Đồ án chi tiết máy thiết kết hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng nghiêng

І. Chọn động cơ
1. Xác định công suất động cơ
- Cơng suất cần thiết được xác định:
Pt
η

P ct =

Trong đó: Pct: công suất cần thiết của trục động cơ (kw)
Pt: cơng suất tính tốn 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

;

ηbr = 0,98

;

η = 0,992 . 0,96 . 0,98 . 0,99 . 1 = 0,91
Công suất trục tang Pt:
Pt =

F .v
14500.0,42
=
= 6,09 (kw)
1000
1000

Pct =

Pt 6,09
=
= 6,69 (kw)
η 0,91

2. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống:
ut = uh . un
Trong đó:
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 (v/p)
π .D
π .420

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

Tmm
T

≤

Tk
Tdn

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:
Công suất
7.5

Vận tốc
730

Cosφ
0,75

η
86

Tmax /Tdn
2,2

Tk /Tdn
1,4


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 mơmen xoắn và số vịng quay trên các trục động cơ
+ Công suất trên các trục:
- Trục І:
P1 =

Pt
6,09

=
= 6,21 (kw)
η otη ol 0,99.0,99

- Trục ІІ:
P2 =

P1
6,21
=
= 6,4 (kw)
η olη brη kn 0,99.0,98.1

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

n1 =
n2 =

n đc 730
=
= 99,55 (v/p)
uđ
7,64

n1 99,55
=
= 19,91 (v/p)

uh
5

+ Mômen xoắn trên các trục:
P

6,21

6
6
5
1
- Trục Ι : T1 = 9,55.10 . n = 9,55.10 . 99,55 = 5,95.10 (N.mm)
1

P

6,4

6
6
6
2
- Trục П T2 = 9,55.10 . n = 9,55.10 . 19,91 = 3,06.10 (N.mm)
2

P

6,69

6
6
4
đc
- Trục động cơ: Tđc = 9,55.10 . n = 9,55.10 . 730 = 8,75.10 (N.mm)
đc


Trục
Thơng

Động cơ

số
Cơng suất (kw)
Tỷ số truyền
Số vịng quay (v/p)
Mơmen 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
a, Đường kính bánh đai nhỏ chọn theo tiêu chuẩn bảng 4.13 (TTTK)
Chọn

d1 =200 (mm)

- Vận tốc đai:
V =

π .200.730
= 7,64 (m/s)
60000

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
d 1 .(1 − ξ ) 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
π
l = 2a + ( d 2 + d 1 ) +
2
4a
π
(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:
i=

v 7,64
=
= 1,36 ≤ imax = 10
l
5,6

- Tính góc ôm:
α 1 = 180 0 − 57 0.

d 2 − d1
1500 − 200
= 180 0 − 57 0.
= 125,2 0 ≥ 120 0
a
1350

e, Xác định số đai:
Z=

P1 .k đ
[ P0 ].Cα .C u .C z .C l

- 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 (đai)
3,38.0,835.1,14.0,95.1,2

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.Cα .Z

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

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

→

F0 =

780.6,21.1,35
= 341,68 (N)
7,64.0,835.3

- Lực tác dụng lên trục:
α
2

Fr = 2.F0.Z.sin( )
= 2.328,41.3.sin

125,2
= 1749,4 (N)
2

2. Truyền động bánh răng
a, Chọn vật liệu

- Nhãn hiệu thép: 45
- Phương pháp nhiệt luyện: tơi 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)
σ H0 lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.280 + 70 = 630

(MPa)

σ H0 lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.250 + 70 = 570

(MPa)

σ F0 lim1 = 1,8HB1 = 1,8.2280 = 504,5

(MPa)

σ F0 lim 2 = 1,8 HB2 = 1,8.250 = 450

(MPa)

- Theo 6.5:

бFlim = 1,8HB


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 KHL1 = 1

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

[σ H ] = σ H lim .K HL
SH

SH: hệ số an tồn khi tính về tiếp xúc

[σ H 1 ] = 630.1 = 527,72

(MPa)

[σ H 2 ] = 570.1 = 518,18

(MPa)

1,1

1,1

[σ H ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 572,72 + 518,18 = 545,45 (MPa)
2

2


- 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

[σ F 1 ] = 504,5.1.1 = 288

(MPa)

[σ F 2 ] = 450.1.1 = 257,14

(MPa)

1,75

1,75

- Ứng suất quá tải cho phép:

[σ H ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8.504,5 = 1412,6

(MPa)

[σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.580 = 464

(MPa)

[σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8.504,5 = 403,6

(MPa)

3. Tính các kích thước cơ bản của bộ truyền
a, Khoảng cách trục
a w = K a .(u + 1).3

T1 .K Hβ

[σ H ] 2 .u1 .ψ 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)

[σ H ] : ứng suất tiếp xúc cho phép
U: tỷ số truyền
ψ 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 (mm)
527,26 2.5.0,3

Chọn aw = 300 (mm)
b, Xác định các thơng số ăn khớp
- Mơ 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:
Z1 =

a w . cos β 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 β =

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
σ H = Z H .Z M .Z ε .

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 vịng lăn
T1: mơ men xoắn trên trục chủ động (trục 1)
- Theo bảng 6.5 (TTTK):

ZM = 274 (MPa)
tanβb = cosα.tanα
tan α

tan 20

Với α 1 = α tw = arctan( cos β ) = arctan( cos16,26 ) = 20,83
tanβb = cos(20,83).tan(16,26) = 15,24
- Theo 6.34:
ZH =

2. cos β b
=
sin( 2.α m )

2. cos15,24
= 1,7
sin 2.20,83

- Theo 6.37:
εβ =

bw sin β 90. sin 15,24
=
= 1,88
π .m
π .4

- Theo 6.28b:


 1

1 
1 
 1
. cos β = 1,88 − 3,2 +
ε α = 1,88 − 3,2 +
.0,96 = 1,65
Z
Z
24
120



 1
2 


- Theo 6.28:
Zε =

1
1
=
= 0,78
εα
1,65

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

dw =

2.a w 2.300
=
= 100 (mm)
u +1 5 +1

- Ttheo 6.40:
v=

π .d w .n1 π .100.99,55
=
= 0,52 (mm)
60000
60000

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:
v H = δ 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 (mm)
5

- Theo 6.41:
K Hv = 1 +

v H .bw .d w
2.T1 .K Hβ .K Hα

Trong đó:
KHβ: hệ số kể đến sự phân bố khơng 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
→σ H

2.5,95.10 5.1,25.(5 + 1)

= 274.1,7.0,78.
= 511,67 (MPa)
90.5.100 2

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
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 vịng 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 = δ F .g 0 .v.

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

δF: tra bảng 6.15 (TTTK)
g0: tra bảng 6.16 (TTTK)
- Theo 6.46:
K Fv = 1 +

V F .bw d w
1,76.90.100
= 1+
=1
2.T1 .K Fβ .K Fα
2.5,59.10 5.1,1.1,37

Do đó:
KF = KFβ. KFα. KFv = 1,1.1,37.1 = 1,5

1

1

Với εα = 1,65 → Yε = ε = 1,65 = 0,6
α
Β = 16,26 → Yβ = 1 −

16,26
= 0,88
140

- Số răng tương đương:
z1
24
=
= 27,126
3
cos β
0,96 3
z2
120
=
=
= 135,63
3
cos β
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)
σ F1 =

2.5,59.10 5.1,5.0,6.0,88.3,9
= 102,1 (MPa)
90.100.4

σ F 2 = σ F1 .

YF 2
3,6

= 102,1.
= 94,24 (MPa)
YF 1
3,9

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

Tmax
= 2,2
T

σ H 1 max = σ . 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 thơng 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:

Z1 = 24 (mm) ;

Hệ số dịch chỉnh:

x1

Z2 = 120 (mm)
=

0

;

x2 = 0
Đường kính vịng 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 TỐN THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo
- Thép 45 tôi cải thiện có giớ hạn bền δb = 850 (MPa)
- Ứng suất cho phép [ τ ] = 12 ÷ 20 (MPa)
2. Xác dịnh sơ bộ đường kính trục
- Theo 10.9 đường kính trục thứ k:
dk = 3

Trong đó:

Tk

0,2.[τ ]

Tk: mơmen 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:
dΙ = 3

TΙ
5,95.10 5
=3
= 59,67 (mm)
0,2.[τ ]
0,2.14

chọn d Ι = 60 (mm) => b01 = 31 (mm)


- Đường kính trục П:
dΠ = 3

TΠ
3,07.10 6
=3
= 88,69 (mm)
0,2.[τ ]
0,2.22

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:
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 (N)
Ft1 = Ft2 =
d1
100


Fr1 = Fr2 =

Ft1 . tan α tw 11900 . tan 20,83
=
= 4716,16 (N)
cos β
0,96

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)


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 β ( l11 + l12 ) − Fa .

→ Fy11 = −687,367( N )

Chọn lại Fy11 ngược lại chiều đã chọn:

∑F

y

= Fy10 − Fr1 − Fy11 + Fd . cos β = Fy10 − 4716,16 − 1340,1


→ Fy10 = 4063,42( N )

∑M

y10

= − Ft1 .(l11 − l13 ) + Fx11 .l11 + F d . cos β .(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 β = − F x10 + 11900 − 3841,31 − 1124,49


→ F x10 = 6934,2( N )

Biểu đồ lực trục



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 )



5. Tính chính xác các đường kính các đoạn trục
- Theo 10.17:
dj ≥3

M tdj

0,1.[σ ]

[σ ] : ứng suất cho phép

Trong đó:

Mj: mơ men uốn tổng M j = M yj2 + M xj2
Mtdj: mô men tương đương M tdj = M J2 + 0,75M zj2
→d ≥

M y2 + M x2 + 0,75M z2

3

0,1.[σ ]

- 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:
→ d 11 ≥
=

3

3

M y2 + M x2 + 0,75M z2

0,1.[σ ]

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:
→ d 12 ≥
=3

3

M y2 + M x2 + 0,75M z2
0,1.[σ ]

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:
→ d 13 ≥

3

M y2 + M x2 + 0,75M z2
0,1.[σ ]

=

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.[σ ]

=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.[σ ]

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:
→ d 22 ≥
=3

3

M y2 + M x2 + 0,75M z2
0,1.[σ ]

594196,92 2 + 538500,16 2 + 0,75.(3,07.10 6 ) 2
= 82,2(mm)
0,1.50

Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 95 (mm)
+ Tại tiết diện 2-3 lắp ổ lăn 2-1 lấy đồng bộ đường kính với d22
d23 = d22 = 95 (mm)
6. Tính mối ghép then
- Kiểm tra độ bền của then theo công thức;


σd =

2T
≤ [σ d ]
d .l.(h − t1 )

τc =

2T
≤ [τ c ]
d .l.b

Trong đó:

T: mơ men xoắn trên trục
d: đường kính trục
l, b, h, t kích thước then

Theo bảng 9.5 (TTTK) với tải trọng va đập nhẹ có [σd]= 100 (MPa)
[τc]: ứng suất cắt cho phép [τc] =

60...90
= 20..30( MPa)

3

Chọn [τc] = 30 (MPa)
- Trục І:
Theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then:
b = 16(mm)

t1 = 6 (mm)

h = 10(mm)

t2 = 4,3 (mm)

0,25 ≤ r ≤ 0,4

lt = 0,8.lm = 0,8.75 = 60 (mm)

δd =

2T1
2.5,95.10 5
=
= 90,15( MPa)〈[σ d ] = 100( MPa)
d .l.(h − t1 ) 55.60.(10 − 6)

τc =

2T1
2.5,95.10 5
=

= 22,53( MPa)〈[τ c ] = 30( MPa)
d .l..b
55.60.16

→ then đủ bền
- Trục П:
- theo bảng 9.1a (TTTK) với đường kính trục d = 55 ta chọn then:
b = 25 (mm)
t1 = 9 (mm)
h = 14 (mm)
t2 = 5,4 (mm)
0,4 ≤ r ≤ 0,6
lt = 0,8.lm = 0,8.115 = 92 (mm)
δd =

2T2
2.3,07.10 6
=
= 81,67( MPa)〈[σ d ] = 100( MPa)
d .l.(h − t 2 ) 95.92.(14 − 5,4)

τc =

2T2
2.3,0710 6
=
= 28,1( MPa)〈[τ c ] = 30( MPa)
d .l..b 95.92.25

→ then đủ bền

7. kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn
tại các chi tiết nguy hiểm thoả mãn điều kiện:
Sj =

Sj.Sτj
S σ2j + Sτ2j

≥ [S]

- Trong đó:hệ số an tồn cho phép thơng thường [S] = 1,5÷ 2,5


sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
sσj =

σ −1
Kσdj .σ aj + ψ σ .σ mj

sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp
sτj =

τ −1
Kτdj .τ aj + ψ τ .τ mj

Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
σ-1 = 0,436 σb = 0,436.600 = 261,6 MPa
τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58. 261,6 = 151,728 MPa
σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

σmj = 0

σaj = σmaxj =

Mj
Wj

τaj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j
Trong đó Wj : mơmen cản uốn
πd 3j
Đối với tiết diện tròn: W j =
(mm 3 )
32
π .d 3j b.t1 .( d j − t1 )
W
=
−
(mm 3 )
Đối với tiết diện có 1 rãnh then: j
32
2d j
2

Khi trục quanh một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
τ mj = τ aj =

τ max j
Tj
=
2

2W0 j

Trong đó: W0j : mơmen cản xoắn
π .d 3j b.t1 .( d j − t1 )
−
( mm 3 )
Đối với tiết diện có một rãnh then: W0 j =
16
2d j
2

ψσ , ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi,
tra bảng 10.7(TTTK), ta có: ψσ = 0,5

ψτ = 0

Trục І: mặt cắt 1-1lắp bánh răng 1, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mtj cắt 1-3 lắp bánh đai
Trục П: mặt cắt 2-0 lắp khớp nối, mặt cắt 2-1lắp ổ lăn và mặt cắt 2-2 lắp bắnh răng các
ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bắnh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp
then.