Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải - Nguyễn Quang Kim

Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Bảng thông số đầu vào:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Lực kéo băng tải: F = 2200 (N)
Vận tốc băng tải: v = 1.75 (m/s)
Số răng đĩa xích tải: Z = 14
Bước xích tải: p = 70 (mm)
Thời gian phục vụ: Lh = 18000 (h)
Số ca làm việc: soca = 3 (ca)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ  truyền 
ngoài α = 450
Đặc tính làm việc: va đập vừa

1.1 Công suất làm việc
 (kW)
1.2 Hiệu suất hệ dẫn động
  (1 cặp bánh răng, 2 cặp ổ lăn, 1 bộ truyền xích, 1 khớp nối)
Trong đó tra bảng ta được: 
Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0,97 (bánh răng trụ, răng nghiêng, che 
kín)
Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,93 (để hở)
Hiệu suất ổ lăn: = 0,99
Hiệu suất khớp nối: = 1 (nối trục đàn hồi)
 = 0,97.0,992.0,93.1= 0,884
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
 (kW)
1.4 Số vòng quay trên trục công tác

 (v/ph)
1


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ
Theo bảng chọn sơ bộ:
Tỷ số truyền bộ truyền xích: =3
Tỷ số truyền bộ truyền bánh rang trụ = 4 (hộp giảm tốc 1 cấp)
 = 3.4 = 12
1.6 Số vòng quay trên trục động cơ
=107,143.12 = 1285,716 (v/ph)
1.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn = 1500 (v/ph)
1.8 Chọn động cơ
            Từ Pyc = 4.355 kW &  nđb =1500 v/ph
Tra Danh mục các động cơ điện tổng hợp từ Catalog của HEM và sách TTTK 
HDĐ CK của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
Tmax/
Khối lượng
Kiểu động cơ
Pđc (KW)
d(mm)
Tdn
32
2.2
56
4A112M4Y3
5.5

1425

1.9 Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền của hệ:  = 13.3
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: = 3.325
Vậy ta có: 
1.10 Tính các thông số trên trục
Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=3.85 (KW)
Công suất trên trục II:
= 4.18 (KW)
Công suất trên trục I:
= 4.353 (KW)
Công suất trên trục động cơ:
= 4.397 (KW)
2

TK


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:
= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục II:
=356,25 (v/ph)
Số vòng quay trên trục công tác:
= 107,143 (v/ph)
Môment xoắn trên trục động cơ:

= 29467,61 (N.mm)
Môment xoắn trên trục I:
 (N.mm)
Môment xoắn trên trục II:
 (N.mm)
Môment xoắn trên trục công tác:
 (N.mm)
1.11 Lập bảng thông số
Thông số/ trục
ukn=1
P(KW)
n(v/ph)
T(N.mm)

Động cơ I
II
ubr=4
ux=3,325
4,397
4,353
4,18
1425
1425
356,25
29467,61 29172,74 112053,33

Công tác
3,85
107,143
343162,86

               PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số yêu cầu:
P = PII = 4,18 (KW)
T1 = TII = 112053,33 (N.mm)
n1 = nII = 356,25 (v/ph)
u = ux = 3,325
α = 450

3


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

2.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập vừa và công suất nhỏ  nên chọn loại 
xích con lăn.
2.2 Chọn số răng đĩa xích 
Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3,325 = 22,35 Chọn Z1 = 23 
Z2 = u.Z1 = 3,325.23 = 76,5
Chọn Z2 = 77
Tỉ số truyền thực: uth= 
Sai lệch so với lý thuyết: 
2.3 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:
Pt – Công suất tính toán: 
Ta có:
Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ  truyền xích tiêu chuẩn, có số  răng 
và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:
Do vậy ta tính được:

kz – Hệ số hở răng: 
kn – Hệ số vòng quay: 
            ­  Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các dãy xích, chọn 2 dãy xích 
nên kd =1,7
k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:
k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với  α = 45 0 ta được 
k0 = 1
ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1
kđc  – Hệ  số   ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (chọn điều  
chỉnh bằng 1 trong số các đĩa xích)
Tra bảng => kđc = 1
kbt  – Hệ  số   ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được k bt  = 1,3 (bộ 
truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu  cầu) 
kđ – Hệ  số  tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1.4 (đặc tính va đập 
vừa)
4


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm  
việc là 3 ta được kc = 1,45
k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,4.1,45 = 2,639 
Công suất cần truyền P = 4,18 (KW)
Do vậy ta có:
 = 4,18.  = 7,92 (KW)
Tra bảngvới điều kiện ta được:
 Bước xích: p = 19,05 (mm)
 Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm)

 Chiều dài ống: B = 17,75 (mm)
 Công suất cho phép: [P] = 8,38 (KW)
2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ:
a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm)
Số mắt xích:
Chọn số mắt xích là chẵn: x = 132
Chiều dài xích L =x.p =132.19,05 = 2514,6 (mm).
Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
Do đó:
         Chọn khoảng cách trục a = 760 mm
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số lần 
va đập cho phép của xích: [i] = 35
2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
, với:
Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 19,05 (mm) dòng 2 dãy xích ta  
được:
 Q = 72 (kN)
 Khối lượng 1m xích: q = 3,5 (kg).
Kđ – Hệ số tải trọng động: chọn Kđ =1,7 ứng với chế độ làm việc nặng 
Ft – Lực vòng:
5


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Với: 
Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

, trong đó:
kf  – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do α =450  => kf = 2 (trang 85 và 
86 tài liệu tham khảo số [1])
[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 19,05 (mm); 
Với n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2
Do vậy: 
2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia:
Đường kính đỉnh răng: 
Bán kính đáy: với tra theo bảng  với p=19,05 ta được:  11,91(mm)
Đường kính chân răng:
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
, trong đó:
Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo bảng 5.6 trang 82 tài liệu [1] với tài trọng  
va đập vừa được Kđ = 1,4
A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng  với p = 19,05 (mm), lo ại 2 dãy 
xích được:
A = 180 (mm2)
kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]  
theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,44 (nội suy tuyến tính)
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy  kđ = 1,7
Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:
E – Môđun đàn hồi:
 do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép.
Do vậy:
  
6


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Tra bảng  ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải 
thiện, có 
2.7 Xác định lực tác dụng lên trục
 trong đó:
kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,05 vì α ≥ 450 (trang 88 tài liệu số [1])
=> 
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

                                        Bảng: Thông số của bộ truyền xích
                      

Bước xích (mm)

p = 19,05

Số dãy xích

2

Số mắt xích

132

Số răng đĩa xích nhỏ

Z1 = 23

Số răng đĩa xích lớn

Z2 =77

Khoảng cách trục (mm)

a = 760

Đường kính đỉnh răng đĩa xích nhỏ (mm)

da1 = 148,12

Đường kính đỉnh răng đĩa xích lớn (mm)

da2 = 476,18

Vật liệu đĩa xích và nhiệt luyện

Thép 45, tôi cải thiện

Tỷ số truyền thực

Uth = 3,348

Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu

0,69%

Môi trường làm việc

Có bụi

Chế độ bôi trơn

Bôi trơn đầy đủ

Cách điều chỉnh vị trí trục

Điều chỉnh nhờ 1 trong các đĩa xích

Góc nghiêng đường nối hai tâm đĩa xích

α = 45ᵒ

Lực tác dụng lên trục (N)

Fr= 1688,1

7


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

8


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:

P=PI= 4,35 (KW)
T1=TI= 29172,74 (N.mm)
n1=nI= 1425 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=18000 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng , ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
Nhãn hiệu thép:  45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện 
Độ rắn:  Ta chọn HB2=235
Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 260
Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép
   a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
, trong đó:
Chọn sơ bộ:

 

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:  
Tra bảng với:
 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75

­ Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
 =>
Bánh chủ động: 
Bánh bị động: 
9


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

KHL, KFL – Hệ  số  tuổi thọ, xét đến  ảnh hưởng của thời gian phục vụ  và  
chế độ tải trọng của bộ truyền:
, trong đó:
mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh 
răng  có HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số  chu kỳ  thay đổi  ứng suất khi thử  về  ứng suất tiếp xúc và  
ứng suất uốn:
 
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi  ứng suất tương đương: Do bộ  truyền chịu 
tải trọng  tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
 NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
 NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
 NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>  
=>  513,65(MPa)

   b. Ứng suất cho phép khi quá tải
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
 , với:
Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng  
=> Ka= 43 MPa1/3 (cả 2 đều làm từ thép)
T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 29172,74 (N.mm)
[σH] ­ Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 513,65 (MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4
Tra bảng với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được 
KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng 
vành răng  khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng  với  và sơ đồ bố trí 
là sơ đồ 6 ta được:
10


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Do vậy:
Chọn aw = 100 (mm)
3.4 Xác định các thông số ăn khớp
   a. Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm)
Tra bảng  chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).
   b. Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 140 
Ta có:
, lấy Z1= 19.
Z2= u.Z1= 4.19 = 76 
Tỷ số truyền thực tế: 
Sai lệch tỷ số truyền: 0%<4% thoả mãn.

   c. Xác định góc nghiêng răng
   d. Xác định góc ăn khớp αtw
Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:
3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: 
 
Vận tốc trung bình của bánh răng: 
Tra bảng  với bánh răng trụ răng nghiêng, độ rắn mặt loại a(HB1 <350 và 
HB2<350) v = 2,985 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9
Tra phụ lục  với:
 CCX= 9
 HB < 350
 Răng Nghiêng
 V =2,985 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
Hệ số tập trung tải trọng: 
11


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về 
ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với nội suy ta được: 
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
   a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
 ­ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
  ZR=1 (chọn Ra ≤ 1,25…0,63µm), Zv =1(do HB<350),KxH= 1(da ≤700mm)
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng  
=>  ZM = 274 MPa1/3 (cả 2 bánh răng đều làm từ thép)

ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
 – Hệ  số sự trùng khớp của răng: Phụ  thuộc vào hệ  số  trùng khớp ngang  
εα và  hệ số trùng khớp dọc εβ:
εα – Hệ số trùng khớp ngang:
εβ – Hệ số trùng khớp dọc:
 
KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
bw – chiều rộng vành răng:
 lấy bw = 30(mm).
Thay vào ta được:
Ta có  
=> Thoả mãn
   b. Kiểm nghiệm độ bền uốn
  ­ Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
            Trong đó: YR=1, YS=1,08­0,0695.ln(m)=1,08­0,0695.ln(2)=1,03
                                     KxF=1(da ≤400mm)
KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
12


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

ZV2:

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 
YF1, YF2 – Hệ  số  dạng răng: Phụ  thuộc vào số  răng tương đương ZV1 và 
Tra bảng với:
 Zv1 =22,161 
 Zv2 = 88,643

 x1 = 0
 x2 =0
Kết hợp với nội suy tuyến tính ta được:
Thay vào ta có:

   c. Kiểm nghiệm về quá tải:
Kqt – Hệ số quá tải:
 (tra theo động cơ ở phần 1 động học)
Do vậy:
3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia:
Khoảng cách trục chia: 
Đường kính đỉnh răng:
Đường kính đáy răng:
Đường kính vòng cơ sở:
Góc prôfin gốc: α = 200.
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
       
Lực vòng Ft1 = Ft2 =  (N)
          Lực dọc trục Fa1   = Fa2= Ft1.tgβ=1458,64.tg18,195ᵒ = 479,44 (N)
13


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

          Lực hướng tâm Fr1  = Fr2= Ft1.tgαtw = 1458,64.tg20,96ᵒ = 558,75 (N)
              Bảng:  Thông  số của bộ truyền bánh răng trụ
Khoảng   cách   trục aw = 100 mm
(mm)
Chiều   rộng   vành bw= 30 mm

răng (mm)
Mô đun (pháp)
mn = 2
Góc   nghiêng   của β = 18,195ᵒ
rang
Hướng   răng   bánh Nghiêng phải
nhỏ
Độ   nhám   bề   mặt Ra = 1,2­0,63
răng (μm)
Tỷ số truyền thực ut = 4
Sai lệch tỉ  số  truyền 0%
so với yêu cầu
Cấp chính xác
9
Số răng 
Z1 = 19
Z2 = 76
Hệ số dịch dao 
x1 = 0
x2 = 0
Vật liệu và độ rắn bề mặt
C45, 260HB C45, 235HB
Đường kính lăn
dw1 = 40
dw2 = 160
Đường kính đỉnh rang
da1 = 44
da2 = 164
Đường kính đáy rang
df1 = 35

df2 = 155
Lực vòng (N)
Ft1 = 1458,64 Ft2 = 1458,64
Lực hướng tâm (N)
Fr1 = 558,75 Fr2 = 558,75
Lực dọc trục (N)
Fa1 = 479,44 Fa2 = 479,44

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 
4.1 Tính toán khớp nối
Thông số đầu vào:
Mô men cần truyền: T = Tđc = 29467,61 (N.mm)
14


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Đường kính trục động cơ: dđc = 32  (mm)

   4.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:
Trong đó:
dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =32 (mm)
Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – H ệ  số  chế  độ  làm việc, phụ  thuộc vào loại máy. Tra bảng  
 ta lấy k = 1,7
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = Tđc = 29467,91 (N.mm)
Do vậy:

Tt = k. T = 1,7.29467,91= 50095,45 (N.mm)
Tra bảng  với điều kiện: 
Ta được các thông số khớp nối như sau:
Tra bảng  với:  ta được:
  

   4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối
a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
, trong đó:
 ­ Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ;
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:
b. Điều kiện bền của chốt:
15


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

, trong đó:
­ Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy 
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: 
   
   4.1.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có:; lấy  trong đó:
   

 4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Thông số
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối
Số chốt

Đường kính vòng tâm chốt
Chiều dài phần tử đàn hồi
Chiều dài đoạn công xôn của chốt
Đường kính của chốt đàn hồi

Ký hiệu Giá trị
125 (N.m)
32 (mm)
Z
4
D0
90 (mm)
l3
28 (mm)
l1
34 (mm)
d0
14 (mm)

4.2. Thiết kế trục
   4.2.1 Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho  
phép
 [τ] = 12 ÷ 30 Mpa.v
 4.2.2 Xác định lực tác dụng
a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:
16


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: Fx = 1688,1 (N) (theo bảng tổng 
kết phần 2)
Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: (theo bảng tổng kết chương 2)
­ Lực vòng:  1458,64 (N)
­ Lực hướng tâm: 558,75 (N)
­ Lực dọc trục: 79,44 (N)
   4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
­ Với trục I: , trong đó:
TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 29172,74(N.mm)
[τ] ­  Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm 
tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa) 
 (mm)
­ Với trục II: 
TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 112053,33 (N.mm)
[τ] ­  Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm 
tốc ta chọn [τ] = 20 (MPa) 
 (mm)
Ta chọn: 
   4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục
Tra bảng  với: 
Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: 
4.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
Chiều dài may ơ của khớp nối
 (nối trục vòng đàn hồi)
                  

          Chọn lmc1 = 46 mm
Chiều dài may ơ bánh răng trụ
 lm=(1,2…1,5)dsb
            lm1 =(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5).25=(30…37.5 ) mm
17


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Chọn lm1= 34 mm
          Chọn 
Chiều dài may ơ đĩa xích:
Chọn 
Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng 
­Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc 
khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;
­Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2= 5 mm;
­Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=20 mm;
­Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20 mm
4.3.1. Với trục I
l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(46 +17)+20+20= 71,5 mm
l12= 0,5.(lm1+b01)+k1 + k2=0,5.( 34 +17)+10+5= 40,5  mm
l11 = 2.l12 = 2.40,5  = 81 mm 
4.3.2. Với trục II
L21 = l11 = 81 mm ;
l22 = l12 = 40,5 mm ;
l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(36+19) +20+20= 67,5 mm

18

Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

4.4 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ
Thông số đầu vào:
­ Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: 
Fkn = 130,968 (N)
­ Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích: 
Fx = 1688,1 (N) chiếu lên 
2 trục được Fxx =   Fx.cos(45) =  1193,67 N               Fxy= Fx.cos(45)=   1193,67  
N                   
­ Lực tác dụng lên bánh răng:  Ft = Ft1 = Ft2 = 1458,64 (N)
Fr = Fr1 = Fr2 = 558,75 (N)
19


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

                                                              Fa = Fa1 = Fa2 = 479,44 (N)
Trục I:
O

Z

X
                                                                                                 
      Y
FyD
FyC
                     D                           Fr1

C
FxD
Fa1
         Ft1      FxC
     Fkn
 40,5                             40,5
           71,5                  

   

Từ hệ phương trình cân bằng lực: 
Trong đó:
Fi – Lực thành phần
Mi – Mômen uốn
li – Cánh tay đòn
Ta có :
=0

4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục II
+Với d2sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
­Tại tiết diện lắnp bánh răng:  d22 =34 mm
­Tại tiết diện lắp ổ lăn:            d21 = d23=30mm
­Tại tiết diện lắp đĩa xích  :  d20  =28 mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [I] với d22 = 34 mm, d20 =28 mm. ta chọn được 
then có các thông số sau:
20

Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

B = 8 (mm)
h = 7 (mm) 
t1=4(mm)
t2= 2,6 (mm)
rmin=0,25 (mm)
rmax=0,4 (mm)
l = (0.8÷0.9)lmc2  chọn l = 28mm

4.5.2 Tính chi tiết trục I
Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj Mtđj  ứng với các tiết diện j đươc 
tính theo công thức:
 
                             Mô men uốn tập trung M (do Fa sinh ra) : M = Fa.dw1/2 = 
9588,8
 

21


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

                                                                          
 
         
)
 0
0
­Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.

với=63N/mm2      (tra bảng 10.5 trang 195 tài liệu [1] với vật liệu thép 45)
22


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

­Tại tiết diện lắp khớp nối
­Tại tiết diện lắp ổ lăn:
­Tại tiết diện bánh răng:
­Tại tiết diện lắp ổ lăn:
Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:
d0Suy ra ta chọn được:    d2= 22 mm
d3= d1 = 20 mm
                               
d0= 18 mm
sơ đồ trục 1:

Chọn then:
Tra bảng 9.1a trang 173 tài liệu [I] với d0 =18,d2=22 mm. ta chọn được then có 
các thông số sau:
Bán kính góc lượn của ranh

Kích 
thước 
tiết 
diện

Chiều 
sâu 

rãnh 
then

B

H

t1

t2

Nhỏ nhất

Lớn nhất

6

6

3,5

2,8

0,16

0,25

23

Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

Kiểm nghiệm độ bền của then:
Với dạng lắp cố định, then làm bằng thép, tải va đập ta chọn được 
 (bảng 9.5 trang 178 tài liệu [1])
Chọn then làm bằng thép 45, tải trọng va đập mạnh thì 
a) tại tiết diện lắp bánh răng
­Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,8…
0,9)lmc1= (0,8…0,9)34 = 27,2…30,6 mm. chọn lt = 30 mm
ta có:
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): 
   
     
=> thỏa mãn
b) tại tiết diện lắp nối trục
­Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và khớp nối. Chọn lt=(0,8…
0,9)lmc1= (0,8…0,9)46 = 36,8…41,4 mm. chọn lt = 38 mm
ta có:
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): 
   
     
=> thỏa mãn
4.6. Kiểm nghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi.
Với thép 45 có: , 
và theo bảng 10.7 trang 197 tài liệu [1] ta có:
, 
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. 
ta có : 
và  ; với(trục có một rãnh then) 
Nên:  

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta 
có :
với
24


Nguyễn Quang Kim 20171473   Mã đề: 1/HD­12        GVHD: TS. Phạm Minh Hải

nên

Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có:
Tiết 
Đường 
diện
kính 
b*h
t1
W 
W0
a
a
trục
0
18
6*6
3,5
449,91
1022,46 0
14,3
1

20

2

22

8*7

4

785

1570,8

12

9,3

809,7

1855

47

8

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.
 Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện 
nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa 

thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó 
thỏa mãn điều kiện sau: 
      Trong đó: [s] – hệ số an toàn, [s] = 1,5...2,5
s  , s  ­ hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất 
tiếp, được tính theo công thức sau:
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : ;
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là  
Trong đó : ­1,  ­1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng    a,  avà  
m,  m  là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết 
diên xét  .
a)Tại tiết diện (1)
Chọn sơ bộ kiểu lắp ổ lăn – trục:  theo bảng  ta có
          
  
Tra bảng 10.8 trang 197 tài liệu [1] với phương pháp tiện thô,      được Kx = 1,2
 Tra bảng 10.9 trang 197 tài liệu [1]  với phương pháp tôi cao tần,  và trục nhẵn 
được Ky = 1,6
           = (+Kx ­1)/Ky = 
25