BTL Chi tiết máy: Thiết kế hệ dẫn động xích tải

BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY

TP Hồ Chí Minh, tháng 5 năm 2019

1


2


BẢNG DANH SÁCH NHĨM VÀ PHÂN CƠNG
THỰC HIỆN NHIỆM VỤ

Mục lục
1. Số liệu thiết kế:............................................................................................5
1.1 Chọn động cơ...........................................................................................5
1.2 Phân phối tỉ số truyền...............................................................................6
2. Thiết kế bộ truyền đai thang........................................................................6
2.1 Chọn loại đai............................................................................................7
2.2 Chọn đường kính bánh đai dẫn................................................................7
2.3 Chọn hệ số trượt và xác định tỉ số truyền................................................7
2.5 Vận tốc bánh đai dẫn:...............................................................................8
3


2.6 Góc ơm đai bánh đai nhỏ.........................................................................8
2.7 Các hệ số sử dụng.....................................................................................8
2.8 Thông số các lực tác dụng lên cơ cấu.......................................................9
3. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng..........................10
3.1 Chọn vật liệu bánh răng:........................................................................10

3.2 Xác định ứng suất cho phép:.................................................................11
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:.........................................................13
3.4 Xác định các thông số ăn khớp:.............................................................13
3.4.1 Mô đun:............................................................................................14
3.4.2 Xác định số răng..............................................................................14
3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng.......................................................14
3.4.4 Xác định góc ăn khớp .....................................................................14
3.5 Xác định các thơng số động học và ứng suất cho phép:........................14
3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:.......................................................15
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:....................................................15
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:...........................................................17
3.7 Một số thông số khác của cặp bánh răng trụ răng nghiêng:..................18
4. Thiết kế trục và chọn then.........................................................................19
4.1 Thiết kế trục I và chọn then....................................................................19
4.1.1 Chọn vật liệu....................................................................................19
4.1.2 Đường kính sơ bộ của trục:.............................................................19
4.1.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:........................................19
4.1.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :.....................................19
4.1.5 Chọn then cho trục I:.......................................................................21
4.1.6 Ứng suất xoắn..................................................................................21
4.1.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:...............................................21
4.1.8 Kiểm nghiệm độ bền then:...............................................................22
4.2 Thiết kế trục II và chọn then:.................................................................22
4.2.1 Chọn vật liệu....................................................................................22
4.2.2 Đường kính sơ bộ của trục:.............................................................22
4.2.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:........................................23
4.2.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :.....................................23
4.2.5 Chọn then cho trục II:......................................................................25
4

4.2.6 Ứng suất xoắn..................................................................................25
4.2.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:...............................................25
4.2.8 Kiểm nghiệm độ bền của then:........................................................25
5. Thiết kế ổ lăn cho trục...............................................................................26
5.1 Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục I:..............................................26
5.1.1 Tải trọng động quy ước:..................................................................27
5.1.2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vịng quay:................................27
5.1.3 Khả năng tải động tính tốn:............................................................27
5.1.4 Chọn ổ lăn phù hợp..........................................................................27
5.1.5 Tính tốn lại tuổi thọ làm việc:........................................................27
5.2 Thơng số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục II:.............................................27
5.2.1 Chọn ổ..............................................................................................28
5.2.2 Tải trọng động quy ước:..................................................................28
5.2.3 Thời gian làm việc tính bằng triệu vịng quay:................................28
5.2.4 Khả năng tải động tính tốn:............................................................28
5.2.5 Tính toán lại tuổi thọ làm việc:........................................................28
Tài liệu tham khảo:..........................................................................................29

5


1. Số liệu thiết kế:
-

Lực vịng trên xích tải, F (N): 3000
Vận tốc xích tải, v (m/s) : 3,25
Số răng của xích tải dẫn, Z (răng): 11
Bước xích tải, p (mm) : 110
Thời gian phục vụ, L (năm) : 5

Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ. (Một năm làm việc 300
ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Chế độ tải: , 30 (s) , , 36 (s)
Sai số vịng quay trục máy cơng tác so với u cầu :

1.1 Chọn động cơ
-

Công suất cực đại trên trục xích tải: P = = = 9,75 kW
Cơng suất tương đương trên trục xích tải :
= = 9,75
- Hiệu suất toàn bộ hệ thống:
1 =0,903
Tra bảng ta được:
0,95
= 0,97
=1

= 0,99
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
= kW
- Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ
- Tốc độ quay của trục cơng tác:
v = = (vịng/phút)
- Hệ truyền động cơ khí có bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc 1 cấp nên ta
sơ bộ chọn: 2 ; 4.
-Tỉ số truyền chung sơ bộ là:
=8
= 161,2 (v/p)
 Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:

+ =9,174 kW
= 1289,6 (v/p)
+
 Tra phụ lục, chọn động cơ không đồng bộ 3 pha loại K160M4 với P =
11kW và n = 1740 (vg/ph).

6


1.2 Phân phối tỉ số truyền.
-

Tỉ số truyền của hệ thống: u = = =
Ta chọn :
Công suất trên các trục:
= 10,153 (kW)

-

-

= 10,795 (kW)
Số vòng quay trên các trục:
= 696 (v/p)
= 161,56(v/p)
Momen xoắn trên các trục:

=
=
=

Bảng thơng số tính tốn :
Trục
Cơng suất P (kW)
Tỉ số truyền u
Số vịng quay n (v/p)
Momen xoắn T (N.mm)

Động cơ
10,795

I
10,153
2.5

1740
59248,420

696

II
9,75
4.308
161,560
576333,870

2. Thiết kế bộ truyền đai thang
2.1 Chọn loại đai
- Tỉ số truyền bộ truyền đai đã chọn =2,5
- Công suất truyền từ động cơ: Pđc=10,795 Kw=P1 (P1 là công suất tải của

bánh đai dẫn)
- Số vòng quay của bánh đai dẫn n1=nđc = 1740 ( vòng/phút)
- Dựa vào 2 số liệu đã biết : P1 = 10,795 Kw, n1 = 1740 vòng/phút
ta chọn đai thang thường loại B

7


 Các thông số của đai thang loại B gồm : h0=4,2 mm, h=10,5 mm, t=19
mm, e= 12,5 mm, qm =0,178 kg/m, dmin =125 mm, y0 =4,0 mm, A= 138
mm2,
2.2 Chọn đường kính bánh đai dẫn
-

Đai loại C có đường kính tối thiểu bánh đai dmin=125 mm
Chọn đường kính bánh đai nhỏ (bánh đai dẫn) d1=1.2×dmin= 150 mm
(theo tiêu chuẩn chọn d1=180 mm)

2.3 Chọn hệ số trượt và xác định tỉ số truyền
-

-

Chọn hệ số trượt tương đối ξ =0,01-0,02. Chọn hệ số trượt tương
đối ξ =0,01. Ta tính được đường kính bánh đai lớn theo cơng thức:
d2 = uđ×d1×(1- ξ)=2.5×180×(1-0,01)= 445,5 (mm)
Chọn theo tiêu chuẩn d2= 450 mm
Tỷ số truyền:

Giá trị tính tốn sai lệch với giá trị chọn trước ×100=1.01% (Sai số

chấp nhận được)
2.4 Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai
- Công thức xác định khoảng cách trục
-

-

0,55(d1+d2)+h ≤ a ≤ 2(d1+d2)
<=> 0,55(180+450)+10,5 ≤ a ≤2(180+450)
<=> 357 ≤ a ≤1260 (mm)
Chọn sơ bộ a=1,2.d2= 540 mm khi uđ=2
Chiều dài tính tốn của đai

Chọn L = 2800 mm = 2,8 m (để tăng tuổi thọ đai)
2.5 Vận tốc bánh đai dẫn:
=
-

Số vòng chạy của đai trong 1 giây

-

Vì vậy điều kiện được thỏa.
Tính tốn lại khoảng cách trục

8


Giá trị a vẫn thỏa mãn nẳm trong khoảng cho phép
2.6 Góc ơm đai bánh đai nhỏ

=

2.7 Các hệ số sử dụng
-

Hệ số xét đến ảnh hưởng cũa góc ơm đai:

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:
= 1 – 0,05(0,01) = 0,92

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng cũa tỷ số truyền u:
Cu = 1.14 vì ( uđ = 2,5 ≥ 2,5)

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz =0,95 ( giả sử có 2-3 dây đai)

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,8 (làm việc 2 ca, tải
va đập nhẹ)

-

Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

-

-

Từ số liệu v1 = 16,4 m/s, d1=180 mm tra theo bảng 4.19 (Giáo trình Cơ
sở thiết kế máy-Nguyễn Hữu Lộc trang 162, 163), kết hợp phương
pháp nội suy ta chọn được [P0]= 4,88 kw
Số dây đai

Chọn Z = 3 đai  thỏa mãn số dây đai giả sử ban đầu
Chiều rộng bánh đai

9


-

Đường kính ngồi của các bánh đai:

2.8 Thơng số các lực tác dụng lên cơ cấu
-

Lực căng đai ban đầu trên 1 dây đai

Với qm tra bảng ta có đai loại B là 0,178 ( kg/m )
-

Lực vịng có ích trên mỗi đai
=

-

Lực tác dụng lên trục:
Fr = 2zF0sin(

-

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
Với

-

Tuổi thọ của đai:

Kết quả tính tốn:
Loại đai chọn
Đường kính bánh đai dẫn
Đường kính bánh đai bị dẫn
Khoảng cách trục
Góc ơm bánh đai nhỏ
Chiều dài dây đai
Số dây đai
Chiều rộng bánh đai
Đường kính vịng ngồi bánh
đai
Tuổi thọ đai

-

Đai loại B

180 mm
450 mm
895 mm
162,80
2,8 m
3 đai
63 mm
Bánh nhỏ 188,4 mm
Bánh lớn 458,4 mm
1052,87 giờ

10


3. Tính tốn thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng
Thông số yêu cầu:
 P = = 10,153 (kW)
 139312 (Nmm)
 696 (vg/ph)
 u = 4,308
 24 000 (h)
3.1Chọn vật liệu bánh răng:
Tra bảng 6.1[1](trang 92), chọn:
 Vật liệu bánh lớn
 Nhãn hiệu thép: thép 45
 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
 Độ rắn HB = 192...240 , chọn 230
 Giới hạn bền 750 (MPa)
 Giới hạn chảy 450 (MPa)







 Vật liệu bánh nhỏ
Nhãn hiệu thép: thép 45
Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
Độ rắn HB = 241...285 , chọn 245
Giới hạn bền 850 (MPa)
Giới hạn chảy 580 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép:

 Chọn sơ bộ
 hệ số an tồn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
Tra bảng 6.2[1](trang 94) được
- Bánh chủ động ;
- Bánh chủ động ;
 ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

11


- Bánh chủ động:

- Bánh bị động:

 hệ số tuổi thọ.
- bậc của đường cong mỏi. Bánh răng có HB < 350,
- số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.
* Bánh chủ động
* Bánh bị động
- số chu kỳ thay đổi ứng suất.
* c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, c = 1
* n: vận tốc vòng của bánh răng.
* : tổng số giờ làm việc của răng,
-

Bánh chủ động

 Suy ra lấy
do đó
Suy ra (lấy ,do đó
- Bánh bị động
Suy ra lấy ,do đó
Suy ra (lấy do đó

12


Thay số vào công thức được:
- Bánh chủ động
- Bánh bị động
Với bộ truyền bánh răng trụ nghiêng
Ứng suất quá tải cho phép:

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:







hệ số phụ thuộc loại vật liệu làm bánh răng.
momen xoắn trên trục chủ động.
: ứng suất tiếp xúc cho phép.
u: tỷ số truyền. u = 4,308
hệ số chiều rộng vành răng. Chọn

 hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1](trang 98) với 0,8 , sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 và HB < 350, được:
Thay số được
Chọn 175 (mm)
3.4 Xác định các thông số ăn khớp:
3.4.1 Mô đun:
Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọn theo tiêu chuẩn. = 2,5 (mm)
3.4.2 Xác định số răng
Chọn sơ bộ => cos
Chọn

( phải lớn hơn 17)

Chọn
Tỷ số truyền thực tế
Sai lệch tỷ số truyền
Nếu >4%
13

3.4.3 Xác định góc nghiêng của răng

3.4.4 Xác định góc ăn khớp
Góc nghiêng của răng trên hình trục cơ sở

3.5 Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép:
Tỷ số truyền thực tế
Đường kính vịng lăn
Vận tốc vịng của bánh răng
=
Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ. Sau khi xác
định được vật liệu, các kích thước và thơng số động học của bánh răng, cần
phải xác định chính xác ứng suất cho phép.
Trong đó:
 và là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính được ở mục 2.
 : hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Từ dữ liệu trong trang 91 và
92 chọn:
: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Vì 5 (m/s),
hệ số xét ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Chọn
hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất
(m)
Với m là mô đun =





 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
Thay số được
Bánh chủ động:

14


Bánh bị động:

3.6Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng. (
 : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
 hệ số trùng khớp. Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang và hệ số trùng khớp dọc
- hệ số trùng khớp ngang
- hệ số trùng khớp dọc
Vì thì
 hệ số tải trọng
- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng
( đã xác định ở mục 3).
- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời
ăn khớp.
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Trong đó theo bảng 6.15[1], , theo bảng 6.16[1], .
Thay số được:
 chiều rộng vành răng.
0,3.175 = 52,5 (mm)
Làm tròn ( số nguyên )
 đường kính vịng lăn (đã tính ở mục 5).

Thay số được

 Trường hợp = 470,6 (MPa)
- Kiểm tra:
15


Ta tính lại bề rộng vành răng:
Chọn
3.6.2 Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

 và là ứng suất uốn cho phép đã tính ở mục 5.
 : hệ số tải trọng khi tính về uốn
- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7[1](trang 98) với và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6, được :
- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời
ăn khớp.
- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Trong đó theo bảng 6.15[1], , theo bảng 6.16[1],
Thay số được:
- Với ,
- Với
- Số răng tương đương:
Theo bảng 6.18[1] ta được ,
Thay các giá trị vừa tính được vào cơng thức trên:

3.7Một số thông số khác của cặp bánh răng trụ răng nghiêng:
Đường kính đỉnh răng :
Đường kình chân răng:

Lực vịng:
Lực hướng tâm: 3 (N)
Lực dọc trục:
16


Tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:
Thông số
Khoảng cách trục
Số răng

Ký hiệu

Mơ đun pháp
Góc nghiêng của răng
Chiều rộng vành răng
Đường kính vịng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Lực ăn khớp
Lực vòng
Lực hướng tâm
Lực dọc trục

4.

Thiết kế trục và chọn then
4.1 Thiết kế trục I và chọn then

 Thơng số đầu vào để tính trục I:

-Cơng suất truyền của trục 1: P1=10.153 kW
17


-Mơ-men xoắn trục 1: T1=139312 Nmm
-Số vịng quay trục 1: n1=696 v/p
-Mơmen xoắn của trục 2: T2=Nmm
-Số vịng quay trục 2: n2= 161,56 v/p
4.1.1 Chọn vật liệu
C35, [] = 20 MPa, [σ] = 50 Mpa
4.1.2 Đường kính sơ bộ của trục:
Tại vị trí lắp bánh đai:
- Vì tại vị trí này có mối lắp then nên 32,86 +0,05. 32,86 = 34,5 (mm)
- Theo tiêu chuẩn chọn =36 mm
4.1.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:
- Khoảng cách giữa các ổ lăn: l = + 2x+ w
Trong đó:
• = = 60 mm;
• x = 10 mm – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc;
• w = 40 mm(w = 30÷60 khi T1 = 100÷200) Bảng 10.3
Suy ra: l = 60+2.10+40 = 120 mm - Khoảng cách f = 90 mm (f khơng nhỏ hơn
60÷90 khi T1 = 100÷200)
4.1.4 Vẽ biểu đồ mơment uốn và mơment xoắn :
- Lực vòng trên bánh dẫn: Ft = N
- Lực hướng tâm trên bánh dẫn: Fr1 = N
- Lực dọc trục: Fa = N
- Lực trên bánh đai: Frd = N
Tìm các phản lực tác dụng lên trục :
Chọn chiều lực tác dụng lên trục như hình vẽ:
Trên mặt phẳng Oyz :

Moment tác dụng vào trục x:
= Ma1 + Fr1.0,5.l + RBy.l - Fr.(l+f) = 0
 722,4. - .210 + .+ RBy .120 = 0
 RBy = 1831,7 (N)
∑ �� = -Frd + RBy + Fr1 + RDy = 0
 RBy + RDy = Frd - Fr1 = 1650,9 – 1560,3 = 90.6 N
 RDy = 90,6 - RBy = 90,6 – 1831,7 = -1741,1 (N)
Trên mặt phẳng Oxz :
Moment tác dụng vào trục y:

∑ = -RDx + Ft1 –RBx = 0
18


 RDx = Ft1 – RBx = 4225.5 - 2111.25 = 2111,25 N
Từ biểu đồ mơmen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C.
Với :
MxC =109902 Nmm
MyC = 126675 Nmm
MzC = T = 139312 Nmm
Mômen uốn tại C:
(Nmm)
Moment tương đương tại các vị trí:
= 206593,5(Nmm)
= 188268.7 (Nmm)
= 120647.7 (Nmm)
Kiểm nghiệm lại đường kính tại các vị trí đã chọn:
Vì tại C có gắn thêm then nên:
105%.34,6 = 36,3 (mm)
Chọn = 42 (mm)

Như vậy giá trị đường kính tại các vị trí đã chọn thỏa điều kiện
4.1.5 Chọn then cho trục I:
- Tại vị trí A (d=36mm) ta chọn then có chiều rộng b=10 mm, chiều cao h=8
mm, chiều sâu rãnh then trên truc t1=5 mm, chiều sâu rãnh then trên may ơ t2=3,3
mm.
- Tại vị trí C (d=42mm) ta chọn then có chiều rộng b=12 mm, chiều cao h=8
mm, chiều sâu rãnh then trên truc t1=5 mm, chiều sâu rãnh then trên may ơ t2=3,3
mm.
- Khi đó, tại vị trí C nguy hiểm nhất :
W = = = 6592,72
Moment uốn tại C:
(Nmm)
=0 (Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng)
4.1.6 Ứng suất xoắn

Với moment cản xoắn:
W = = = 13569,29
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:
4.1.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:
19


Theo bảng 10.9, ta chọn Kσ = 1,75 với σb = 510 MPa ≤ 600 MPa và K = 1,5.
- Theo bảng 10.4, ta chọn  = 0,84 và  = 0,78.
- Hệ số   = 0,1 và  = 0,05
Giới hạn mỏi của vật liệu :
−1 = 0,4.� = 204 MPa; −1= 0,22.�= 112,2 MPa
Xác định hệ số an tồn tại B:
Hệ số an tồn:
s=

Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện C được thỏa
4.1.8 Kiểm nghiệm độ bền then:
- Vật liệu : thép 45Cr ;
- Với đường kính trục d = 36 mm, ta chọn then bằng có kích thước mặt cắt
ngang bxh = 10x8 ; chiều sâu rãnh then trên trục t = t1= 5 mm và trên mayơ t2
= 3,3 mm ; chiều dai then chọn l = 56 mm.
- Chiều dài l= 0,8.B = 0,8.63 = 50,4 mm (chọn tiêu chuẩn l=50 mm)
- Kiểm tra độ bền dập :
-Kiểm tra độ bền cắt :
< []=90 Mpa
Vị trí lắp bánh răng :
- Với đường kính trục d = 42 mm, ta chọn then bằng có kích thước mặt cắt
ngang bxh = 12x8 ; chiều sâu rãnh then trên trục t = = 5 mm và trên mayơ = 3,3
mm ; chiều dai then chọn l = 100 mm.
- Kiểm tra độ bền dập :
-Kiểm tra độ bền cắt :
< []=90 Mpa
 �ℎ�� �ạ� �ị ��í �ắ� �á�ℎ �ă�� �ℎỏ� đ�ề� ��ệ� �ền
4.2 Thiết kế trục II và chọn then:
Ta có : Ttt = kT=1,25.=720.,41 Mpa
Với k là hệ số chế độ làm việc
4.2.1 Chọn vật liệu
C35, [] = 20 MPa, = 30 Mpa
4.2.2 Đường kính sơ bộ của trục:
Theo tiêu chuẩn chọn: = 55 (mm)
- Theo bảng 11.6 sách bài tập, ta chọn nối trục đàn hồi:

20

55

140

100

25

45

18

42

8

35

36

Kiểm tra nối trục:
Kiểm tra độ bền dập chốt và cao su :
Kiểm tra độ bền uốn:
Lực tác dung lên trục tại khớp, nối trục :
- Chọn nối trục vòng đàn hồi.
- Với Do = 140 mm
- Lực vòng tác dụng qua các tâm chốt :
-Lực tác dụng lên trục:
4.2.3 Chọn kích thước dọc trục theo chiều dài:
Khoảng cách giữa các ổ lăn: l = l1 + 2x+ w

Trong đó:
• l1 = b1 = 60 mm
• x = 5 mm – khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp giảm tốc
• w = 50mm (Bảng 10.3)
 Suy ra: l = 60 +2.5 + 50 = 120 mm
Khoảng cách f = 100 mm
4.2.4 Vẽ biểu đồ môment uốn và môment xoắn :
- Lực vòng trên bánh dẫn: Ft = N
- Lực hướng tâm trên bánh dẫn: Fr1 = N
- Lực dọc trục: Fa = N
Lực nối trục:
Suy ra độ lớn của lực nối trục là:

Tìm các phản lực tác dụng lên trục :
Trên mặt phẳng Oyz :
= -Ma1 - Fr1. + RA1y.l = 0
-722,4. - . + RAy .120 = 0
RA1y = 1635,2 (N)
∑ �� = RA1y - Fr2 + RC1y = 0
RC1y = Fr2 - RA1y = 1560,3 – 1635,2 = -74,9 (N)
Trên mặt phẳng Oxz :
Moment tác dụng vào trục y:
21


= -Ft2. - RA1x.l - = 0
-4225,5.95 - RA1x.120 – 2470.100 = 0
∑ = -RA1x - Ft2 –RC1x + = 0
RC1x = -Ft2 – RA1x + = -4225,5 + 5403,9+ 2470 = 3648 N
Từ biểu đồ mơmen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B1.

Với :
MxB1 =98112 Nmm
MyB1 = 324234 Nmm
MzB1 = T = Nm
Mômen uốn tại B:
(Nmm)
Moment tương đương tại các vị trí:
= 603219,9 (Nmm)
= 556892,8 (Nmm)
= 120647.7 (Nmm)
Kiểm nghiệm lại đường kính tại các vị trí đã chọn:

Như vậy giá trị đường kính tại các vị trí đã chọn thỏa điều kiện
4.2.5 Chọn then cho trục II:
-Tại vị trí B (d=65 mm) ta chọn then có chiều rộng b=18 mm, chiều cao
h=12 mm, chiều sâu rãnh then trên truc t1=8 mm, chiều sâu rãnh then trên
may ơ t2=5,4 mm.
- Khi đó, tại vị trí B1 nguy hiểm nhất :
W = = = 23362,4 mm3
Mômen uốn tại B1 :
(Nmm)
σa = = = 14,5 MPa
σm=0 (Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng)
4.2.6 Ứng suất xoắn
= = = 6,1 MPa
Với mômen cản xoắn:
W0 = = = 50323,6 mm3
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều:
a = m = = Mpa
22

4.2.7 Kiểm nghiệm then theo độ bền mỏi:
-Theo bảng 10.9, ta chọn Kσ = 1,75 với σb = 510 MPa ≤ 600 MPa
và K = 1,5.
-Theo bảng 10.4, ta chọn = 0,73 và = 0,72.
-Hệ số = 0,1 và = 0,05
-Giới hạn mỏi của vật liệu :
= 0,4. = 204 MPa; = 0,22.= 112,2 MPa
-Xác định hệ số an toàn tại B :
= 9,46
= 30,5
Hệ số an toàn :
s = = = 9,04 >  
Do đó điều kiện bền mỏi của trục tại tiết diện B được thỏa.
s  1,5 �2, 5

4.2.8 Kiểm nghiệm độ bền của then:
-Vật liệu : thép 45Cr ;
-Với đường kính trục d = 65 mm, ta chọn then bằng có kích thước
mặt cắt ngang bxh = 18x11 ; chiều sâu rãnh then trên trục t = t1= 8
mm và trên mayơ t2 = 5,4 mm ; chiều dai then chọn l = 100 mm.
-Kiểm tra độ bền dập :
σd = = = =49,2 MPa
  130 �180
σd <  d 
MPa (chế độ làm việc trung bình)
-Kiểm tra độ bền cắt :
= = = = 9,85 MPa < [] = 90 MPa
(va đập nhẹ)



5. Thiết kế ổ lăn cho trục
5.1 Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục I:
-Lực dọc trục: Fa1=722,4 N
-d1 = 40 mm
-Lh= 24000 giờ
-Số vòng quay: nI=696 vg/phút
Thiết kế ổ lăn trên trục I
-

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
FrB = = = 2795,1 N
Tải trọng tác dụng lên ổ D:
FrD = = = 2736,6 N

23


Vì FrB �FrD nên tính tốn theo FrB
Tỉ số < 0,3 (Do vòng trong của ổ lăn quay nên chọn hệ số V =1 ) nên ta
chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy.
-

-

Ta có < emin = 0,3 nên ta suy ra hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục
lần lượt là X=1, Y=0 .
Đường kính trong d =40mm, suy ra 2 chữ số cuối của kí hiệu ổ lăn là 40.

-

Ta chọn trước cỡ ổ nhẹ có kí hiệu 46208 có [ C ] = 28900 N, C0 = 21700
0
N (phụ lục 9.3 - sách bài tập),   12
Ta có:

, chọn e = 0,34 , theo bảng 11.3
- Thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên:
S1 = e. = 0,34. 2795,1 = 950,3 N
S1 = e. = 0,34. 2736,6 = 930,4 N

-

Vì S1 > S2 và Fa > 0 do đó tải trọng dọc trục tính tốn đối với ổ bên trái
( bảng11.1 )

-

Đối với ổ trái: Fa1 = S1=950,3 N

-

Đối với ổ phải: Fa2 = S1 + Fa = 950,3+ 722,4 = 1672,7 N
 Ta chọn ổ theo ổ bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn

Hệ số do tải trọng tĩnh , do, và do do vòng trong quay
5.1.1 Tải trọng động quy ước:
Q = ( XVFr + YFa ).N
5.1.2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vịng quay:

5.1.3 Khả năng tải động tính tốn:
=2567,53. = 25694,46 N
5.1.4 Chọn ổ lăn phù hợp
Vì [C]= 30400 N nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ ổ nhẹ là hợp lý.
Kí hiệu ổ
46208

d, mm
40

D, mm
80

B, mm
18

C, N
28900

C0, N
21700

r
2

5.1.5 Tính tốn lại tuổi thọ làm việc:
24

= = 34149,66 ( giờ )  Thỏa mãn yêu cầu

5.2 Thông số đầu để thiết kế ổ lăn cho trục II:
-Lực dọc trục: Fa2=722,4 N
-d2= 55 mm
-Lh= 24000 giờ
-Số vòng quay: nII=161,56 vg/phút
Thiết kế ổ lăn trên trục II
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
FrA = = = 5645,9N
Tải trọng tác dụng lên ổ D:
FrC = = = 3648,8N
Vì FrA > FrC nên tính tốn theo FrA
Đường kính trong d =60 mm,suy ra 2 chữ số cuối của kí hiệu ổ lăn là 12.
5.2.1 Chọn ổ
Do có lực dọc trục nên ta chọn trước là ổ bi đỡ 1 chặn, kí hiệu là 212, cỡ ổ
là cỡ nhẹ lúc đầu của ông là d = 60 nên ký hiệu là 46212
Thông số loại ổ này là: [C]= 45,4 kN, [C0 ] = 36,8 kN (tra bảng phụ lục
trang 263. Sách Trịnh Chất)
Ta có = = 0,128 < emin = 0,3 nên ta suy ra hệ số tải trọng hướng tâm và
dọc trục lần lượt là X=1, Y=0 .
5.2.2 Tải trọng động quy ước:
Q = ( XVFr + YFa ). N
5.2.3 Thời gian làm việc tính bằng triệu vịng quay:

5.2.4 Khả năng tải động tính tốn:
=5645,9. = 34721,87 N
Vì [C]= 45400 N nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, cỡ ổ nhẹ là hợp lý.
Kí hiệu ổ
46212

d, mm
60

D, mm
110

B, mm
22

C, N
45400

C0, N
36800

r
2,5
25