Đồ án chi tiết máy bánh răng trụ răng nghiêng (có đầy đủ bản vẽ). contact email: sp.doga.sp@gmail.com để có ưu đãi

I. Néi dung
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Loại hộp: Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng
5

T

v

Tmm = 1,6T1

Tmm

T2 = 0,65T1

T1
T2

t1 = 3,4 h

4

t2 = 4 h
t

3
1

tmm

t1

tck = 8 h

t2
tck

2

1. Động cơ

3. Hộp giảm tốc

2. Bộ truyền đai: thang

5. Băng tải

4.Nối trục

Các số liệu cho trước:
1. Lực kéo băng tải:

F = 10000 N

2. Vận tốc băng tải:

v = 0,38

m/s

3. Đường kính tang:

D = 160

mm

4. Thời hạn phục vụ:

lh = 11000 giờ

5. Số ca làm việc:

2 ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 30 o
7. Đặc tính làm việc: êm


II. YÊU CẦU THỰC HIỆN
Nội dung

TT

Đánh
giá

Số
lượng

Hình
thức

1

A4

1

Lập kế hoạch và phân cơng cơng việc

2

L1.1

1

A4

3

Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số
truyền và mơ men xoắn trên các trục
Tính tốn bộ truyền ngồi hộp giảm tốc

L1.1

1

A4

4

Tính tốn bộ truyền trong hộp giảm tốc

L1.1

1

A4

5

Tính tốn thiết kế trục

L1.1

1

A4

6

Tính chọn ổ đỡ

L1.1

1

A4

7

Tính tốn kết cấu hộp và các chế độ lắp
ghép, bôi trơn
Bản vẽ lắp hộp giảm tốc

L1.1

1

A4

L1.2

1

A0

L1.2

1

A0 + CD

10

Mơ hình 3D hộp giảm tốc trên phần
mềm Inventor
Bản vẽ chi tiết bánh răng hoặc bánh vít

L1.2

2

A3

11

Bản vẽ chi tiết trục

L1.2

2

A3

8
9


1


Mục lục
CHƯƠNG 1. CHỌN ĐỘNG CƠ ................................................................................. 4
1.1. TÍNH CƠNG SUẤT YÊU CẦU CỦA ĐỘNG CƠ............................................... 4
1.2. SỐ VÒNG QUAY SƠ BỘ CỦA ĐỘNG CƠ ........................................................ 4
1.3. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ............................................................................ 5
1.4. TÍNH TỐN CÁC THƠNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC ........................................... 5
CHƯƠNG 2. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI ................................................... 7
2.1. CHỌN ĐAI ........................................................................................................... 7

2.2. TÍNH TỐN CÁC THƠNG SỐ ĐAI ................................................................... 7
2.3. CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN ĐAI ....................................................................... 9
CHƯƠNG 3. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC................................ 10
3.1. CHỌN VẬT LIỆU .............................................................................................. 10
3.2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: ............................................................... 10
3.3. CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN ............................................... 12
3.4. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC............................................. 15
3.5. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN. ..................................................... 16
3.6. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI.............................................................. 17
CHƯƠNG 4. THIẾT KẾ TRỤC ............................................................................... 19
4.1. ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ ...................................................................................... 19
4.2. CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC ................................................................. 19
4.3. TRỤC I ............................................................................................................... 19
4.4. TRỤC II .............................................................................................................. 24
CHƯƠNG 5. TÍNH CHỌN Ổ LĂN .......................................................................... 29
5.1. TRỤC I ............................................................................................................... 29
5.2. TRỤC II .............................................................................................................. 31
5.3. THÔNG SỐ Ổ TRÊN CÁC TRỤC..................................................................... 32
CHƯƠNG 6. THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ: ............................ 34
6.1. TÍNH TỐN THIẾT KẾ VỎ HỘP..................................................................... 34
6.1.1. TÍNH KẾT CẤU CỦA VỎ HỘP ................................................................ 34
6.1.2. KẾT CẤU BÁNH RĂNG ........................................................................... 34
6.1.3. KẾT CẤU CỦA NẮP Ổ .............................................................................. 34
6.2. MỘT SỐ CHI TIẾT KHÁC ................................................................................ 35
6.2.1. CỬA THĂM ................................................................................................ 35
6.2.2. NÚT THƠNG HƠI ...................................................................................... 35
6.2.3. NÚT THỐT DẦU ..................................................................................... 35
6.2.4. QUE THĂM DẦU ....................................................................................... 36
6.2.5. CHỐT ĐỊNH VỊ .......................................................................................... 36
6.2.6. VỊNG MĨC ................................................................................................ 36

2


6.2.7. BÔI TRƠN ................................................................................................... 36
BÔI TRƠN TRONG HỘP ..................................................................................... 36
6.3. BẢNG DUNG SAI LẮP GHEP ......................................................................... 37
TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................................... 51

3


Chương 1. Chọn động cơ
1.1.Tính cơng suất u cầu của động cơ
- Hiệu suất của hệ:
ηℎệ = ηđ .(ô )3 .ℎ .𝑘 = 0,96.(0,99)3 .0,97.1 = 0,903
-

Công suất làm việc (tính trên trục cơng tác):
𝑃𝑡 =

𝐹.𝑉
1000

=

10000.0,38
1000

= 3,8 (kw)

- Cơng suất yêu cầu của động cơ:
𝑃𝑐𝑡 =

𝑃𝑡
ηℎệ

=

3,8
0,903

= 4,2 (kw)

1.2.Số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Tỷ số truyền sơ bộ
u𝑠𝑏 = uđ . uℎ

( chọn uđ = 4; uℎ = 4 theo bảng 2.2 trang 28, 29)

= 4.4 = 16
-

Số vòng quay của trục làm việc
n𝑙𝑣 =

-

60.103 .𝑉
𝜋.𝐷

=

60.103 .0,38
𝜋.160

(v/ph)

Chọn động cơ: 4A132M8Y3 có: 2p = 8; nđb = 750 vg/ph

Kiểu động
cơ
4A132M8Y3
-

( v/ph)

Số vòng quay sơ bộ
n𝑠𝑏 = n𝑙𝑣 . u𝑠𝑏 = 725,7

-

= 45,3

Công
suất
(kw)
5,5

Vận tốc

n(v/ph)

cos 

%

T𝑚𝑎𝑥 /T𝑑𝑛

T𝑘 /T𝑑𝑛

716

0,74

83

2,2

1,8

Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ

+ Công suất
Pđ𝑐 = 5,5 (KW) > P𝑦𝑐 = 4,2 (kw)
+ Momen xoắn cần thiết:
T𝑐𝑡 = 9,55.106

P𝑦𝑐
nđ𝑐 .ηđ𝑐

= 9,55.106

4,2
716.83%

= 67493,43

(N.mm)

+ Mômen quá tải xuất hiện trên trục động cơ khi hệ thống làm việc
T𝑞𝑡 = T𝑐𝑡 .

T𝑚𝑚
T1

(với

T𝑚𝑚
T1

4

= 1,6)


 T𝑞𝑡 = 67493,43.1,6 = 107989,5 (N.mm)
+ Momen xoắn danh nghĩa
Pđ𝑐

T𝑑𝑛 = 9,55.106

nđ𝑐

5,5

= 9,55.106

716

= 73358,94 (N.mm)

+ Momen cực đại trên trục của động cơ
T𝑚𝑎𝑥 = T𝑑𝑛 .

T𝑘
T𝑑𝑛

( với

T𝑘
T𝑑𝑛

= 1,8)

 T𝑚𝑎𝑥 = 73358,94.1,8 = 132046,092

(N.mm)

T𝑞𝑡 = 107989,5 (N.mm) < T𝑚𝑎𝑥 = 132046,092 (N.mm)
Vậy động cơ đã chọn làm việc được

1.3.Phân phối tỷ số truyền
- Theo bảng 2.2 (trang 28, 29) hướng dẫn đồ án chi tiết máy. Chọn tỷ số truyền
sơ bộ của bộ truyền đai: uđ = 4
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động
𝑛
716
uℎệ = đ𝑐 =
= 15,8
 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc
uℎ =

n𝑙𝑣

15,8
4

45,3

= 3,95

1.4.Tính tốn các thông số trên các trục
- Công suất trên trục làm việc
𝐹.𝑣
10000.0,38
P𝑙𝑣 =
=
= 3,8
1000

(kw)

1000

η23 = η𝑘 . ηô = 1.0,99 = 0,99
 P2 =

P𝑙𝑣
η23

=

3,8
0,99

= 3,84 (kw)

η12 = ηℎ . ηô = 0,97.0,99 = 0,96
-

P1 =

P2
η12

=

3,84
0,96

= 4 (kw)

η01 = ηđ . ηô = 0,96.0,99 = 0,95
-

Công suất thực được sử dụng của động cơ: Pđ𝑐 =

-

Số vòng quay trên các trục
nđ𝑐 = 716 (v/ph)
n1 =

nđ𝑐
uđ

=

716
4

= 179 (v/ph)

5

P1
0,95

= 4,21 (kw)

n2 =

n1
uℎộ𝑝

=

179
3,95

= 45,31 (v/ph)

Số vòng qua trên trục làm việc n𝑙𝑣 = n2 = 45,31 (v/ph)
-

Momen xoắn trên các trục

Tđ𝑐 = 9,55. 106 .

Pđ𝑐
nđ𝑐

T1 = 9,55. 106 .

P1

T2 = 9,55. 106 .

P2

n1

n2

T𝑙𝑣 = 9,55. 106 .

= 9,55. 106 .

= 9,55. 106 .
= 9,55. 106 .

P𝑙𝑣
n𝑙𝑣

5,5
716

4
179

= 213407,82 (N.mm)

3,84
45,31

= 9,55. 106 .

= 73358,94 (N.mm)

= 809357,76 (N.mm)

3,8
45,31

= 800926,94 (N.mm)

Trục Động cơ

I

II

Làm việc

Thông số
Tỷ số truyền u
Số vịng quay n, v/ph
Cơng suất P, kW
Mơmen xoắn T, Nmm

4

3,95

716

179
4,21

4

73358,94

213407,82

6

1
45,31
3,84
809357,76

45,31
3,8
800926,94


Chương 2. tính tốn bộ truyền ngồi
(bộ truyền đai)
2.1.Chọn đai
Dựa vào bảng 3.6 trang 38 chọn đai thang thường tiết diện ƃ
Các kích thước tiết diện
𝑏𝑡 = 14 mm
b = 17 mm
h =10,5 mm
𝑦0 = 4,0 mm
Diện tích tiết diện A = 138 𝑚𝑚2
2.2.Tính tốn các thơng số đai
Chọn đường kính bánh đai nhỏ 𝑑1 = 160 mm theo tiêu chuẩn
Vận tốc đai

V=

𝑛𝜋𝐷
60.103

=

716.𝜋.160
60.103

= 6 (m/s)

Kiểm tra điều kiện
V = 6 m/s < 𝑉𝑚𝑎𝑥 = 25 m/s ( thỏa mãn)
Đai thang trên làm vệc được
Tính đường kính bánh đai lớn
𝑑2 =

𝑑1 .𝑈

với ε: hệ số trượt

1−𝜀

lấy ε = 0,02
𝑑2 =

160.4
1−0,02

= 653,06 mm

Chọn 𝑑2 = 630 mm theo tiêu chuẩn
Tỷ số truyền thực thế
𝑈𝑡 =

𝑑2
𝑑2 (1−𝜀)

𝛥U =

𝑈𝑡 −U
𝑈

=

630
160(1−0,02)

. 100% =

= 4,018

4,018−4
4

.100% = 0,45%

𝛥U = 0,45% < 4% ( thỏa mãn điều kiện )

7


Khoảng cách trục sơ bộ
Chọn

𝑎
𝑑2

= 0,95 khi đó a =598,5 mm

Chiều dài dây đai sơ bộ
L = 2a +

𝜋.(𝑑1 + 𝑑2 )
2

+

𝑑2 − 𝑑1
4𝑎

= 2438,12 mm

Chọn L = 2500 theo tiêu chuẩn
λ=LΔ=

𝜋.(𝑑1 + 𝑑2 )

= 2500 -

2

𝑑2 − 𝑑1
2

𝜋.(160+ 630)
2

= 1259,07

= 235

Tính lại khoảng cách trục
a = (λ + √λ2 − 8𝛥2 )/4 = (1259,07 + √1259,072 − 8. 2352 )/4 = 582 mm
góc ơm
𝛼1 = 180 – 57(𝑑2 - 𝑑1 )/a = 180 – 57(630 – 160)/582 = 1340

𝛼1 = 1340 > 𝛼𝑚𝑖𝑛 = 1200 (thỏa mãn điều kiện )
𝑘đ = 1,0
𝐶𝛼 = 1 – 0,002( 180 - 𝛼1 ) = 0,908
𝐶𝑙 = 0,997
𝐶𝑢 = 1,14
𝑃
[𝑃0 ]

=

4,21
2,533

= 1,66

𝐶𝑧 = 0,95
Số đai
Z=

𝑃1 .𝑘đ
[𝑃0 ].𝐶𝛼 .𝐶𝑙 .𝐶𝑢 .𝐶𝑧

=

4,21.1,0
2,533.0,908.0,997.1,14.0,95

= 1,7

Lấy Z = 2 đai ( vì Z nguyên)
-

chiều rộng bánh đai
B = (Z -1).t + 2e = (2 -1).19 + 2.12,5 = 44 mm
Đườn kính ngồi bánh đai

8


𝑑𝑟 = d + 2ℎ0 = 160 + 2.10,5 = 181 mm
2.3.Các lực tác dụng lên đai
Lực căng do lực li tâm sinh ra

𝐹𝑣 = 𝑞𝑚 .𝑉 2 = 0,178.62 = 6,4 N
Lực căng li tâm trên một đai
𝐹0 =

780.𝑃1 .𝐾đ
𝐶.𝐶𝛼 .𝑍

+ 𝐹𝑣 =

780.4,21.1,0
8,04.0,908.2

+ 6,4 = 231,3 N

Lực tác dụng lên trục
𝛼

134

2

2

𝐹𝑟 = 2. 𝐹0 .Z.sin( 1) = 2.231,3.2.sin(

) = 851,65 N

Thơng số

Đai thang thường

Đường kính bánh đai nhỏ

𝑑1 = 160mm

Đường kính bánh đai lớn

𝑑1 = 630mm

Bề rộng bánh đai

B = 44 mm

Chiều dài đai

L = 2500mm

Chiều rộng đai

b= 17 mm

Tiết diện đai

A = 138𝑚𝑚2

Lực tác dụng lên trục

𝐹𝑟 = 851,65 N

9

Chương 3. Tính tốn bộ truyền hộp giảm tốc
3.1.Chọn vật liệu
- Bánh nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện

σb = 850(MPa) ;

σch = 580(MPa)

chọn HB=255.
- Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện

σb = 850(MPa) ; σch = 580(MPa)
chọn HB=245.
3.2.Xác định ứng suất cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc [σH]:
[σH] =

σ Hlim .𝐾𝐻𝐿
𝑆𝐻

Bánh nhỏ
σ0Hlim = 2HB+70=2.255+70=580 (MPa)
𝑆𝐻 =1,1

KHL =

mH NHO
NHE

, với mH = 6 (HB<350)

NHO = 30.H2,4HB =30. 2552,4 =1,8. 107
NHE = 60.c.



3

 T i  .ni.ti =60.179.10000.[(𝑇1)3 . 3,4 + (0,65)3 . 4]
𝑇1
8
8


T
max



= 6,03.107
NHE > NHO

=> lấy NHE = NHO

=> KHL = 1
[σ𝐻 ]1 =580.

1

1,1

=527,27 (MPa)

Bánh lớn
σ0Hlim = 2HB+70=2.245+70=560(MPa)

10


𝑆𝐻 =1,1
NHO = 30.H2,4HB =1,6. 107
NHE = 60.c.



3

 T i  .ni.ti=60.45,31.10000.[(𝑇1)3 . 3,4 + (0,65)3 . 4]
𝑇1
8
8


T max 

= 1,5. 107
NHE > NHO

=> lấy NHE = NHO

=> KHL = 1

[σ𝐻 ]2 =56.

1
1,1

=509,09 (MPa)

- Ứng suất uốn cho phép: [σF] =

σ0Flim.KFC.KFL
SF

+ Bánh nhỏ:
σ0Flim=1,8HB=1,8.255=459(MPa)
𝑆𝐹 =1,75

KFL =

mF NFO
NFE

, với mF = 6 (HB<350)

NFO=4. 106
NFE = 60.c.



mF

 T i  .ni.ti =60.179.10000.[(𝑇1)6 . 3,4 + (0,65)6 . 4]
𝑇1
8
8


T
max



= 4,9. 107
NFE > NFO

=> lấy NFE = NFO
=> KFL = 1

[σ𝐹 ]1=459.

1,1

=262,29 (MPa)

1,75

+ Bánh lớn:
σ0Flim=1,8HB=1,8.245 = 441 (MPa)

11


𝑆𝐹 =1,75
KFC = 1

KFL =

mF NFO
NFE

, với mF = 6 (HB<350)

NFO=4. 106
NFE = 60.c.



mF

 T i  .ni.ti =60.45,31.10000.[(𝑇1)6 . 3,4 + (0,65)6 . 4]
𝑇1
8
8


T
 max 

= 12,5. 106

NFE > NFO

=> lấy NFE = NFO
=> KFL = 1

[σ𝐹 ]2 =441.
- [σH] =

1,1
1,75

=252 (MPa)

[σ𝐻 ]1 +[σ𝐻 ]2
2

=

527,27+509,09
2

=518,18 (MPa)

3.3.Các thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục Sb: 𝑎𝑤
aw = K a U h  1.3

T1.K Hβ

σ H 2 .U h .ψba

Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 được Ka = 43 MPa1/3.
Uh - Là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Uh = 3,95.
T1 - Là mô men xoắn trên trục I ( trục chủ động).
T1 = 213407,82 (Nmm). (Đã tính ở chương 1)
KHβ - Là hệ số xét đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc. Nó phụ thuộc vào vị trí bánh răng đối với ổ và hệ số ψbd .
ψbd = 0,53 ψba (Uh + 1)

12


Tra bảng 6.6 thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 ta chọn
ψbd = 0,53 . 0,4 . (3,95 + 1) = 1,049
Tra bảng 6.7 và nội suy ta được KHβ = 1,06
=> aw = 43. (3,95 +1). √

213407,82.1,06

= 155,4 (mm).

518,182 .3,95.0,4

Chọn aw = 155 (mm)
- Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
𝑑𝑤1 = K d .3

T1 .K Hβ .(U  1)

σ H 2 .U

.ψ bd

ψ bd =0,53. ψ ba (U+1) = 0,53.0,4.(3,95+1) = 1,049

𝐾𝑑 = 63
3

𝑑𝑤1 = 63. √

213407,82.1,06(3,95 + 1)
= 63,5(𝑚𝑚)
(518,18)2 . 3,95.1,03

Lấy 𝑑𝑤1 = 64𝑚𝑚
4. Xác định thông số ăn khớp.
- Mơdun ăn khớp: m = (0,01÷ 0,02) aw
= (0,01÷ 0,02).155
= 1,55 ÷ 3,1
Chọn m=2,5
Chọn 𝛽 = 11∘
- Số răng bánh nhỏ:
Z1 =

2.155.cos(11)
2.aw.cosβ
=
= 24,59
mn.(Uh + 1)

2,5.(3,95+1)

Chọn Z1=25 răng (Z1 nguyên)

13

ψba = 0.4


- Số răng bánh lớn:
Z2=U. Z1=3,95.25= 98,75
Chọn Z2= 99 răng (Z2 nguyên)
Zt = Z1 + Z2=25+ 99= 124
- Tỷ số truyền thực tế:
U=

99
=
25

3,96

Bảng thông số bộ truyền
Thông số

Giá trị
Bánh nhỏ

Bánh lớn

Số răng

Z1 = 25 (răng)

Z2 = 99 (răng)

Đường kính vịng chia

d1 = 63,6(mm)

d2 = 252,13 (mm)

Đường kính vịng đỉnh

da1 = 68,6(mm)

da2 = 255,13 (mm)

Đường kính vịng đáy

df1 = 57,35 (mm)

df2 = 245,88 (mm)

Đường kính lăn

dw1 = 64 (mm)

dw2 = 253,44 (mm)

Đường kính cơ sở

db1 = 59,76 (mm)

db2 = 236,92 (mm)

Mơ đun

m = 2,5 (mm)

Tỷ số truyền

Uh = 3,96

Góc profin răng

𝛼t = 20,370

Góc ăn khớp

αtw = 20 0

Hệ số trùng khớp ngang

𝛼a1 = 29,140
𝛼a2 = 22,570

14

Chiều rộng răng

bw = 70 (mm)

Khoảng cách trục

aw = 155 (mm)

Hệ số dịch chỉnh

x=0

Góc nghiêng răng

β = 110

3.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

σ H  Z M .Z H .Z ε .

2.T1 .K H .U h  1
bw .U h .d w21

Trong đó: ZM – Là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng.
ta có ZM = 234 MPa1/3
ZH – Là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Tra bảng 6.12 thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, ta có ZH =1,74
bw Là chiều rộng vành răng:
bw = ψba. aw = (0,3 ÷0,5) .155
Chọn bw = 70 mm

- Zε

Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Zε =

4  
3

Với εα = [1,88-3,2.( 1  1 )].cos 𝛽

z z
1

1
= [1,88-3,2.(

25

2

1

+

)].cos (11)
99

= 1,68
 Zε =0,873

15


- vH = δH.g0.v.

a
U

w
h

δH = 0,002
g0 =47
v=

𝑛𝜋𝐷
60.103

=

179.𝜋.58,65
60.103

= 0,55 (m/s)

vH = 0,002 . 47 . 0,55 .√

155

3,96

KHV = 1 +

= 0,32

vH.bw.dw1
2.T1.KHβ.KHα

KHβ=1,06 ( nội suy bảng 5.3)
KHα = 1,01 ( nội suy bảng 5.3)
KHV = 1 +


0,499.70.64
2.213407,82.1,06.1,01

=1

KH = KHβ.KHα.KHV = 1,06 . 1,01 . 1 = 1,07
σH = 234 . 1,74.0,873.√

2.213407,82.1,075.(3,95+1)
70.3,95.642

Ta có :
σH = 503,36 MPa < [σH]’ = 518,18 MPa.
 Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.

3.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

σF1 =
Có: vF = δF.g0.v.

2.T1.KF.Yβ.Yε.YF1
bw.dw1.mn

a
U

w
h

= 0,016 . 47 . 0,8936 .√

KFv = 1 +

155
3,95

= 4,2

vF.bw.dw1
2T1.KFβ.KFα

16

= 503,36 (Mpa).


KFβ = 1,124 ( nội suy bảng 5.5 hướng dẫn đồ án chi tiết máy)

KFα = 1,12 ( nội suy bảng 5.13 hướng dẫn đồ án chi tiết máy)
4,2.70.64

KFv = 1 +

2.213407,82.1,124.1,12

=1,035

KF = KFβ.KFα.KFv = 1,124.1,12.1,035 =1,3
1
1
=
= 0,588
εα
1,70

Yε =

Yβ = 1 𝑍𝑉1 =

β
11
=1=0,92
140
140

𝑍1
= 24,43
(𝑐𝑜𝑠𝛽)3

𝑌𝐹1 = 3,857 ( 𝑛ộ𝑖 𝑠𝑢𝑦 5.16)

σF1 =

2.213407,82.1,29.1.0,588.0,92.3,875
70.64.2,5

= 103,05 (Mpa)

Có: σF1 = 103,05 MPa < [σF1] = 262,29 MPa.
=> Bánh răng 1 thỏa mãn điều kiện bền uốn.
YF2
- σF2 = σF1.
YF1
𝑍𝑉2 =

𝑍2
99
=
= 104,66
3
(𝑐𝑜𝑠𝛽)
(𝑐𝑜𝑠11)3

𝑌𝐹2 = 3,6
=> σF2 =

2.809357,76.1,29.1.0,588.0,92.3,875
70.253,44.2,5

= 98,69 MPa

σF2 = 98,69 MPa < [σF2] = 252 MPa.
Bánh răng 2 thỏa mãn điều kiện bền uốn.
3.6.Kiểm nghiệm răng về quá tải
- Kiểm nghiệm quá tải về ứng suất tiếp xúc.
Kqt = 1,4

𝑇1
𝑇1

= 1,4

17


σHmax = σH.

K

qt

= 503,36.√1,4 = 595,58 (MPa)

[σH]max =2,8σch = 2,8.580 = 1624 (MPa)
Có: σHmax = 595,58 MPa < [σH]max = 1624 MPa
- Kiểm nghiệm quá tải về ứng suất uốn.
σF1max = σF1.

K

qt

= 103,05 . √1,4 = 121,93 (MPa)

[σF]max =0,8σch = 0,8.580 = 464 (MPa)
Có: σF1max =121,93 MPa < [σF1]max = 464 MPa
Có: σF2max = σF2.

K

qt

= 98,69. √1,4 = 116,77 MPa

[σF2]max =0,8σch = 464 MPa
Có: σF2max = 116,77 MPa < [σF2]max = 464 MPa
=> Thỏa mãn điều kiện quá tải về ứng suất uốn.

18


Chương 4. Thiết kế trục
Chọn vật liệu
Thép C45 tôi cải thiện [𝜎] = 750 Mpa.
4.1.Đường kính sơ bộ
3

𝑑≥ √

𝑇𝑖
0.2 [𝜏]

Trong đó:
+ 𝑇𝑖 : momen xoắn trục (đã tính ở chương 1)
+ [𝜏] = 26 Mpa.
3 213407,82

𝑑1 = √
3

𝑑2 = √

0,2.26

= 34,49 𝑚𝑚 𝑐ℎọ𝑛 𝑑1 = 35𝑚𝑚

809357,76
= 53,79 𝑚𝑚 𝑐ℎọ𝑛 𝑑2 = 55 𝑚𝑚
0,2.26

4.2.Các lực tác dụng lên trục
𝐹𝑑 = 851,65 𝑁 (đã 𝑡í𝑛ℎ ở 𝑐ℎươ𝑛𝑔 2)
𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =

2𝑇1
2.213407,82
=
= 6710,93 (𝑁)

𝑑1
63,6

𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡1 .

𝑡𝑔𝛼𝑡𝑤
𝑡𝑔 20
= 6710,93.
= 3600,64 (𝑁)
cos 𝛽
cos 11

𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 = 𝐹𝑡1 . 𝑡𝑔 𝛽 = 6710,93 . 𝑡𝑔 11 = 1304,47 (𝑁)
𝑀𝑎1 =

𝑑1
63,6
𝐹𝑎1 =
. 3600,64 = 114500,352 𝑁. 𝑚𝑚
2
2

𝑀𝑡1 =

𝑑1
63,6
. 𝐹𝑡1 =
. 6710,93 = 213407,574 𝑁. 𝑚𝑚
2
2

4.3.Trục I
Ta chọn dsb = 55mm
Theo bảng 7.1 – hướng dẫn đồ án chi tiết máy: chọn b0= 29mm
Chiều dài mayơ : lm13=(1,2÷1,5).d = 69mm
Chiều dài cơng xơn :

19


lc12 = 0,5.(lm13+b0 ) + k1 + h1
= 0,5. (69+29) + 12 + 16 ( tra bảng 7.2 hướng dẫn đồ án chi tiết máy)
= 77 mm
Vậy l12= lc12 = 77mm
+ l13 = 0,5. (lm13 + b0 ) + k1 + k2
= 0,5.(69+29)+12+10 = 71 mm
+ l11 = 2l13 = 142mm
Mặt xoz:
𝐹𝑥 = 0
𝐹𝑑 + 𝐹𝐵𝑥 − 𝐹𝑡1 + 𝐹𝐷𝑥 = 0
{𝑀
↔ {
=
0
−77𝐹𝑑 − 71. 𝐹𝑡1 + 142𝐹𝐷𝑥 = 0
𝑋(𝐵)
↔{

𝐹𝐵𝑥 = 2042,01 𝑁
𝐹𝐷𝑥 = 3817,27 𝑁

Mặt yoz:
{

𝐹𝐵𝑦 + 𝐹𝐷𝑦 −𝐹𝑟1 = 0
𝐹𝑦 = 0
↔ {
−71𝐹𝑟1 + 142𝐹𝐷𝑦 = 0
𝑀𝑌(𝐵) = 0
↔{

𝐹𝐵𝑦 = 652,235 𝑁
𝐹𝐷𝑦 = 652,235 𝑁

Mặt xoy:
M(B) = 0 ↔ MB = T1 = 213407,82 N.mm

20


Đường kính đoạn trục
Vị trí lắp ổ lăn
+ 𝑀𝑡𝑑 = √𝑀𝑥 2 + 𝑀𝑦 2 + 0,75𝑀𝑧 2
=√65577,052 + 0,75. 213407,822 = 196105,9 𝑁. 𝑚𝑚
3

𝑀

3 196105,9

+ đường kính 𝑑 = √ 𝑡𝑑 = √
0,1.[𝜎]

0,1.63

21

= 31,45 𝑚𝑚


Với [𝜎] = 63 (𝑏ả𝑛𝑔 7.3)
Chọn d theo tiêu chuẩn là 35 mm
Vị trí A :
+ 𝑀𝑡𝑑 = √𝑀𝑥 2 + 𝑀𝑦 2 + 0,75𝑀𝑧 2
=√0,75. 213407,822 = 184816,59 𝑁. 𝑚𝑚
3

𝑀

3 184816,59

+ đường kính 𝑑 = √ 𝑡𝑑 = √
0,1.[𝜎]

0,1.63

= 30,84 𝑚𝑚

Do có thêm then nên cần thêm 4% = 32,07 mm
Chọn d theo tiêu chuẩn = 32 mm

Vị trí C :
+ 𝑀𝑡𝑑 = √𝑀𝑥 2 + 𝑀𝑦 2 + 0,75𝑀𝑧 2
=√160809,0372 + 265289,22 + 0,75. 213407,822
= 361102,588 N.mm
3

𝑀

3 361102,588

+ đường kính 𝑑 = √ 𝑡𝑑 = √
0,1.[𝜎]

0,1.63

= 38,5 𝑚𝑚

Do có thêm then nên cần thêm 4% = 40 mm
Chọn d tiêu chuẩn là 40 mm
Kiểm nghiệm bền mỏi :
Dựa vào biểu đồ nội lực ta thấy vị trí lắp bánh răng là nguy hiểm nhất
Kiểm tra

𝑆𝜎𝑐 .𝑆𝜏𝑐
√𝑆𝜎𝑐 .𝑆𝜏𝑐

≥ [𝑆 ]

+ trong đó [𝑆] = 2 𝑀𝑃𝑎
+𝜎−1 = 0,436

+𝜎𝑏 = 0,436.750 = 327

22


+𝜏1 = 0,58. 𝜎−1 = 189,66
Chọn then theo bảng 7.10b : b=12mm , h = 11 mm , t1 =5,5mm
𝜋.𝑑 3

+ 𝑊𝑐 =

32
𝜋.403

=

32

+𝑊0𝑐 =

16

16

+𝜎𝑎𝑐 =

𝑀𝑐
𝑊𝑐

2𝑑

12.5,5.(40−5.5)

−

𝜋.𝑑 3

𝜋.403

=

𝑏.𝑡1 .(𝑑−𝑡1 )

−

−

= 5301.23

𝑏.(𝑑−𝑡1 )
2𝑑

12.5.5.(40−5.5)

−

=

2.40

2.40

36961408
5301,23

= 11584,41

= 69,72

+𝜎𝑚𝑐 = 0
+𝜏𝑚𝑐 = 𝜏0𝑐 =

𝑇

=

2𝑊0𝑐

213407,82
2.11584,41

= 8,71

Dùng phương pháp tiện nội suy bảng 7.5  kx = 1,09
Nội suy bảng 7.7  {

𝜀𝜎 = 0,85
𝜀𝜏= 0,78

Nội suy bảng 7.9  {

𝑘𝜎 = 1,58
𝑘𝜏= 1,8

Tôi cao tần , nội suy bảng 7.5  ky = 1,6
Tra bảng 10.7 – thiết kế dẫn động cơ khí tập 1
{

𝑠𝜎𝑐 =
𝑠𝜏𝑐 =

𝜑𝜎 = 0,1
𝜑𝜏= 0,05

𝑘𝜎𝑑𝑐 =

𝑘𝜎 . 𝑘𝑦
1,58.1.6
=
= 2,69
𝜀𝜎 . 𝑘𝑥 − 1
0,85 + 1,09 − 1

𝑘𝜏𝑑𝑐 =

𝑘𝜏 . 𝑘𝑦
1,8.1,6
=
= 3,31
𝜀𝜏 . 𝑘𝑥 − 1
0,78 + 1,09 − 1

327

= 2,46

2,69.49,5+0,01
189,66

= 6,46

3,31.8,74+0,05.8,74

23