Đồ án Hộp Giảm Tốc côn trụ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Ngọc Thiện

MSSV : 1919013

Ngành đào tạo : Cơ Khí Chế tạo máy
Người hướng dẫn: TS. Lê Thanh Long
Ngày bắt đầu : 17/03/2020

Ngày kết thúc :

Ngày bảo vệ :

Đề số 13

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
Phương án số 5

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm : 1- Động cơ điện 3 pha không đồng bộ; 2- Nối

trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng côn trụ; 4- Bộ truyền xích ống con
lăn; 5- Thùng trộn
Bảng số liệu

Công suất trên trục thùng trộn P : 5,5 kW

Số ngày làm trong ngày: 3 ca

Số vòng quay trên trục thùng trộn n: 45 vòng/phút

t1 = 29 giây

Thời gian phục vụ

L : 3 năm

Số ngày làm/năm Kng: 260 ngày
Quay 1 chiều , tải va đập nhẹ, 1 ca làm việc 8 giờ.

t2 = 22 giây
0,7T1 = T2


MỤC LỤC
CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ............................. 4
Chọn động cơ: ..................................................................................................................4

I.

1. Xác định công suất động cơ: .................................................................................... 4
2.

Xác định số vòng quay sơ bộ: .............................................................................. 4
Phân phối tỉ số truyền: ....................................................................................................5

II.
1.

Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động: .................................................................... 5

2.

Tính công suất trên các trục: ................................................................................ 5

3.

Tính mômen xoắn trên từng trục: ......................................................................... 6

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY ...................................... 7
Tính toán bộ truyền xích ................................................................................................7

I.
1.

Thông số cơ bản .................................................................................................. 7

2.

Tính toán bộ truyền xích ...................................................................................... 7

3.

Kiểm nghiệm xích về độ bền ............................................................................... 8

4.

Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục ................................. 9

Tính toán thiết kế bánh răng ...................................................................................... 10

II.
1.

Chọn vật liệu và tính ứng suất cho phép ............................................................ 11

2.

Tính toán cặp bánh răng côn cấp nhanh: ............................................................ 13

3.

Tính toán cặp bánh răng trụ cấp chậm: .............................................................. 17

III. Tính toán thiết kế trục và then ................................................................................... 21
1. Chọn vật liệu: ....................................................................................................... 21
2.

Tính sơ bộ đường kính trục: ............................................................................... 21

3.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ...................................... 22

4.

Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục: ......................... 22

5.

Xác định các lực tác dụng lên trục: .................................................................... 23
2


6.

Tính mối ghép then: ....................................................................................... 30

7.

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: ................................................................. 31

IV. Tính toán chọn ổ lăn..................................................................................................... 35
1. Chọn ổ cho trục I .................................................................................................... 35
2.

Chọn ổ cho trục II: ............................................................................................. 37

3.

Chọn ổ cho trục III: ........................................................................................... 38
Thiết kế vỏ hộp ............................................................................................................. 39

V.
1.

Xác định các kích thước cơ bản của hộp ............................................................ 39

2.

Các chi tiết phụ .................................................................................................. 40

VI. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu: ..................................................................... 43
VII. Chọn dung sai lắp ghép: .............................................................................................. 44
TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................... 47

3


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
I.

Chọn động cơ:
1. Xác định công suất động cơ:

Công suất động cơ phải lớn hơn công suất trên trục công tác:

Pđc > Pct

Công suất tương đương trên trục công tác:
2

Pt  Ptđ = P 

T 

  i  .ti
T 
= 5,5 
 ti

1.29  0,72.22
= 4,857 kW
29  22

Công suất cần thiết của động cơ:

Pct 

Pt
4,857
=
= 5,89 kW
η
0,824

Hiệu suất truyền động:
η = η𝑘𝑛 . η𝑏𝑟1 . η𝑏𝑟2 . η𝑥 . η𝑜𝑙 4 = 0,99.0,96.0,97.0,93.0,994 = 0,824
Trong đó: Tra gíá trị các hiệu suất trên trong bảng 2.3 của tài liệu [1]
η𝑘𝑛 : hiệu suất khớp nối đàn hồi
η𝑏𝑟1 : hiệu suất bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
η𝑏𝑟2 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
η𝑥 : hiệu suất bộ truyền xích để hở
η𝑜𝑙 : hiệu suất ổ lăn
2. Xác định số vòng quay sơ bộ:
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống:

u𝑠𝑏 = u𝑥 . uℎ𝑔𝑡
Với

u𝑥 = 2: tỉ số truyền sơ bộ bộ truyền xích ống con lăn
uℎ𝑔𝑡 = 16: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc bánh răng côn trụ
 u𝑠𝑏 = 2.16 = 32

Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n𝑠𝑏 = n𝑙𝑣 . u𝑠𝑏 = 45.32 = 1440 vòng/phút
Chọn động cơ:

4
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

{

Pđ𝑐 > P𝑐𝑡 = 5,89 𝑘𝑊
nđ𝑐 ~ n𝑙𝑣 = 1440 𝑣/𝑝

Từ bảng P1.3 của tài liệu [1] ta chọn được động cơ có thông số sau:
Kiểu động cơ 4A132S4Y3, Công suất 7,5kW, Vận tốc quay 1455 vg/ph, cos𝜑 = 0,86
𝑇𝑚𝑎𝑥

𝜂% = 87,5
II.

𝑇𝑑𝑛

𝑇𝐾

= 2,2

𝑇𝑑𝑛

= 2,0

Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung của hệ dẫn động:

1.

u𝑡 =

nđ𝑐
n𝑙𝑣

=

1455
45

= 32,33
=> uℎ𝑔𝑡 =

u𝑥 = 2

Tra bảng 2.4 tài liệu [1], ta chọn:

u𝑡
u𝑥

=

32,33
2

= 16,17

Theo công thức (3.17) tài liệu [1], ta có:

k=

2,25. bd 2 K 02 
1  K be K be K 01 

⇒  k=

2,25.1,2
 12,86
1  0,3.0,3

[K01] = [K02]

Ck = 1,1

k Ck3  12,86.1,13  17,11



u1  4,25

u 2  3,8

Theo đồ thị 3.21 tài liệu [1] ta tìm được

ta tính lại un=

 bd2=1,2

chọn: Kbe = 0,3

uh
32,33
=
2
4
,25.3,8
u1.u 2

2. Tính công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác

Pct = 5,5 kW

Công suất trên trục III là: PIII =

Công suất trên trục II là: PII =

Công suất trên trục I là: PI =

Pct

ol x



5,5
= 5,97 kW
0,99.0,93

PIII
5,97

 6,22 kW
br 2 .ol 0,97.0,99

PII
6,22

 6,54 kW
br1.ol 0,96.0,99

Công suất trên trục động cơ là Pđc=

PI

ol kn



6,54
 6,67 kW
0,99.0,99

5
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Tính số vòng quay trên các trục
Số vòng quay của trục động cơ là: nđc =1455 v/ph
Số vòng quay của trục I là: n1 = nđc = 1455 v/ph
Số vòng quay của trục II là: n2 =

n1 1455

 342 v/ph
u1 4,25

Số vòng quay của trục III là :n3 =

n2 342

 90 v/ph
u2 3,8

Số vòng quay của trục công tác là: nct =

n3 90
= 45 v/ph

un
2

3. Tính mômen xoắn trên từng trục:
Trên trục động cơ: Tđc = 9,55.106.

Pđc
6,67
 9,55.106.
 43779,03 Nmm
nđc
1455

Trên trục I là: T1 = 9,55.106.

P1
6,54

 9,55.106.
 42925,8 Nmm
n1
1455

Trên trục II là: T2 = 9,55.106.

P2
6,22
 9,55.106.
 173509,6 Nmm
n2
342,35

Trên trục III là: T3 = 9,55.106.

P3
5,97
 9,55.106.
 632780,2 Nmm
n3
90,1

Trên trục công tác: Tct = 9,55.106.

Pct
5,5
 9,55.106.
 1167222,2 N.mm
nct

45

Bảng thông số:
Trục

Động cơ

Thông số
Tỉ số truyền

I

1

II
4,25

III
3,8

Công tác
2

Số vòng quay
v/ph

1455

1455

342

90

45

Công suất kW

6,67

6,54

6,22

5,97

5,5

43779,03

42925,8

173509,6

632780,2

1167222,2

Momen
Nmm

xoắn

6
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
I. Tính toán bộ truyền xích
1. Thông số cơ bản
Bộ truyền xích ống con lăn một dãy với :
Công suất PIII = 5,97 kW
Số vòng quay n3 = 90 vòng/ phút
Tỉ số truyền ux = 2
2. Tính toán bộ truyền xích
Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức
z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2 = 25 răng
Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức
z2 = uz1 = 2.25 = 50 răng
Xác định bước xích p:
Theo điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích:
Pt = PIIIKKzKn ≤ [P]
Trong đó:
+ P𝐼𝐼𝐼 = 5,97 kW là công suất cần truyền

+ k 𝑧 = 25/z1 = 25/25 = 1: hệ số số răng
+ k 𝑛 = n01 / n1 =50/90,1 = 0,55: hệ số số vòng quay
( với n01 lấy trị số gần 90,1 trong bảng 5.5 tài liệu [1] )
+ k = k 0 k 𝑎 k đ𝑐 k 𝑏𝑡 k đ k 𝑐 ( các hệ số tra bảng 5.6 tài liệu [1] )
Với: k 0 = 1: đường nối 2 tâm đĩa xích so với đường nằm ngang đến 60º
k 𝑎 = 1: khoảng cách trục a=(30…50)p
k đ𝑐 = 1: vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích
k 𝑏𝑡 = 1,3: môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn Ⅱ đạt yêu cầu
k đ = 1,2: tải va đập nhẹ
k 𝑐 = 1: làm việc 1 ca/ ngày
=>k= 1.1.1.1,3.1,2.1 = 1,56
Vậy P𝑡 = 5,97.1,56.1.0,55 = 5,12 < [P] = 5,83 kW
Tra bảng 5.5 tài liệu [1]

7
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Chọn bước xích p = 31,75 mm
Đường kính chốt dc = 9,55 mm
Chiều dài ống B = 27,46 mm
Công suất cho phép [P] = 5,83 kW
Sơ bộ khoảng cách trục a= 40.p = 40.31,75 = 1270 mm
Số mắc xích:

X=

2
2
2a  z1  z2   z2  z1  . p
2.1270 25  50  50  25 .31, 75


+
=
+
 117,89
31, 75
2
p
2
4 2 .1270
4 2 .a

chọn X = 118 mắc xích.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức:


z z 
a  0, 25. p.  X c  1 2 

2


X

c


 25  50  
= 0, 25.31, 75. 118 

2


 0,5.  z1  z2  

118  0,5.75 

2

2

z z 
 2. 2 1


 25
 2.

2



2







 = 1271,66 mm.



Để xích không chịu lực căng quá lớn, cần giảm bớt một lượng
∆𝑎 = (0,002 . . . 0,004)𝑎 = 2,54 … 5,08 mm

=> a = 1268 mm

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:
i

z1. n1
25.90,1
 i  =
= 1,27 < 25 ( tra bảng 5.9 tài liệu [1]/85)
15x
15.118

3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình
làm việc. Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S

s=

𝑄
k𝑑 . F𝑡 + F0 + F𝑣

≥ [𝑠]

Trong đó:
- Q = 88,5 kN: tải trọng phá hủy ( tra bảng 5.2 tài liệu [1] )
- k 𝑑 = 1,7: hệ số tải trọng động với ứng với chế độ làm việc trung bình với

T𝑚𝑚
T𝑑𝑛

= 2,2

8
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

- F𝑡 = 1000.P/v : lực vòng (N)
Với v =

=> Ft =

n 3 . z1. p
90,1.25.31,75
=
= 1,2 m/s
60000
60000
1000.5,97
 4975 (N)
1, 2

- F𝑣 = 𝑞. 𝑣 2 : lực căng do lực li tâm sinh ra
= 3,8.1,22 = 5,472 N ( với q = 3,8 kg/m : khối lượng 1m xích ( tra bảng 5.2 tài liệu [1] )
- F0 = 9,81.k𝑓 qa : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Với: k𝑓 = 6 bộ truyền nằm ngang
=> F0 = 9,81.6.3,8.1,268 = 283,6 N
Vậy s =

88500
= 10,12 > [𝑠] = 7 ( tra bảng 5.10 tài liệu [1] )
1, 7.4975  283, 6  5, 472

Vậy s > [s] suy ra bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
a.

Thông số đĩa xích:

- Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định theo công thức:

p
31, 75


 253,32 mm
 d1 

 
sin
sin  

z1

 25 

d  p  31, 75  505, 65 mm

 2
 
sin
sin  

z2
 50 

- Đường kính đỉnh của đĩa xích:
da1=p(0,5+cotg(𝜋/z1))=31,75(0.5+cotg (𝜋/25)) = 267,20 mm
da2=p(0,5+cotg(𝜋/z2))=31,75(0.5+cotg(𝜋/50)) = 520,53 mm
- Đường kính vòng đáy:
df1 = d1 - 2r

với r = 0,5025d1 + 0.05
d1 = 19,05 mm đường kính con lăn: tra theo bảng 5.2 tài liệu [1].

 r = 0.5025d1 + 0.05=0,5025.19,05 + 0.05 = 9,623 mm
 df1 = d1 - 2r = 253,32 – 2.9,623 = 234,07 mm

9
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

 df2 = d2 - 2r = 520,53 – 2.9,623 = 501,28 mm
b. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
- Ứng suất tiếp xúc 𝜎𝐻 trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:

 H  0, 47.

k r .  Ft . K đ  Fvđ  . E
A. k d

  H 

Trong đó:
+ k 𝑟1 = 0,42: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc 𝑧1 = 25

+ k 𝑟2 = 0,24: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc 𝑧2 = 50
+ F𝑡1 = F𝑡2 = 4975 N
+ K đ = 1,7: hệ số tải trọng động
+ F𝑣đ = 13.10−7 . n1 . 𝑝3 . m = 13.10−7 .90,1. 31,753 . 1 = 3,75N
+ E = 2,1. 105 MPa: mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.
+ A= 262 𝑚𝑚2 : diện tích chiếu của bản lề ( tra bảng 5.12 tài liệu [1] )
+ k 𝑑 = 1: hệ số phân bố tải trọng trên các dãy ( 1 dãy )
Vậy:

 H 1  0, 47.

 H 2  0, 47.
Với :

0, 42 .  4975.1, 7  3, 75  . 2,1.105
262.1
0, 24 .  4975.1, 7  3, 75  . 2,1.105
262.1

 793, 23 MPa

 599, 63 MPa

𝜎𝐻1 = 793,23 𝑀𝑃𝑎 kết hợp tra bảng 5.11 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi, ram đạt độ rắn

bề mặt HRC45 sẽ đáp ứng [𝜎𝐻1 ] = 800 MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa dẫn động.
𝜎𝐻2 = 599,63 𝑀𝑃𝑎 ta chọn thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đáp ứng
[𝜎𝐻2 ] = 600 MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa bị động.
c. Xác định lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên trục F𝑟 = F𝑡 . k 𝑥

Trong đó: k 𝑥 = 1,15 vì bộ truyền xích nằm ngang
=> F𝑟 = F𝑡 . k 𝑥 = 4975.1,15 = 5721,25 N

II.

Tính toán thiết kế bánh răng
10

SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

1. Chọn vật liệu và tính ứng suất cho phép
1.1 Chọn vật liệu:
- Vì hộp giảm tốc làm việc với công suất trung bình nên ta chọn vật liệu nhóm Ⅰ chế tạo bánh răng,
vật liệu thép C45 tôi cải thiện đạt: (tra bảng 6.1 tài liệu [1] )
+Độ rắn bánh nhỏ: 250HB

𝜎𝑏1 = 850 MPa

𝜎𝑐ℎ1 = 580 MPa

+Độ rắn bánh lớn: 235HB

𝜎𝑏2 = 750 MPa

𝜎𝑐ℎ2 = 450 MPa

Tương ứng, theo bảng 6.2 tài liệu [1], ta có hệ số an toàn tương ứng:

sH = 1,1

sF = 1,75

1.2 Tính toán ứng suất cho phép:
Tra bảng 6.2 tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở:
0Hlim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 +70 = 570 MPa
0Flim1 = 1,8.250 = 450 MPa
0Hlim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 +70 = 540 MPa
0Flim2 = 1,8.235 = 423 MPa
Công thức 6.1a tài liệu [1]: ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ:

[H] =0Hlim.KHL/SH

Trong đó :
KHL =

𝑚𝐻

𝑁

√ 𝑁𝐻𝑂 : hệ số tuổi thọ
𝐻𝐸

Với:

+ 𝑚𝐻 = 6 vì HB < 350
+ 𝑁𝐻𝑂 : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc, theo công thức 6.5 tài liệu [1]
NHo1 = 30.HB12,4 = 30.2502,4 = 17,07.106
NHo2 = 30.HB22,4 = 30.2352,4 = 14,71.106
+ 𝑁𝐻𝐸 : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
3

N HE

 T 
= 60c   i  .ni .ti
 Tmax 

c = 1: số lần ăn khớp trong một vòng quay
𝐿ℎ = L . 𝐾𝑛𝑔 . số ca . số giờ = 3.260.3.8 = 18720 h

11
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

=>

GVHD : TS. Lê Thanh Long

N HE1  60.1. 1455 .(1.

N HE 2

29
22
).18720 = 1171,08.106 > NHo1
 0,73.
29  22
29  22

1171, 08.106
N HE1
=
= 275,55.106 > NHo2

4, 25
u

=> KHL1 = KHL2 = 1
Vậy:
[H1] =0Hlim1.KHL1/SH1 = 570.1/1.1 = 518,18 MPa
[H2] =0Hlim2.KHL2/SH2 = 540.1/1.1 = 490,91 MPa
Đối với bánh răng trụ răng thẳng và bánh răng côn răng thẳng, ta đều có:
[H] = min([H1] + [H2]) = 490,91 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh răng tôi cải thiện:
[H]max = 2,8.ch = 2,8.450 = 1260 MPa
Công thức 6.2a tài liệu [1]: ứng suất uốn cho phép sơ bộ:

[F] =0Flim.KFC.KFL /SF

Trong đó :

KFC = 1: bộ truyền quay một chiều
𝑚𝐹

𝑁

KFL = √ 𝑁𝐹𝑂 : hệ số tuổi thọ
𝐹𝐸

Với:
𝑚𝐹 = 6: độ rắn mặt răng HB < 350
𝑁𝐹𝑂 =4.106 : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
𝑁𝐹𝐸 = 60.c. ∑ (𝑇

𝑇𝑖

𝑚𝑎𝑥

29

)

𝑚𝐹

. 𝑛𝑖 . 𝑡𝑖

22

𝑁𝐹𝐸1 = 60.1.1455 . (1. 51 + 0.76 . 51 ).18720 = 1012,22.106 > 𝑁𝐹𝑂
𝑁𝐹𝐸2 =

𝑁𝐹𝐸1
𝑢

= 238,17.106 > 𝑁𝐹𝑂

=> KFL1 = KFL2 = 1
Vậy:
[F1] =0Flim1.KFL1. KFC /SF1 = 450.1.1/1,75 = 257,14 MPa
[F2] =0Flim2.KFL2. KFC /SF2 = 423.1.1/1,75 = 241,71 MPa
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[F1]max = 0,8.ch1 = 0,8.580 = 464 MPa

12
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

[F2]max = 0,8.ch2 = 0,8.450 = 360 MPa
2. Tính toán cặp bánh răng côn cấp nhanh:
2.1 Xác định chiều dài côn ngoài:
Theo công thức 6.52a tài liệu [1]: Re  K R . u12  1. 3

T1.K H 
(1  Kbe ) Kbe .u.[ H ]2

Trong đó:
+ KR là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn
răng thẳng có: KR = 0,5Kd = 0,5.100 = 50 MPa1/3 (Kd = 100 MPa1/3 )
+ 𝐾𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
+ Kbe là hệ số chiều rộng vành răng:
K .u
0,25.4,25
u1 = 4,25, chọn Kbe = 0,25 => be 1 
 0,607
2  K be
2  0,25
+ Theo bảng 6.21 tài liệu [1], trục lắp trên ổ đũa suy ra: 𝐾𝐻𝛽 = 1,13
+ T1 = 42925,8 Nmm
+ [H] = 490,91 MPa
Suy ra:

Re = 50 4,252  1 . 3

42925,8.1,13
= 137,99 mm
1  0,25.0,25.4,25.490,912

2.2 Thông số ăn khớp:
Đường kính chia sơ bộ bánh nhỏ:
de1=2Re/ 1  u12 =

2.137,99
1  4., 252

 63, 21mm

Số răng bánh nhỏ: tra bảng 6.22 tài liệu [1] => z1p = 16.
Với HB < 350, z1 = 1,6z1p = 1,6.16 = 25,6 răng => z1 = 26 răng
Góc côn chia:
1

1

𝑢

4,25

𝛿1 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 ( ) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔

= 13,24°

𝛿2 = 90 − 𝛿1 = 76,76°
Đường kính trung bình và mô đun trung bình
dm1 = (1 − 0,5𝐾𝑏𝑒 )𝑑𝑒1 = (1 − 0,5.0,25). 63,21 = 55,31 𝑚𝑚
mtm = dm1/z1=55,31/26 = 2,13 mm
Xác định mô đun của cặp bánh răng:
mte =

𝑚𝑡𝑚
(1−0,5𝐾𝑏𝑒 )

=

2,13
(1−0,5.0,25)

= 2,43 mm

Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn mte = 2,5, do đó:
Ta tính lại mtm & dm1
mtm = mte. (1 − 0,5𝐾𝑏𝑒 ) = 2,5. (1 − 0,5.0,25) = 2,1875 𝑚𝑚

13
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

dm1 = mtm.z1 = 56,875 mm
Số răng bánh bị dẫn:
z2 = u1.z1 = 4,25.26 = 110,5

chọn z2 = 110 răng, z1 = 26 răng

Ta tính lại tỉ số truyền
u1 = z2/z1 = 4,23
Góc côn chia được tính lại

 1 = arctg(z1/z2)= arctg(26/110) = 13,29o
 2 = 90o-  1 = 76,71o
Theo bảng 6.20 tài liệu [1], chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,38 , x2 = - 0,38

Chiều dài côn ngoài :
2
2
Re = 0,5.mte z12  z 22 = 0,5.2,5. 26  110 = 141,29 mm

Bảng thông số hình học bánh răng côn:
Thông số
Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Mođun vòng ngoài
Tỉ số truyền
Đường kính chia ngoài
Góc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính vòng đỉnh
Vận tốc trung bình

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn

2
2
Re = 0,5.mte z12  z 22 = 0,5.2,5. 26  110 = 141,29 mm

b = KbeRe = 0,25.137,99 = 35 mm
mte = 2,5 mm
ubr1 = 4,23

de1 = mtez1 = 2,5.26 = 65 mm
de2 = mtez2 = 2,5.110 = 275 mm
13,29o
76,71o
he = 2htemte + 0,2mte = 2.1.2,5 + 0,2.2,5 = 5,5 mm
hae2 = 2htemte – hae1 = 1,55
hae1 = (hte + xn1cos𝛽)mte = 3,45
hfe1 = he – hae1 = 2,05 mm
hfe2 = he – hae2 = 3,95 mm
dae1 = de1 + 2hae1cosδ1 = 71,72 mm dae2 = de2 + 2hae2cosδ2 = 275,71 mm
𝜋𝑛1 𝑑𝑚1
𝜋. 1455.56,875
𝑣1 =
=
= 4,33 𝑚/𝑠
60000
60000

2.3 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.58 tài liệu [1]:

H = ZM . ZH . Zε .

2.T1.K H . u 2  1
0,85b. d m12 .u

≤ [H]

Trong đó:
- ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.

Tra bảng 6.5 tài liệu [1]: ZM = 274 Mpa1/3
- ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Do xt = x1 + x2 = 0 và  = 0 => Tra bảng 6.12 tài liệu [1]: ZH = 1,76
- 𝑍𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
  hệ số trùng khớp ngang:   =[1,88 – 3,2(1/z1+1/z2)]cos  m = 1,73

14
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Theo 6.59a tài liệu [1]: 𝑍𝜀 = √

4−𝜀𝛼
3

=√

4−1,73
3

= 0,87

- KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.61:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 . 𝐾𝐻𝑣
+ KH = 1,13
+ 𝐾𝐻𝛼 = 1 (bánh răng côn răng thẳng)
+ KHv = 1  VH bdm1 / (2T1K H  K H )
Vận tốc vòng :

v1 

 n1dm1  .1455.56,875
60000



60000

 4,33 m / s

- Theo bảng 6.13 trang 106, chọn cấp chính xác 7. (v < 8)
-Theo công thức [6.64]

 H   H g 0 v d m1

u1  1
u1

 H = 0,006 (tra bảng 6.15 trang107)

Với

g0 = 47 (bảng 6.16)

=>

 H  0,006.47.4,33 56,875.

4,25  1
 10,23m / s
4,25

Vậy

d m1
56,875
 1  10,23.34,4975.
 1,21
2T1K H K H
2.42925,8.1,13.1
b = KbeRe = 0,25.137,99 = 34,4975 mm
KHv = 1 +  Hb

Trong đó:
=>

KH = 1,13.1.1,21 = 1,3673

Suy ra:

 H  274.1,76.0,87 2.42925,8.1,3673

4,252  1
 473,06MPa

0,85.34,4975.56,8752.4,25

Theo 6.1, 6.1a tài liệu [1]:
[  H ]' = [  H ].ZR.Zv.KxH.KHL
= 490,91.1.0,95.1 = 466,4 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

15
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

H > [H] nhưng chênh lệch không quá 4%

Vì

 H  [ H ] 473, 06  466, 4

 1, 41%
H

473, 06
Nên thỏa mãn.
Tính lại chiêu rộng vành răng:
2

 473, 06 
b = KbeRbe(𝐻 /[𝐻 ]) = 0, 25.137,99. 
  35,5 mm
 466, 4 
2

2.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn tại chân răng phải thỏa:
F1 =

2.𝑇1 .𝐾𝐹 .𝑌𝜀 .𝑌𝛽 .𝑌𝐹1
0,85𝑏.𝑑𝑚1 .𝑚𝑡𝑚

≤ [F1]

F2 = F1.YF2 / YF1 ≤ [F2]
Trong đó:
𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝛼 . 𝐾𝐹𝑣 : hệ số tải trọng khi tính toán về uốn
b
35,5

 0, 26
Re 137,99

Với

Kbe =

Tỉ số

K be .u1 0,26.4,25

 0,635
2  K be
2  0,26

Tra bảng 6.21 trang 133 tài liệu [1] ta được: 𝐾𝐹𝛽 = 1,28

KF = 1 (bánh răng thẳng)
K FV  1 

VF bd m1
2T1 K F  K F

Tra bảng 6.15[trang 107 ] :

với VF   F g0v

d m1 (u  1)
(6.68a)
u

 F  0,016

6.16[trang 107 ] : g0 = 47

Suy ra

 F  0,016.47.4,33 56,875.

Thay số

KFV = 1 +  Hb

=>

KF = 1,28.1.1,5 = 1,92

Ta có

  = 1,73

=>

𝑌𝜀 =

1
𝜀𝛼

4,25  1
 27,29m / s
4,25

d m1
27,29.35,5.56,875
 1

 1,5
2T1K F K F
2.42925,8.1,28.1

= 0,578

16
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

𝑌𝛽 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng 𝑌𝛽 = 1
Só răng tương đương

zv1 = z1/cos  1 = 26/cos(13,29) = 26,7 răng
zv2 = z2/cos  2 = 110/cos(76,71) = 478,5 răng

𝑌𝐹1 , 𝑌𝐹2 là hệ số dạng răng và x1 = 0,38, x2 = - 0,38
Tra bảng 6.18 trang 107
YF1 = 3,47

Vậy

F1 =

YF2 = 3,63

2.42925,8.1,92.0,567.1.3, 47
 83, 4 MPa ≤ [F1] =257,14 MPa
0,85.35,5.56,875.2,1875

F2 = 83,4.3,47 / 3,63 = 79,72 MPa ≤ [F2] = 241,71 MPa







Ta thấy  F 1   F 1 và  F 2   F 2
Như vậy độ bền uốn được đảm bảo.



2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải Kqt = Tmax/ Tdn = 2,2
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không được vượt quá
1 giá trị cho phép:
Hmax = H . √𝐾𝑞𝑡 = 473,06.√2,2 = 701,66 ≤ [H]max = 2,8.450 = 1260 MPa
Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hủy tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:
F1max = F1 . Kqt = 83,4.2,2 = 183,48 MPa < [F1]max = 464 MPa
F2max = F2 . Kqt = 79,72. 2,2 = 175,4 MPa < [F2]max = 360 MPa
Như vậy răng thõa mãn điều kiện về quá tải.
3. Tính toán cặp bánh răng trụ cấp chậm:

3.1 Xác định các thông số của bộ truyền:
Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục aw .
Theo công thức 6.15a: aw  K a  u2  1 3

T2 K H 
[ H ]2 u2 ba

Trong đó:
+ Ka là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5[TK1]/94 được Ka = 49,5 (MPa1/3) do răng thẳng
+ T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 173509,6 Nmm
+ Theo bảng 6.6 tài liệu [1] chọn  ba  0,4 (bộ truyền không đối xứng)

17
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

+ Theo bảng 6.16:

Ψ𝑏𝑑 = 0,53Ψ𝑏𝑎 (𝑢 + 1) = 0,53.0,4. (3,8 + 1) = 1,02

+ Theo bảng 6.7: theo sơ đồ 5 => KH = 1,07
Thay số ta có:
3

𝑎𝑤 = 49,5(3,8 + 1)√

173509,6.1,07
= 189,4 (𝑚𝑚)
490,912 . 3,8.0,4

Lấy sơ bộ aw = 190 (mm)
3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Mođun: m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (1,9 ÷ 3,8)
Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 3 (mm)
Theo công thức 6.19 tài liệu [1] số răng bánh nhỏ:
𝑧1 =

2𝑎𝑤
2.190
=
= 26,39. ⇒ Lấy z1 = 26 răng.
𝑚(𝑢 + 1) 3(3,8 + 1)

Số răng bánh lớn : z2 = uz1= 3,8.26 = 98,8. Lấy z2 = 99 răng.
Số răng tổng: zt = z1 + z2 = 125 răng.
Tính lại khoảng cách trục: aw = mzt/2 = 3.125/2 = 187,5 mm
Tỉ số truyền thực : um = z2/z1 = 99/26 = 3,81.
3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:
2.𝑇2 .𝐾𝐻 .(𝑢+1)

H = ZM . ZH . Zε . √

𝑏𝑤 . 𝑑𝑤12 .𝑢

≤ [H]

Trong đó:
- ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 tài liệu [1]: ZM = 274 Mpa1/3
- ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo (6.34): Z H 

2cos b
sin2 tw

Theo (6.35): 𝑡𝑔𝛽𝑏 = 0
Do đó :
ZH = 1,76

Với ∝𝑡 = ∝𝑡𝑤 = 20°

- 𝑍𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
𝜀𝛽 hệ số trùng khớp dọc:

𝜀𝛽 =

𝑏𝑤𝑠𝑖𝑛𝛽
𝑚𝜋

= 0 (𝑑𝑜 𝛽 = 0)

  hệ số trùng khớp ngang:   =[1,88 – 3,2(1/z1+1/z2)]cos 𝛽 = 1,72

Theo 6.36a tài liệu [1]: 𝑍𝜀 = √

4−𝜀𝛼
3

=√

4−1,72
3

= 0,87

- KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39:

𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 . 𝐾𝐻𝑣
18
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

+ KH = 1,07
+ 𝐾𝐻𝛼 = 1 (bánh răng trụ răng thẳng)
+ KHv = 1  VH bdm1 / (2T1K H  K H )
Vận tốc vòng :

v1 

 n2 d w1  .342,5.79,17
60000



60000

 1, 42 m / s

dw1 = 2aw/(u+1) = 2.190/4,8 = 79,17 mm là đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
- Theo bảng 6.13 trang 106, chọn cấp chính xác 9.
-Theo công thức [6.42]:

𝑎

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 𝑔0 𝑣√ 𝑢𝑤

 H = 0,006 (tra bảng 6.15 trang107)

Với

g0 = 73 (bảng 6.16)
 H  0,006.73.1,42

=>

190
 4,4m / s

3,8

Vậy

d w1
79,17
 1  4,4.76.
 1,0713
2T2 K H K H
2.173509,6.1.1.07
b = Ψ𝑏𝑎 aw = 76 mm
KHv = 1 +  H b

Trong đó:
=>

KH = 1,07.1.1,0713 = 1,1463
H = 274.1,76.0,87 .

Suy ra:

2.173509, 6.1,1463.4,8
 430,89 MPa ≤ [H]
76. 79,17 2.3,8

Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo.
3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

F1=

2T1 K F Y Y YF 1
bw d w1m

≤ [F1 ]

F2 = F1 Y F 2 ≤ [F1 ]
Trong đó:

Y F1

(6.43)
(6.44)

Theo bảng 6.7 với Ψ𝑏𝑑 = 1,02 ta có KF = 1,16
Với v = 1,42(m/s) < 2,5(m/s), tra bảng 6.14, cấp chính xác 9 thì KF = 1,37.
Tra bảng 6.15

𝛿𝐹 = 0,016 và bảng 6.16  g0 = 73

Suy ra

 F  0,016.73.1,42

190
 11,73m / s
3,8

19
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

KFV = 1 +  Fb

d w1
79,17
 1  11,73.76.
 1,1279
2T2 K F K F
2.173509,6.1,37.1.16

𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽 . 𝐾𝐹𝛼 . 𝐾𝐹𝑉 = 1,16.1,37.1,1279 = 1,7924

Vậy

  = 1,72

Với

1

𝑌𝜀 = 𝜀 = 0,58

Suy ra

𝛼

Số răng tương đương :
Zv1 = Z1/cos3𝛽 = 26
Zv2 = Z2/cos3𝛽 = 99
Với

Zv1 = 26 ,Zv2 = 99 và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0, tra bảng 6.18 ta có YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6

Ứng suất uốn :

F1 =

2.173509, 6.1, 7924.0,58.1.3,9
 77,94 MPa < [F1] = 257,14 MPa
76.79,17.3

77,94.3, 6
 71,94 MPa < [F2] = 241,71 MPa
3,9
Vậy độ bền uốn được thỏa mãn.

F2 =

3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải Kqt = Tmax/ Tdn = 2,2
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại Hmax không được vượt quá
1 giá trị cho phép:
Hmax = H . √𝐾𝑞𝑡 = 430,89.√2,2 = 639,11 ≤ [H]max = 2,8.450 = 1260 MPa
Đồng thời để tránh biến dạng dư hoặc phá hủy tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại Fmax

tại mặt lượn chân răng không được vượt quá giá trị cho phép:
F1max = F1 . Kqt = 77,94.2,2 = 171,468 MPa < [F1]max = 464 MPa
F2max = F2 . Kqt = 71,94. 2,2 = 158,268 MPa < [F2]max = 360 MPa
Như vậy răng thõa mãn điều kiện về quá tải.

20
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Bảng thông số:
Thông số
Góc profin gốc
Góc ăn khớp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Khoảng cách trục
Chiều cao răng
Đường kính chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Vận tốc trung bình
III.

Bánh dẫn

Bánh bị dẫn
Theo TCVN 1065-71 α = 20°
atw = arccos(acos𝛼/aw) = arccos(187,5.cos(20)/187,5) =21,97
b1 = b2 + 4 = 80
b2 = Ψ𝑏𝑎 aw = 76
ubr2 = 3,81
aw = 187,5 mm
he = 2,25.m = 6,75 mm
d1 = mz1 = 3.26 = 78 mm
d2 = mz2 = 3.99 = 297 mm
da1 = d1 + 2m = 84 mm
da2 = d2 + 2m = 303 mm
df1 = d1 - 2,5m = 70,5 mm
df2 = d2 - 2,5m = 289,5 mm
𝜋𝑛1 𝑑1 𝜋. 342,5.78
𝑣1 =
=
= 1,4 𝑚/𝑠
60000
60000

Tính toán thiết kế trục và then

1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa có 𝜎b = 600 MPa, 𝜎ch = 340 MPa
Ứng suất xoắn cho phép: [𝜎] = 65 MPa
2. Tính sơ bộ đường kính trục:

[𝜏] = 15 MPa

Đối với động cơ 4A132S4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 38 (mm)
Vì trục Ⅰ nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục I phải là:
d1sb = (0,8 ÷ 1,2).dđc = (0,8 ÷ 1,2).38 = 30,4 ÷ 45,6 mm
=> ta chọn: d1sb = 35 mm
Trục ⅠI:
3

𝑇

3

2
d2sb ≥ √ 0,2.[𝜏]
=√

173509,6
0,2.15

= 38,67

=> ta chọn: d2sb = 40 mm
Trục ⅠII:
3

𝑇

3

3
d3sb ≥ √ 0,2.[𝜏]

=√

632780,2
0,2.15

= 59,52

=> ta chọn: d3sb = 60 mm
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Từ đường kính sơ bộ, tra bảng 10.2 tài liệu [1], ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:
d1sb = 35 mm
d2sb = 40 mm




b01 = 21 mm
b02 = 23 mm

21
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

d3sb = 60 mm



b03 = 31 mm

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:
l m12 = (1,4  2,5) d1= (1,4  2,5).35 (mm)
Chọn lm12 = 55 mm
Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:
l m 23 =(1,2  1,4)d 2 =(1,2  1,4).40 (mm)
Chọn l m 23 = 55 mm
Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:
lm13=(1,2  1,4)d1 = (1,2  1,4).35 (mm)
Chọn lm13 = 44 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ:
lm22=(1,2  1,5)d2 = (1,2  1,5).40 (mm)
Chọn lm22 = 80 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:
lm32 =(1,2  1,5)d3 = (1,2  1,5).60 (mm)
Chọn lm32 = 76 mm
Chiều dài mayơ đĩa xích :
lm33 =(1,2  1,5)d3 = (1,2  1,5).60 (mm)
Chọn lm33 = 60 mm
Tra bảng 10.3 trang 189 tài liệu [1]
Chọn k1 = 15 Khoảng cách giữa các chi tiết quay
Chọn k2 = 5

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

Chọn k3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chọn hn = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
4. Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục:
Trục I:
l11 = (2,5 → 3)d1
⟹
Lấy l11 = 52 mm
lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn
Trong đó:
lc12 là khoảng cách côngsôn
 lc12 = 0,5(55 + 21) + 10 + 15 = 69 mm
 l12 = lc12 = -69 (mm)
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5(b01 – b13.cosδ1)
Trong đó:
b13 = bw =35 (mm) là chiều rộng vành răng
 l13 = 52 +15 + 5 + 45 + 0,5(21 – 35cos13,29) = 110 mm
Trục 2:
l22 = 0,5(b02+lm22) + k1 + k2 = 0,5(23+55) + 15 + 5 = 71,5 mm
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos δ2) + k1 = 71,5 + 0,5(55 + 35cos76,71)+15 = 132 mm
l21 = lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 2k2 = 55 + 55 + 23 + 3.15 +2.15 = 208,5 mm

22
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Trục 3:
l31 = l21 = 208,5mm
l32 = l22
lc33 = 0,5.(lm33 + b03) + k3 + hn = 0,5(60 + 31) + 10 + 15 = 70,5 mm
l33 = l31 + lc33 = 292 mm
5. Xác định các lực tác dụng lên trục:
5.1 Lực tác dụng lên bánh răng côn:
Lực vòng:
2𝑇1

Ft1 = Ft2 = 𝑑

𝑚1

=

2.42925,8
56,875

= 1509,5 𝑁

Lực hướng tâm:
Fr1 = Fa2 = Ft1𝑡𝑔𝛼. 𝑐𝑜𝑠𝛿1 = 1509,5. 𝑡𝑔20. 𝑐𝑜𝑠13,29 = 534,7 𝑁
Lực dọc trục:
Fa1 = Fr2 = Ft1𝑡𝑔𝛼. 𝑠𝑖𝑛𝛿1 = 1509,5. 𝑡𝑔20. 𝑠𝑖𝑛13,29 = 126,3𝑁
5.2 Lực tác dụng lên bánh răng trụ:
Lực vòng:
2𝑇2

Ft1 = Ft2 = 𝑑

𝑤1

=

2.173509,6
79,17

= 4383,2𝑁

Lực hướng tâm:
𝑡𝑔𝑎

𝑤𝑡
Fr1 = Fr2 = Ft1 𝑐𝑜𝑠𝛽
= 4383,2. 𝑡𝑔21,97 = 1768,4𝑁

Lực dọc trục:
Fa1 = Fa2 = Ft1𝑡𝑔𝛽 = 0𝑁
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:
Fkn = (0,2 … 0,3)Ft mà Ft =

2𝑇1
𝐷𝑡

Trong đó Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (nối trục vòng đàn hồi). Tra bảng
15.10[TK2]/67 : Dt = 65

Fkn =

Lực xích:

(0,2→0,3)2.42925,8
65

= 330(𝑁)

F𝑟 = F𝑡 . k 𝑥 = 4975.1,15 = 5721,25 N
1. Vẽ sơ đồ và tính các giá trị lực tác dụng lên các bộ truyền:

23
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Trục I

24
SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5


Đồ án thiết kế

GVHD : TS. Lê Thanh Long

Xác định phản lực tại các gối đỡ:
Trong mặt phẳng yOz có:
M1 do Fa1 gây ra có giá trị:
M1=Fa1.dm1/2= 126,3.56,875/2 = 3591,65 Nmm
Phương trình cân bằng tại A:
{∑

−𝑅𝐴𝑦 + 𝑅𝐵𝑦 = 534,7
∑𝐹 = 0
{
𝑀𝑥𝐴 = 0
𝑅𝐵𝑦 .52 + 𝑀1 − 534,7.110 = 0
=> 𝑅𝐵𝑦 = 1062 N ; 𝑅𝐴𝑦 = 527,3 N

Trong mặt phẳng xOz có:
Phương trình cân bằng tại A:
{∑

∑𝐹 = 0
𝑅𝐴𝑥 − 𝑅𝐵𝑥 = −1179,5
{
𝑀𝑦𝐴 = 0
−330.69 − 1509,5.110 + 𝑅𝐵𝑥 .52 = 0
=> 𝑅𝐵𝑥 = 3631,1 N ; 𝑅𝐴𝑥 = 2451,6N

- Xác định chính xác đường kính các đoạn trục:
Mtđ = √𝑀𝑥 2 + 𝑀𝑦 2 + 0,75. 𝑇 2
Momen tương đương tại các tiết diện:

MtđA(11) = √0 + 227702 + 0,75.42925,82 = 43594Nmm
MtđB(12) = √274202 + 883062 + 0,75.42925,82 = 99658,3 Nmm
Mtđ(13) = √3591,652 + 0 + 0,75.42925,82 = 37347,93 Nmm
Vậy tiết diện nguy hiểm ở ổ lăn thứ 2 nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó
Đường kính trục tại các tiết diện:
𝑀𝑡đ

3

d≥ √

Suy ra

0,1.[𝜎]

d12 ≥

3

với d1sb = 35 => [𝜎] = 63 MPa ( tra bảng 10.5 tài liệu [1])

99658,3
 25
6,3

=> d10 ≥ 18,07.1,05 = 18,97 ; d13 ≥ 18,1 ; d11 = d12 ≥ 25.1,05 = 26,25
Theo kết cấu ta chọn đường kính trục như sau:
d10= 20mm; d11=d12 = 30mm; d13 = 20mm

25

SVTH: Nguyễn Ngọc Thiện

Đề số 13 phương án 5