánh bị dẫn: σ OH lim 2 = 2 HB2 + 70 = 630 MPa
4. Ta chọn giới hạn mỏi uốn:
σ OF lim = 1, 75HB

Bánh dẫn :

σ OF lim1 = 1, 75 HB1 = 525 MPa

Bánh bị dẫn: σ OF lim 2 = 1, 75 HB2 = 490 MPa
5. Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] =
[σ H 1 ] =

σ OH lim 0,9

sH

K HL với s H = 1,1 tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có:

σ OH lim1 0,9
sH

K HL1 =

670.0,9
.1 = 548,18 MPa
1,1

16


[σ H 2 ] =

σ OH lim 2 0,9
sH

K HL 2 =

630.0,9
.1 = 515, 45 MPa
1,1

Giá trị ứng suất tính toán:
2
2

σ H 1  + σ H 2  = 0,5

 


[σ H ] = 0,5

2

( 548,18) + ( 515, 45 )

2

= 376, 23 MPa

Do [σ H ] ≤ [σ H ]min = 515, 45 MPa
Suy ra: [σ H ] = 515, 45 MPa
6. Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức sau:

[σ F ] =

σ OF lim

[σ F1 ] =

σ OF lim1

[σ F 2 ] =

σ OF lim 2

sF

K FL với s F = 1,75 tra bảng 6.13 [3]. Từ đây ta có:

sF

K FL1 =

sF

525.1
= 300 MPa
1, 75

K FL 2 =

490.1
= 280 MPa
1, 75

Ta chọn ψba cho cặp bánh răng cấp nhanh là 0,25.
Khi đó: ψ bd =

ψ ba (u + 1)
2

=

0, 25.(2,8 + 1)

= 0, 475
2

Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4 [3] ta có :
KHβ = 1,005
KFβ = 1,015
7. Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên:
aw = 160 mm
mn = 2 mm

Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2 = ψ ba a = 0, 25.160 = 40 mm
Bánh dẫn: dựa vào b2 = 40 mm và để phù hơp kết cấu ta chọn
b1 = 46 mm
Vận tốc vòng bánh răng::
v=

π d1n1
60000

=

π .84, 21.968
60000

= 4, 268 m / s

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9, với vận tốc giới hạn vgh = 6 m / s .

17

Xác định giá trị các lực :
- Lực vòng : Ft 2 = Ft1 =

2T1 2.61911, 63
=
= 1470, 41 N
d1
84, 21

- Lực hướng tâm: Fr 2 = Fr1 =

Ft1tgα nw 1470, 41.tg(20o )
=
= 563,35 N
cos β
cos(18,19o )

- Lực dọc trục : Fa1 = Fa 2 = Ft1tg ( β ) = 1470, 41.tg (18,19o ) = 483,16 N
8. Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :
KHV = 1,09
KFV = 1,19
σH =

Z M Z H Zε
d1

2T1K H (u + 1)

< [σ H ]
bwu

Ta có : Z M = 275MPa1/ 2 do vật liệu là thép
ZH =

2 cos β
≈ 1, 72
sin 2α t

Zε ≈ 0,96 (do lấy ε α = 1,2 )
Ta có: bw = b2 = 40 mm
dw = d1 = 84,21 mm
Suy ra: σ H =
với [σ H ] = σ OH lim

Z M Z H Zε
d1

2T1 K H β K HV (u + 1)
bwu

= 365,8 MPa < [σ H ]

K HL Z R ZV K l K xH
1.0,9.0, 983.1.1, 021
= 630
= 517,33 MPa
sH
1,1

trong đó: Z R = 0, 9 ; K l = 1 .
ZV = 0,85v 0,1 = 0,85.4, 2680,1 = 0, 983

K xH = 1, 05 −

d
84, 21
= 1, 05 −
= 1, 021
4
10
104

Do đó bánh răng thoả điều kiện ứng suất tiếp xúc.
9. Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
- Hệ số dạng răng:

18


Bánh dẫn: YF 1 = 3, 47 +

13, 2
13, 2.cos3 (18,19o )
= 3, 47 +
= 3, 75
40
zv1

Bánh bị dẫn: YF 2 = 3, 47 +

13, 2
13, 2.cos3 (18,19o )
= 3, 47 +
= 3,57
112
zv 2

- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:
[σ F 1 ] 300
=
= 80
YF 1
3, 75
[σ F 2 ] 280
=
= 78, 43
YF 2
3,57

Vậy ta sẽ kiểm nghiệm bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.
- Ứng suất uốn tính tốn:
σF =

với [σ F ] = σ OF lim

2YF 2T1K F β K Fv
d w1bw2 mn

=

2.3,57.61911, 63.1, 015.1,19
≈ 79, 26 MPa < [σ F 2 ]
84, 21.40.2

K FLYRYxYδ K FC
1.1.0,9.1.1
= 490
= 252 MPa
sF
1, 75

trong đó YR = 1 ; Yx = 0,9 ; Yδ = 1 ; K FC = 1
Do đó độ bền uốn được thoả
Từ đó ta có bảng kết quả sau: (đơn vị mm)
Thơng số bánh răng
Khoảng cách trục (aw)
Đường kính vịng chia (d)
Đường kính vịng đỉnh (da)
Đường kính vịng đáy (df)
Chiều rộng vành răng (bw)
Góc profin gốc ( α )

Bánh chủ động

Bánh bị động
160

84,21

88,21
79,21
46

235,79
239,79
230,79
40
20 0

2.3. TÍNH TRỤC
2.3.1. Xác định nối trục vịng đàn hồi:
Để truyền momen từ động cơ vào hộp giảm tốc ta chọn nối trục vịng đàn hồi vì nó có
nhiều ưu điểm : cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy . Nối trục vịng
đàn hồi có thể làm việc bình thường khi độ lệch tâm ∆ r từ 0,2 – 0,6 mm, độ lệch góc đến
10. Do trong q trình lắp ghép khơng thể đảm bảo độ đồng tâm nên gây tải trọng phụ
Fnt = (0,1 ÷ 0,3)Ft , với Ft – lực vòng tác dụng lên vòng đàn hồi.

19


Với T = 61911,63 Nmm ta chọn nối trục có các thơng số chính sau D0 = 68 mm; l1 =
15 mm; l2 = 22 mm; l0 = 15 mm; z = 6; lc = 19 mm và dc = 10 mm
- Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi:
σd =

2kT
2.1, 25.61911, 63
=
= 2,53 MPa < (2..3) MPa

zD0 d c l0
6.68.10.15

Vậy điều kiện bền dập của vòng đàn hồi được thỏa.
- Điều kiện bền của chốt:
σF =

lc kT
19.1, 25.61911, 63
=
= 36, 04 MPa < [σ F ] = (60..80) MPa
3
0,1d c D0 z
0,1.103.68.6

Vậy điều kiện bền của chốt được thỏa.
Sau khi tính nối trục ta phân tích lực tác dụng lên các trục với điều kiện hướng tác
dụng của lực Fnt phải tạo ra momen uốn lớn hơn để tính cho trường hợp nguy hiểm nhất.
Độ lớn của Fnt:
Fnt = ( 0,1 ÷ 0,3) Ft = 546 N

Ta có sơ đồ phân tích lực như hình bên dưới:

20


Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện.
Giới hạn bền: σ b = 850MPa
Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với σ b = 850(MPa) tra trong bảng 10.5
[1]:

[σ ] = 67MPa
Ưng suất xoắn cho phép:
[τ ] = 20 ÷ 25 MPa đối với trục vào, ra
[τ ] = 10÷ 15 MPa đối với trục trung gian
Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:
d≥

3

T1
0, 2 [τ ]

A. Trục trung gian:
Với T1 = 164754,3 Nmm

21


[τ ] = 13 MPa
d≥

3

T1
164754,3
=3
= 39,87 mm
0, 2 [τ ]
0, 2.13

Chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí ổ lăn d20 = 40 mm
Tại vị trí bánh răng cấp nhanh và chậm d21 = d22 = 45 mm
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm dặt lực:
x = 10 mm
w = 60 mm
l1 = l2 = 60 mm

1
( w + l1 ) + x = 70 mm
2
1
BC = ( w + l2 ) + x = 70 mm
2
⇒ AB = 210 mm
AD =

Ta có lực tác dụng:
Ft 21 = 1470, 41 N
Fr 21 = 563,35 N
Fa 21 = 483,16 N
Ft 22 = 3912, 94 N
Fr 22 = 1499,15 N
Fa 22 = 1285, 75 N

Suy ra: M a1 = Fa 21

d w 21
235, 79

= 483,16.
= 56962,15 Nmm
2
2

M a 2 = Fa 22

d w22
84, 21
= 1285, 75.
= 54136,5 Nmm
2
2

Biểu đồ mômen:

22


1. Tính phản lực tại các gối tựa:
- Trong mặt phẳng yz, ta có:

∑M

A

= 0 ⇒ M a1 − M a 2 + Fr 21. AD + Fr 22 . AC − RBy . AB = 0

Suy ra:
M a1 − M a 2 + Fr 21. AD + Fr 22 . AC

AB
56962,15 − 54136,5 + 563, 35.70 + 1499,15.140
=
= 1200, 67 N
210

RBy =

Ta có :
RAy + RBy = Fr 21 + Fr 22

Vậy: RAy = Fr 21 + Fr 22 − RBy = 563,35 + 1499,15 − 1200, 67 = 861,83 N
- Trong mặt phẳng xz, ta có:

23


∑M

A

= 0 ⇒ Ft 21. AD − Ft 22 . AC + RBx . AB = 0

Suy ra: RBx =

Ft 22 . AC − Ft 21. AD 3912,94.140 − 1470, 41.70
=
= 2118, 49 N
AB
210

RAx = Ft 21 + RBx − Ft 22 = 1470, 41 + 2118, 49 − 3912,94 = −324, 04 N

2. Tính đường kính tại các đoạn trục:
Vậy tiết diện nguy hiểm là tại C:
MxC = 148294,3 Nmm
MyC = 84046,9 Nmm
T = 164754,3 Nmm
2
2
Vậy: M = M xC + M yC = 148294,32 + 84046, 92 = 170455,51 Nmm

Tại C: M td = M 2 + 0, 75T 2 = 170455,512 + 0, 75.164754, 32 = 222290,5 Nmm
d≥

3

M td
222290,5
=3
= 32,13 mm
0,1[σ ]
0,1.67

Theo tiêu chuNn và để phù hợp với kết cấu bánh răng ta chọn dC = dD = 45 mm.
Tại các tiết diện khác ta có:
Tại A và B:
Theo tiêu chuNn và để đạt sự hài hòa về kết cấu ta chọn dA = dB = 40 mm

3. Kiểm nghiệm then

Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:
Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ
bền dập và độ bền cắt theo công thức sau:

σd =

τc =

2T
dl t ( h − t1 )

≤ [σ d ]

2T
≤ [τ c ]
dl t b

trong đó [σd] = 100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong bảng 9.5 [1] và cho phép lớn
hơn giá trị cho phép 5% và [τc] = 40 ÷ 60 MPa là ứng suất cắt cho phép
Bảng kiểm nghiệm then:
Đường
kính (mm)

Then
(mm)
bxh
t1

Chiều dài làm
Chiều dài

Mômen
σd
τc
việc của then lt
then l (mm)
T (Nmm) (MPa) (MPa)
(mm)
24


Trục II 45 14x9 5,5

50

36

164754,3

58,11

14,53

4. Kiểm nghiệm theo hệ số an tồn
- Vật liệu trục: thép C45, tơi cải thiện.

σb = 850 MPa
với σ-1 = 0,4σb = 340 MPa; τ-1 = 0,223σb = 189,66 MPa
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng: Kσ, Kτ

Tra bảng 10.8 [3] ta có : Kσ = 2,05

Kτ = 1,9
- Hệ số tăng bền bề mặt:

β = 1,7 tra theo bảng 10.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình:

ψσ = 0,05 và ψτ = 0.
Bảng số liệu:

Thơng
số

Đường
kính(mm)

Trục II

45(C)

trong đó: W = 0,1d 3 ;
W=

πd3
32

−

Then
bxh
14x9

t1
5,5

Mômen
chống
uố n W
7611,3

Mômen
cản xoắn
W0
16557,47

W0 = 0, 2d 3 khi trục đặc.

bt (d − t ) 2
π d 3 bt (d − t ) 2
−
; Wo =
khi trục có một then.
2d
16
2d

Bảng kiểm nghiệm hệ số an tồn s :

(trong đó, [s] hệ số an tồn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5; khi [s] = 2,5 ÷ 3 ta
không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.)
Đường kính

d(mm)
Trục II 45(C)

εσ

ετ

σa

τa

sσ

sτ

s

0,84

0,78

22,4

4,98

10,57

26,58

9,82

trong đó:
εσ , ετ là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 [3]
σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo:

σ a = σ max =

M
W

25