Đồ án môn học chi tiết máy xác định tỷ số truyền của bánh răng

Nguyễn Văn Khoa
І. Chọn động cơ
1. Xác định công suất động cơ
- Công suất cần thiết được xác định:
P ct 

Pt


Trong đó: Pct: công suất cần thiết của trục động cơ (kw)
Pt: công suất tính toán trên trục tang (kw)
η : hiệu suất truyền động
- Hiệu suất truyền động:
η = η2ol . ηđ . ηbr . ηot . ηkn
Trong đó: ηol: hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηot: hiệu suất của 1 cặp ổ trượt
ηđ: hiệu suất của bộ truyền đai
ηbr: hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
ηkn: hiệu suất của nối trục đàn hồi
Tra bảng 2.3 (TTTK) ta có:
ηol = 0,99

;

ηđ = 0,96

ηot = 0,99

;

ηkn = 1

;

η = 0,992 . 0,96 . 0,98 . 0,99 . 1 = 0,91
Công suất trục tang Pt:
F .v
14500.0,42
Pt 
1000 =
1000 = 6,09 (kw)

Pct 

Pt 6,09

6,69
 0,91
(kw)

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:
ut = uh . un
Trong đó:

ηbr = 0,98

;


Nguyễn Văn Khoa

uh : tỷ số truyền của hộp giảm tốc (bánh răng trụ răng nghiêng)
un : tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (đai dẹt)
Tra bảng 2.4 (TTTK) ta chọn :
uh =4

;

un = 5

ut = 4.5 = 20
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb = nlv . ut
- Với nlv số vòng quay của trục tang
nlv 

60000.v 60000.0,42

19,09
 .D
 .420
(v/p)

Trong đó:

v: vận tốc băng tải (m/s)
D: đường kính tang quay (mm)
nsb = 19,09.20 = 381,8 (v/p)

- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
nđb = 750 (v/p)

3. Chọn quy cách động cơ
- Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện:
Pđc

≥

Pct

nđb

≈

nsb

≤

Tk
Tdn

Tmm
T

Ta có:

Tmm=1,5T1
T = T1 + T2 =1,75T1
Tmm
1,5T1

0,86

T
1,75T1

- Từ bảng P1.3 (TTTK) chọn động cơ 4A160S8Y3:


Nguyễn Văn Khoa
Công suất
7.5

Vận tốc
730

Cosφ
0,75

η
86

Tmax /Tdn
2,2

ІІ. Phân phối tỷ số truyền
1. Phân phối tỷ số truyền ut của hệ dẫn động
- Xác định tỷ số truyền của hệ:
- Phân phối tỷ số truyền:

ut 

n đc

730

38,23
nlv 19,09

ut = uh . un

- Chọn uh theo tiêu chuẩn: uh= 5
uđ 

u t 38,23

7,64
uh
5

→ Phân phối tỷ số truyền như sau:
ut = 38,23

; uđ = 7,64

; uh = 5

2. Xác định mômen xoắn và số vòng quay trên các trục động cơ
+ Công suất trên các trục:
- Trục І:
P
6,09
P1  t 
6,21

 ot ol 0,99.0,99
(kw)

- Trục ІІ:
P1
6,21
P2 

6,4
 ol br kn 0,99.0,98.1
(kw)

+ Số vòng quay trên các trục:
- Trục động cơ: nđc=730 (v/p)

Tk /Tdn
1,4


Nguyễn Văn Khoa
n1 

- Trục  :

- Trục П:

n2 

n đc 730


99,55
uđ
7,64
(v/p)

n1 99,55

19,91
uh
5
(v/p)

+ Mômen xoắn trên các trục:
- Trục  :

- Trục П

T1 9,55.10 6.

P1
6,21
9,55.10 6.
5,95.10 5
n1
99,55
(N.mm)

T2 9,55.10 6.

P2

6,4
9,55.10 6.
3,06.10 6
n2
19,91
(N.mm)

- Trục động cơ:

Tđc 9,55.10 6.

Pđc
6,69
9,55.10 6.
8,75.10 4
n đc
730
(N.mm)

Trục
Thông

Động cơ

số
Công suất (kw)
Tỷ số truyền
Số vòng quay (v/p)
Mômen xoắn (N.mm)

6,69
Uđ= 7,64
730
8,75.104

Trục І
6,21
99,55
5,95.105

Trục ІІ
6,4
Uh = 5
19,91
3,07.106

Ш. Thiết kế bộ truyền đai ngoài
1. Chọn loại đai
- Căn cứ theo yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền chọn đai thang thường
loại Б
- Tra bảng 4.13 (TTTK) chọn tiết diện đai b.h = 17.10,5


Nguyễn Văn Khoa
a, Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.13 (TTTK)
Chọn

d1 =200 (mm)

- Vận tốc đai:

V 

 .200.730
7,64
60000
(m/s)

b, Bánh đai lớn:
d2 = d1.uđ .(1- ξ) =200.7,64.(1- 0,01) = 1512,72 (mm)
Theo tiêu chuẩn chọn d2 = 1500 (mm)
- Tỷ số truyền thực tế:
U tt 

d2
1500

7,57
d1 .(1   ) 200.(1  0,01)

U 

U tt  U đ
7,57  7,64
.100% 
100%  0,91%  4%
Uđ
7,64

c, Theo bảng 4.14 (TTTK) chọn sơ bộ khoảng cách trục
a = d2 .0.9 = 1350 (mm)

d, Chiều dài đai
(d 2  d1 ) 2

l 2 a  ( d 2  d 1 ) 
2
4a

(1500  200) 2
2.1350  (1500  200) 
5683,31(mm)
2
4.1350

Chọn đai theo tiêu chuẩn l = 5600 (mm)
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ:
v 7,64
i 
1,36 i max 10
l
5,6

- Tính góc ôm:
 1 180 0  57 0.

d 2  d1
1500  200
180 0  57 0.
125,2 0 120 0
a
1350

Nguyễn Văn Khoa
e, Xác định số đai:
P1 .k đ
[ P0 ].C .C u .C z .C l

Z

- Tra bảng 4.7 (TTTK) chọn kđ = 1,25 vì số ca làm việc là 2
→

kđ = 1,25 + 0,1 = 1,35

- Với α = 125,2° → Cα = 0,835
- Với l/l0 = 5600/2240 = 2,5 tra bảng 4.16 (TTTK) → Cl = 1,2
- Với u = 7,64 > 3 tra bảng 4.17 (TTTK) → Cu = 1,14
- Trả bảng 4.19 (TTTK) ta có: [P0] = 3,38
P1
6.21

1,83
[ P0 ] 3,38

→

- Tra bảng 4.18 (TTTK) → Cz = 0,95
→
Z

Số dây đai:
6,21.1,35
2,28
3,38.0,835.1,14.0,95.1,2
(đai)

Theo tiêu chuẩn chọn số đai là 3

f, Xác định lực căng ban đầu lực tác dụng lên trụ:
F0 

780.P1 .k đ
 Fv
v.C .Z

Mà : Fv = qm.v2
- Tra bảng 4.22 (TTTK), ta có: qm = 0,178
→

Fv = 0,178.7,642 = 10,39 (N)


Nguyễn Văn Khoa
→

F0 

780.6,21.1,35
341,68
7,64.0,835.3

(N)

- Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.F0.Z.sin( 2 )
125,2
= 2.328,41.3.sin 2 = 1749,4 (N)

2. Truyền động bánh răng
a, Chọn vật liệu
- Nhãn hiệu thép: 45
- Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện
- Kích thước: S ≤ 60
- Độ rắn: 241 ≤ HB ≤ 285
- Giới hạn bền: бb = 850 MPa
- Giới hạn chảy: бch = 580 MPa
b, Tính ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 (TTTK) với thép 45 tôi cả thiện đạt độ rắn:
180 ≤ HB ≤ 350
бHlim = 2HB + 70 ; SF = 1,75 ;

SH = 1,1 ;

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 280 (MPa)
- Độ rắn bánh lớn HB2= 250 (MPa)
 H0 lim1 2 HB1  70 2.280  70 630

(MPa)

 H0 lim 2 2 HB2  70 2.250  70 570

(MPa)

 F0 lim1 1,8 HB1 1,8.2280 504,5

(MPa)

 F0 lim 2 1,8 HB2 1,8.250 450

(MPa)

- Theo 6.5:

бFlim = 1,8HB


Nguyễn Văn Khoa
2, 4
N HO 30 H HB

N HO 1 30.280 2.4 2,4.10 7
N HO 2 30.230 2.4 1,7.10 7

NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất
- Theo 6.7:
N HE

 T
60.c.  i
 Tmax

3


 T
 ni t i
N HE1 60.c.n1 . t i .  i

 Tmax
→

3

 ti
 .
  ti

Trong đó:
NHE: số chu kỳ thay đổ ứng suất tương đương
Ti: mômen xoắn của trục i
c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay
ni: số vòng quay của trục i
→





N HE 2 60.1.99,55.1500 . 0,35.13  0,5625..0,75 3 5,26.10 7  N HO 2

Do đó KHL2 = 1
→

N HE1  N HO1 do đó K
HL1 = 1

KHL hệ số tuổi thọ
- Theo 6.1a sơ bộ xác định được:

 H   H lim .K HL
SH

SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

 H 1   630.1 527,72
1,1

 H 2   570.1 518,18
1,1

(MPa)

(MPa)


Nguyễn Văn Khoa

 H    H 1    H 2   572,72  518,18 545,45
2

2

(MPa)

- Theo 6.7:
 T
N FE 60.c.  i
 Tmax
4,03.10 7 ( MPa)

6


 ni t i 60.99,55.1.1500 . 0,35.16  0,5625.0,75 6




- Vì NFE2 = 4,03.107 > NFO = 4.106 →KFL2 =1
tương tự → KFL1 = 1
- Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

 F1   504,5.1.1 288
1,75

 F 2   450.1.1 257,14
1,75

(MPa)

(MPa)

- Ứng suất quá tải cho phép:

 H  max 2,8. ch1 2,8.504,5 1412,6

(MPa)

 F1  max 0,8. ch1 0,8.580 464

(MPa)

 F 2  max 0,8. ch2 0,8.504,5 403,6
3. Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền
a, Khoảng cách trục

(MPa)




Nguyễn Văn Khoa
a w K a .(u  1).3

T1 .K H

 H  2 .u1 . ba

Trong đó:
aw: khoảng cách trục (mm)

Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
T1: mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động (N.mm)

 H  : ứng suất tiếp xúc cho phép
U: tỷ số truyền
 ba : hệ số tra bảng 6.6 (TTTK)

KHβ: hệ số kể đến sự phân bố k đều tải trọng treeb chiều rộng vành
răng tính về tiếp xúc
- Tra bảng 6.6 (TTTK) chọn ψba = 0,3
- Tra bảng 6.5 (TTTK) răng nghiêng chọn ka = 43:
ψbd= 0,5.ψba.(u+1)
= 0,53.0,3.(5+1) = 0,954
- Tra bảng 6.7 (TTTK) chọn KHβ = 1,05:
→

a w 43.(5  1).3

5,95.10 5.1,05
595,21
527,26 2.5.0,3
(mm)

Chọn aw = 300 (mm)
b, Xác định các thông số ăn khớp
- Mô đuyn răng:
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).300 = (3÷6)
chọn m = 4
- Góc nghiêng β:
chọn sơ bộ β = 10° do đó cos β = 0,9848

- Số răng bánh nhỏ:


Nguyễn Văn Khoa
Z1 

a w . cos  2.300.0,9848

24,62
m.(u  1)
4.(5  1)

Chọn Z1 = 24 răng
- Số răng bánh lớn:
Z2 = Z1.u = 24.5 = 120 (răng)
- Tỷ số truyền thực tế:
um 

→

Z 2 120

5
Z1
24

cos  

4.(24  120)
0,96

2.300

β = 16,26 = 16°15’36’’
c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
 H Z H .Z M .Z  .

2T1 .K H .(u  1)
bw .u.d w2

Trong đó:
ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
ZH: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
bw: chiều rộng vành răng
dw: đường kính vòng lăn
T1: mô men xoắn trên trục chủ động (trục 1)
- Theo bảng 6.5 (TTTK):
ZM = 274 (MPa)
tanβb = cosα.tanα
Với

 1  tw arctan(

tan 
tan 20
) arctan(
) 20,83
cos 
cos 16,26

Nguyễn Văn Khoa
tanβb = cos(20,83).tan(16,26) = 15,24
- Theo 6.34:
ZH 

2. cos  b
2. cos 15,24

1,7
sin( 2. m )
sin 2.20,83

- Theo 6.37:
 

bw sin  90. sin 15,24

1,88
 .m
 .4

- Theo 6.28b:

 1

1 
1 
 1

   1,88  3,2   . cos   1,88  3,2 
 .0,96 1,65
 24 120  

 Z1 Z 2 


- Theo 6.28:
Z 

1
1

0,78

1,65

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw 

2.a w 2.300

100
u 1 5 1
(mm)

- Ttheo 6.40:
v

 .d w .n1  .100.99,55


0,52
60000
60000
(mm)

Với v = 0,52 (mm) theo bảng 6.13 (TTTK) dùng cấp chính xác 9
- Theo bảng 6.14 (TTTK) cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s)
Chọn kHα = 1,13
- Theo 6.42:


Nguyễn Văn Khoa
v H  H .g 0 .v.

aw
u

Trong đó:
δH: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp
Tra bảng 6.15(TTTK) có δH = 0,002
- g0: hệ số kể đến ảnh hưởng sai số của các bước răng
Tra bảng 6.16 (TTTK) có g0 = 73
v H 0,002.73.0,52.

300
0,59
5
(mm)

- Theo 6.41:
K Hv 1 

v H .bw .d w
2.T1 .K H .K H

Trong đó:
KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng chiều rộng vành
răng
KHα: hệ sồ kể đến sự phân bố không đề tải trọng cho đôi răng không
đồng thời ăn khớp
K Hv 1 

0,52.90.100
1
2.5,95.10 5.1,13.1,11

- Theo 6.39:
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,11.1,13.1 = 1,25
→

 H 274.1,7.0,78.

2.5,95.10 5.1,25.(5  1)
511,67
90.5.100 2
(MPa)

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Nguyễn Văn Khoa
với v = 0,52 (m/s) < 10 (m/s), Z v = 1 với cấp chính xác động học là 9
chọn cấp chính xác về ứng suất tiếp xúc là 8, cần gia công đạt độ
nhám

Ra = 2,5…1,5 (μm)

Do đó: Zr = 0,95 với da < 700 (mm), KXH = 1

- Theo 6.1 và 6.1a:
[бH] = [бH].Zv.ZR.KXH
Trong đó:
ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
→ [бH] = 545,45.1.0,95.1 = 518,17 (MPa)
бH = 511,67 (MPa) < [бH] = 518,17 (MPa)
d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trong đó:

bw: chiều rộng vành răng (mm)
dw: đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)
Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF1: hệ số dạng răng của bánh 1

- Theo bảng 6.7 (TTTK) chọn KFβ = 1,1
với v = 0,52 (m/s) cấp chính xác là 9
- Theo bảng 6.11 (TTTK) chọn KHα = 1,37

- Theo 6.47:
v F  F .g 0 .v.

aw
300
0,006.73.0,52.
1,76
u
5
(m/s)

δF: tra bảng 6.15 (TTTK)
g0: tra bảng 6.16 (TTTK)
- Theo 6.46:


Nguyễn Văn Khoa
K Fv 1 

VF .bw d w
1,76.90.100
1 
1
2.T1 .K F .K F
2.5,59.10 5.1,1.1,37

Do đó:
KF = KFβ. KFα. KFv = 1,1.1,37.1 = 1,5
Với εα = 1,65 →

Y 

Β = 16,26 →

1
1

0,6
  1,65

Y 1 

16,26
0,88
140

- Số răng tương đương:
z1
24

27,126
3
cos 
0,96 3
z
120
 2 3 
135,63
cos 
0,96 3

Z v1 
Z v2

Chọn Zv1 = 25

; Zv2 = 150

- Theo bảng 6.18 ta chọn được:
YF1 = 3,9

; YF2 = 3,6

- Với m = 4 → YS = 1,08 – 0,069.ln(4) = 0,984
YR = 1

; YXF = 1

- Theo 6.2 và 6.2a:
[бF1] = [бF].YR.YS.KXF = 288,23.1.0,984.1 = 283,39 (MPa)
Tính tương tự ta được:
[бF2] = 253,02 (MPa)
 F1 

2.5,59.105.1,5.0,6.0,88.3,9
102,1
90.100.4
(MPa)

 F 2  F 1 .

YF 2
3,6
102,1.
94,24
YF 1
3,9
(MPa)


Nguyễn Văn Khoa
бF1 < [бF1] = 464 (MPa)
бF2 < [бF2] = 403,6 (MPa)
e, Kiểm nghiệm răng quá tải
với

K qt 

Tmax
2,2
T

 H 1 max  . K qt 518,18. 2,2 768,58

(MPa)

бH1max < [бH]max = 1411,2 (MPa)
- Theo 6.49:
бF1max = бF1.Kqt = 102,1.2,2 = 224,62 (MPa)
бF2max = бF2.Kqt = 94,24.2,2 = 207,32 (MPa)

бF1max < [бF1]max = 464 (MPa)
бF2max < [бF2]max = 403,6(MPa)
f, Các thông số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục:

aw = 300 (mm)

Mô duyn pháp:

m=4

Chiều rộng vành răng:

bw = 90 (mm)

Tỷ số truyền:

um = 5

Góc nghiêng của răng:

β = 16°15’36’’

Số răng bánh răng:
Hệ số dịch chỉnh:

Z1 = 24 (mm) ;
x1

Z2 = 120 (mm)

=

0

;

x2 = 0
Đường kính vòng chia:

d1 = 100 (mm) ;

d2 = 500 (mm)

Đường kính đỉnh răng:

da1 = 104,64 (mm);

da2 = 504,64 (mm)

Đường kính đáy rẳng:

df1 = 90 (mm) ;

df2 = 490 (mm)

ІV. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo
- Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δb = 850 (MPa)

Nguyễn Văn Khoa
- Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)
2. Xác dịnh sơ bộ đường kính trục
- Theo 10.9 đường kính trục thứ k:
d k 3

Tk
0,2. 

Trong đó:

Tk: mômen xoắn trên trục thứ k (N.mm)
[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa)
dk: đường kính trục thứ k (mm)

- Đường kính trục І:
T
5,95.10 5
3
59,67


0
,
2
.

0
,
2

.
14


d
(mm)
3

chọn d  = 60 (mm) => b01 = 31 (mm)
- Đường kính trục П:
d

3


T
3,07.10 6
3
88,69
0,2. 
0,2.22
(mm)

chọn dП = 90 (mm) => b02 = 43 (mm)
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Từ bảng 10.3 (TTTK) ta chọn:
K1 = 10

(mm)

K2 = 5

(mm)

K3 = 10

(mm)

hn = 15

(mm)

- Chiều dài mayo bánh đai, bánh răng, trên trục І:
lm13 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).60 = (72 ÷ 90) mm
chọn lm13 = lm12 = 80 (mm)
- Chiều dài mayo bánh răng và khớp lối trục П:


Nguyễn Văn Khoa
lm22 = lmk = (1,2 ÷ 1,5).d2 = (1,2 ÷ 1,5).85 = (102 ÷ 127,5) mm
chọn lm22 = lmk = 115 (mm)
- Xác định chiều dài các ổ:
+ Trục І:
l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn]
= -[0,5.(75 + 31) + 15 + 10] = -78 (mm)
l13 = 0,5.(lm13 + b01) + k2 + k1 = 0,5.(75 + 31) + 10 + 5 = 68(mm)
l11 = 2l13 = 2.68 = 136 (mm)
+ Trục П:
l21 = l11 = 136 (mm)

;

l23 = 68 (mm)

l22 = - lc22 = -[0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn]
= -[0,5.(115+41)+15 +10] = -103 (mm)
4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực:
2T1 2.5,95.10 5

11900
d
100
Ft1 = Ft2 = 1
(N)

Ft1 . tan  tw 11900 . tan 20,83

4716,16
0,96
Fr1 = Fr2 = cos 
(N)

Có Fd = 1749,4 (N)
Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài β = 40°
Fd .cosβ = 1749,4. 40° = 1340,1 (N)
Fd . sinβ = 1749,4. 40° = 1124,9 (N)
Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 11900.tan16,26 = 3470,78 (N)
Fk = (0,2 ÷ 0,3).Ft = (0,2 ÷ 0,3).11900 = 2380 ÷ 3570 (N)
Chọn Fk = 2600 (N)

Nguyễn Văn Khoa

d w1
2
4716,16.(136  68)  Fy11 .136  1124 ,49(136  78)  0,5.3470,78.100
 M x10  Fr1 . l11  l13   Fy11 .l11  Fd . sin   l11  l12   Fa .
  Fy11  687,367( N )

Chọn lại Fy11 ngược lại chiều đã chọn:

F

y

 Fy10  Fr1  Fy11  Fd . cos   Fy10  4716,16  1340,1

  Fy10 4063,42( N )


Nguyễn Văn Khoa

M

y10

 Ft1 .(l11  l13 )  Fx11 .l11  F d . cos  .(l11  l12 )

 11900.(136  68)  136.Fx11  1340,1.(136  68)
  Fx11 3841,31( N )

F

x

  F x10  F t1  F x11  F d . sin    F x10  11900  3841,31  1124 ,49

  F x10  6934,2( N )

Biểu đồ lực trục


Nguyễn Văn Khoa


Nguyễn Văn Khoa
Trục

d w2
2
 4716,16  Fy 21 .136  0,5.3470,78.500
 M x10  Fr 2 .l 23  F21 .l 21  Fa .
  Fy 21 4022,03( N )

F

y

 Fr 2  Fy 21  Fy 20

  Fy 20 8738,19( N )

M

20

 Ft 2 .l 23  Fx 21 .l 21  F k .l 22

 11900 .68  136.Fx 21  103.2600
  Fx 21 7919,11( N )

F

x

 Fx  Fx 20  Ft 2  Fx 21 Fx 20  11900  7919,11  2600

  Fx 20 1380,88( N )


Nguyễn Văn Khoa


Nguyễn Văn Khoa

5. Tính chính xác các đường kính các đoạn trục
- Theo 10.17:
d j 3

M tdj

0,1.  

  : ứng suất cho phép

Trong đó:

Mj: mô men uốn tổng

M j  M yj2  M xj2

Mtdj: mô men tương đương

 d

M tdj  M J2  0,75M zj2

M y2  M x2  0,75M z2

3

0,1.  

- Truc І:
+ Theo bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 55 (MPa) từ biểu đồ ta thấy
các tiết diện lắp bánh răng ổ lăn, lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm.
+ Tại tiết diện 1-1 lắp bánh răng 1:
 d11 


3

3

M y2  M x2  0,75M z2
0,1.  

448762,54 2  464824,88 2  0,75.(5,95.10 5 ) 2
0,1.55

= 53,16
Lấy theo tiêu chuẩn d11 = 55 (mm)
+ Tại tiết diện 1-2 lắp ổ lăn 1-1:


Nguyễn Văn Khoa
 d12 


3

3

M y2  M x2  0,75M z2
0,1.  

52364,912  87710,22 2  0,75.(5,95.10 5 ) 2
47,88(mm)
0,1.55

Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 50 (mm)

+ Tại tiết diện 1-3 lắp bánh đai:
 d13 

3

M y2  M x2  0,75M z2
0,1.  

3

0,75.(5,95.10 5 ) 2
45,41(mm)
0,1.55

Lấy theo tiêu chuẩn d13 = 48 (mm)
+ Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 1-0 lấy đồng bộ đường kính với ổ
lăn 1-1:

d10 = d12 = 50 (mm)

- Trục П:
+ Tra bảng 10.5 (TTTK) chọn [σ] = 50 (MPa)
+ Tại tiết diện 2-0 lắp khớp lối
 d 20 

3

M y2  M x2  0,75M z2
0,1.  

3

0,75.(3,07.10 6 ) 2
81,01(mm)
0,1.50

Lấy theo tiêu chuẩn d20 = 85 (mm)
+ Tiết diện 2-1 lắp ổ lăn 2-0:
 d 21 


3

3

M y2  M x2  0,75M z2
0,1.  

267800 2  0,75.(3,07.10 6 ) 2
81,15( mm)
0,1.50

Lấy theo tiêu chuẩn d21 = 85 (mm)
+ Tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2: