ĐẠI HỌC QUỐC GIA
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH


ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
ĐỀ 1- Phương án 5
LỚP L09-HK 211
Giảng viên hướng dẫn: Thầy Phạm Minh Tuấn
Sinh viên thực hiện: Huỳnh Chí Tài- MSSV: 1910504
Phạm Cao Tâm- MSSV:1915029
Thành phố Hồ Chí Minh – 2021


ĐỀ TÀI
Đề số 1: Thiết kế hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray trục
Phương án: 5

Hệ thống dẫn động gồm:
1: Động cơ điện

2:Nối trục đàn hồi

4:Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp
5: Đường ray

6: Bánh xe

Số liệu thiết kế :
Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )

Lực cản của đường ray , F (N)

2400N

Vận tốc vịng, v (m/s)

1,25m/s

Đường kính bánh xe ,D mm

400mm

Thời gian phục vụ, L năm

6 năm


MỤC LỤC
Trang
MỤC LỤC…………………………………………………………………..…….3
LỜI NĨI ĐẦU………………………………………………………………..…..6
Phần 1: XÁC ĐỊNH CƠNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ ………………………………………………………………...7
1.2 Phân phối tỷ số truyền………………………………………………………...8
1.3 Bảng thông số kỹ thuật……………………………………………………….9
Phần 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY……………………...10
2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG………………………………….10
2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )……………………………..10
2.1.1.1. Chọn vật liệu………………………………………………….…10
2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép :………………………………….…10

2.1.1.3. Xác định các thông số ăn khớp :………………………………..12
2.1.1.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:…………………………………….13
2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:………………………………..13
2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá tải :………………………………………...14
2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp ………………...14
2.1.2.1. Chọn vật liệu……………………………………………………..14
2.1.2.2 Xác định ứng suất cho phép :……………………………………..15
2.1.2.3. Xác định các thông số ăn khớp …………………………………16
2.1.2.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:……………………………………..16
2.1.2.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:………………………………...17
2.1.2.6.Kiểm tra răng về quá tải :………………………………………....17
2.2. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN……………………………………....19
2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục………………20
2.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực…………….20
2.2.3 Phân tích lực trên bộ truyền …………………………………….….21
2.2.4.Chọn và kiểm nghiệm then:………………………………………...25
2.2.5. Kiểm nghiệm độ bền trục:……………………………………….…27
3


2.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN: …………………………………………………. ..30
2.3.1 Trục I………………………………………………………………..30
2.3.2 Trục II:……………………………………………………………...32
2.4 TÍNH TỐN NỐI TRỤC ………………………………………………..33
Phần 3 : CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ
LẮP GHÉP
1. CHỌN THÂN MÁY……………………………………………………..34
2. CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP: ……………..36
3. CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC…………………………………………….39
4. BẢNG TỔNG KẾT BULONG………………………………………….41

5. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP…………………………………………….41

4


LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai
trị hết sức quan trọng đối với đời sống con người. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật
chính là làm tăng năng suất lao động đồng thời nó cũng góp phần khơng nhỏ
trong việc thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an tồn cho họ trong quá trình làm việc. Các hệ thống cơ khí chính là sự
thay thế tuyết vời cho sức người trong việc tự động hóa sản xuất và tăng năng
suất lao động. Kết hợp với việc điều khiển chúng, ta sẽ góp phần vào cơng cuộc
tự động hóa hiện đại hóa mà đất nước Việt Nam đang thực hiện.
Hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray cầu trục là hệ thống di chuyển vật
nặng hoặc cồng kềnh phía trên nhà xưởng thay vì di chuyển theo lối đi trên sàn
nhà là thiết bị có khả năng nâng lên, hạ xuống và di chuyển vật nặng từ nơi này
sang nơi khác. Hệ thống được sử dụng phổ biến để di chuyển nguyên vật liệu
phục vụ sản xuất, lưu kho hàng hóa, bốc xếp hàng hóa trong nhà xưởng, phục vụ
kho bãi ngoài trời, phục vụ tại các ga tàu hoặc bến cảng.

5


Hệ thống dẫn động xe tải trên đường ray cầu trục là một mơn học giúp cho
sinh viên có những kiến thức cơ bản về việc thiết kế các hệ thống truyền động cơ
khí, để từ đó có cách nhìn về hệ thống sản xuất, về việc điều khiển các hệ thống
tự động trong các nhà máy, xí nghiệp hay phân xưởng.
Trong phạm vi đồ án, các kiến thức từ các môn cơ sở như Nguyên Lý Máy, Cơ lý
thuyết, Vẽ kỹ thuật…được áp dụng giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về một

hệ thống dẫn động cơ khí. Từ đây, cộng với những kiến thức chuyên ngành, em
sẽ tiếp cận được với các hệ thống thức tế, có được cái nhìn tổng quan hơn để
chuẩn bị cho đồ án tiếp theo và luận văn tốt nghiệp.

6


Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ :
1.1.1 Chọn hiệu suất của động cơ
Hiệu suất truyền động của hệ thống:

Với :

η = ηbr1 ηbr2 ηnt η3ol =0,97.0.94.0,98.0.9953 =0,8802

ηbr1 = 0,97 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của

hộp giảm tốc 1 cấp ( được che kín)

ηbr2 = 0,94 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (để hở)
ηnt = 0,98 : là hiệu suất của nối trục đàn hồi
ηol = 0,995: là hiệu suất của ổ lăn

1.1.2 Tính cơng suất cần thiết của động cơ

Công suất của bộ phận công tác là bánh xe:
��


Pct = 1000 =

2400 . 1,25
1000

= 3 KW

Suy ra công suất cần thiết của động cơ là
P=

���
η

3

= 0,8802 = 3,41 KW

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vịng quay trên trục cơng tác:
nct=

60000�
��

=

60000.1,25
� .400

=59,68 vòng /phút


Chọn tỷ số truyền sơ của hệ thống

usb =uhgt.ubr.unt = 6.4.1 = 24
Với uhgt = 6 : tỷ số truyền của hôp giảm tốc
ubr= 4 : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
unt = 1 : tỷ số truyền của nối trục
Dựa vào bảng 3.2 sách giáo trình cho tiết máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
trang 95, ta chọn được uhgt = 6, ubr= 4, unt = 1
7


Số vòng quay sơ bộ của động cơ là :
nsb= usb.nct = 59,68. 24= 1432,32 (vòng/phút)
1.1.4 Chọn động cơ điện
Chọn động cơ điện thỏa mãn :
Pđc ≥ P với P = 3,41 Kw
nđc ≈ nsb với nsb =1432,32 vòng/ phút

-Ta chọn được động cơ SGA 112M có cơng suất là 4KW và số vòng quay của
động cơ là 1440 vòng/ phút theo phụ lục 15.2 trong sách bài tập Chi tiết máy của
thầy Nguyễn Hữu Lộc
1.2 Phân phối tỷ số truyền
Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động:
uch =

ndc
nlv

=


1440

59,68

= 24,13

Tỷ số truyền trên hộp giảm tốc: uhgt = 6
Tỷ số truyền trên bánh răng: ubr =4,02
Sai số tỉ số truyền: Δ%=

24,13−24
24

= 0.54%

Tính tốn các giá trị cơng suất trên các trục:
PIII =
PII =
PI =

Pct
3
=
= 3,015(KW)
ηol 0,995

PIII
3,015
=

= 3,224(KW)
ηbr2 ηol 0,94.0,995

PII
3,224
=
= 3,344(KW)
ηbr1 ηol 0,97.0,995

Pđc =

PI
3,35
=
= 3,41 (KW)
ηnt 0,98

Số vòng quay trên trục:

nđc = 1440(vòng/phút)
nI =

ndc 1440
=
= 1440(vòng/phút)
unt
1
8



nII =

nIII =

nI
1440
=
= 240(vòng/phút)
uhgt
6

nII
240
=
= 59,70(vòng/phút)
ubr 4,02

Momen xoắn trên các trục:
Tđc = 9,55 × 106 ×
TI = 9,55 × 106 ×

Pđc
ndc

= 9,55 × 106 ×

3,41
= 22614,93 N. mm
1440


PI
3,334
= 9,55 × 106 ×
= 22110,90 N. mm
nI
1440

TII = 9,55 × 106 ×

PII
3,224
= 9,55 × 106 ×
= 128288,33 N. mm
nII
240

TIII = 9,55 × 106 ×

PIII
3,015
= 9,55 × 106 ×
= 482298,995 N. mm
nIII
59,70

1.3 Bảng thông số kỹ thuật:
Thông số
Trục
Công suất(kW)


Động cơ

I

II

III

3,41

3,334

3,224

3,015

Tỉ số truyền
Moment xoắn (N.mm)
Số vòng
quay(vòng/phút)

1
22614,93

6
22110,90

1440

1440


9

4,02
128288,33
240

482298,995
59,70


Phần 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng:
 Thông số kĩ thuật
- Thời gian phục vụ : L=6 năm
- Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca )
- Cặp bánh răng trong hộp giảm tốc ( bánh răng trụ răng thẳng, được che
kín ):
Tỷ số truyền :

uhgt = 6

Số vòng quay trục dẫn :

n1 = 1440 vòng/ phút

Momen xoắn trên trục dẫn :

T1 = 22110,90 N.mm


-Cặp báng răng trụ răng thẳng (để hở)
Tỷ số truyền :

ubr = 4,02

Số vòng quay trục dẫn :

n2 = 240 vòng/ phút

Momen xoắn trên trục dẫn :

T2 = 128288,33 N.mm

2.1.1 Cặp bánh răng trụ răng thẳng ( để hở )
2.1.1.1. Chọn vật liệu

Chọn vật liệu là thép 45C được tôi cải thiện là cả bánh dẫn và bánh và bánh
bị dẫn. Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc:
Đối với bánh dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, σ b1 =850MPa,

σch1= 580 MPa

Đối với bánh bị dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 228,σ b2 =750MPa,

σch2= 450 MPa

2.1.1.2 Xác định ứng suất cho phép :
*Số chu kì làm việc cơ sở:

-


NHO1 = 30 HB12,4 = 30.2502,4 =1,71.107 chu kì

-

NHO2 = 30 HB22,4 = 30.2282,4 =1,37.107 chu kì

-

NFO1=NFO2 = 5.106 chu kì

-

Tuổi thọ : Lh = 300.8.2.6 = 28800 giờ

*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vịng quay n khơng đổi:
10


NHE1=NFE1=60.c.n2.Lh =60.1.240.28800= 414720000 (chu kì )
NHE2=NFE2=

���1
���

=

414720000
4,02


= 103164179,1 (chu kì )

-Ta thấy NHE1 > NHO1 ;NHE2 > NHO2 ; NFE1>NFO1 ;NFE2>NFO2
Cho nên : KHL1 =KHL2 =KFL1=KFL2 =1
 ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc,
giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :
* Giới hạn mỏi tiếp xúc:
σOHlim = 2HB +70 ,suy ra

σOHlim1 = 2.250 +70 =570 MPa

σOHlim2 =2.228 + 70 =526 MPa

* Giới hạn mỏi uốn:
σOFlim =1,8HB

σOFlim1 =1,8.250 =450 MPa

σOFlim2 =1,8.228 = 410,4 MPa

* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Tính tốn sơ bộ : [σH] =

σOHlim ��.�� �� ���

- Khi tôi cải thiện �� = 1,1
[σH1] =
[σH2] =


570.0,9
1,1

526.0,9
1,1

��

.KHL =

σOHlim 0,9
��

.KHL

=466,36 MPa
=430,4 MPa

-Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
[σH] = [σH2] = 430,4 MPa
* Ứng suất uốn cho phép :
[σF]=

σOFlim
��

.KFL với sF = 1,75 khi tôi cải thiện

450


[σF1] = 1,75.1 =257,14 MPa ; [σF2] =

* Ứng suất quá tải cho phép :

11

410,4
1,75

.1=234,5 MPa


[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 450=1260 MPa
[σF1]max =0.8. σch1 =0,8.580 =464 MPa
[σF2]max =0.8. σch2 =0,8.450 =360 MPa

2.1.1.3. Xác định các thông số ăn khớp :

Chọn Z1 =18 răng , khi đó Z2 = 4,02.18 = 72,4 răng
Chọn Z2 =72 răng
Khi đó tỷ số truyền u =

�2
�1

Sai số tỷ số truyền : Δ%=

72

= 18 = 4


4,02−4
4,02

* Hệ số dạng răng YF :

.100% = 0.5 %

13,2

-

Đối với bánh dẫn : YF1 =3,47 +

-

Đối với bánh bị dẫn YF2 = 3,47 +

�1

=3,47 +

13,2
�2

13,2
18

= 3,47 +


= 4,20

13,2
72

= 3,653

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
[��1]

-

Bánh dẫn :

-

Bánh bị dẫn :

��1

=

247

[��2]
��2

4,2

=


= 58,8

234,5

3,653

= 64,19

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψbd = 0,8 theo bảng 6.16 và hệ số xét
ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng ��� =1,7 ,
��� =1,35 theo bảng 6.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
* Môđun m theo độ bền uốn :
m=

3

2.�2 .�� .��

�1

2 .ψ

�� .[��

=
]

3


2.128288,33.2,295.4,2
182 .0,8.247

Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm
* Đường kính vịng chia:
d3= z1.m = 18.5 = 90 mm
d4= z2.m =72.5= 360 mm
*Chiều rộng vành răng:

12

= 3,38 mm


-

Bánh bị dẫn: b4= ψbd. d1 =0,8.90 =72 mm

-

Bánh dẫn: b3=b4 +5 =72 +5 =77 mm

* Khoảng cách trục:
aw =

�.(�2 +�1 )
2

=


5(72+18)
2

= 225 mm

2.1.1.4.Kiểm tra răng và độ bền uốn:
Vận tốc vòng của bánh răng :
v=

� .�1 .�2

=

60000

� .90.240
60000

= 1.13 m/s

Ta chọn cấp chính xác 9 với vgh =3 m/s
Dựa theo bảng 6.5 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc,
ta chọn KFV =1,11, KHV=1,06
* Ứng suất uốn :
σF1 =

2.�2 ��1 ������
��1 �� �


σF2 = σF1.

��2
��1

=

2.128288,33.4,2.1,7.1,11
3,653

= 62,76.

Do đó độ bền uốn được thỏa

4,2

90.72.5

= 62,76 MPa <[σF1]

=54,59 MPa <[σF2]

2.1.1.5.Kiểm tra răng và độ bền tiếp xúc:
Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM, xác định theo công thức:
ZM =

2.�1 .�2

2
[�2 . 1 − 1 +�1 (1−2 ²)]


Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1 = E2 = 2,1.105 MPa và 1 = 2 = 0,3,
khi đó ZM = 190 MPa1/2
Ta chọn Zε =0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)
ZH =
σH =

4

���2��
�� �� ��
��1

=

4

���2.20

= 2,5

2.�2 .���.���(��� +1)
�� .���

=

190.2,5.0,96
90

= 404,52 MPa < [σH] =430,4 MPa


Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.
13

2.128288,33.1,35.1,06.(4+1)
72.4


2.1.1.6.Kiểm tra răng về quá tải :
Với hệ số quá tải :Kqt =1
Ứng suất tiếp quá tải:
σHmax =[σH] ��� = 430,4. 1 = 430,4 MPa < [σH]max =1260 MPa
σF1max = σF1 .Kqt =62,76 .1=62,76 MPa < [σF1]max

σF2max =σF2. Kqt =54,59 .1=54,59 MPa < [σF2]max

Do đó độ bền quá tải được thỏa
Thơng số hình học

Bánh răng trụ thẳng để hở

Mơmen xoắn (Nmm)

128288,33

Tỉ số truyền

4

Số vòng quay (vg /phút)


240

Khoảng cách trục (mm)

225

Modun (mm)

5

Số răng
Z1

18

Z2

72

Đường kính vịng chia(mm)

90
360

Vận tốc vịng (m/s)

1,13

2.1.2 Cặp bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc 1 cấp

2.1.2.1 Chọn vật liệu
Mômen xoắn trên trục của bánh dẫn TI = 22110,90 N. mm , số vòng

quay n= 1440 vòng/phút

Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 được tôi cải
thiện. Theo bảng 6.13 đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 200, đối
14


với bánh răng bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB2=180. Vật liệu này có khả
năng chạy rà tốt.
2.1.2.2 Xác định ứng xuất cho phép
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
-

NHO1 = 30 HB12,4 = 30.2002,4 =9,99.106 chu kì

-

NHO2 = 30 HB22,4 = 30.1802,4 =7,76.106 chu kì

-

NFO1=NFO2 = 5.106 chu kì

-

Tuổi thọ : Lh = 300.8.2.6 = 28800 giờ


*Vì bánh răng làm việc với chế độ tải và số vịng quay n khơng đổi:
NHE1=NFE1=60.c.n1.Lh =60.1.1440.28800 =2488320000 (chu kì )
NHE2=NFE2=

���1
�ℎ��

=

2488320000
6

= 414720000 (chu kì )

-Ta thấy NHE1 > NHO1 ;NHE2 > NHO2 ; NFE1>NFO1 ;NFE2>NFO2
Cho nên : KHL1 =KHL2 =KFL1=KFL2 =1
Theo bảng 6.13 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc,
giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau :
* Giới hạn mỏi tiếp xúc:
σOHlim = 2HB +70 ,suy ra

σOHlim1 = 2.200 +70 =470 MPa

σOHlim2 =2.180 + 70 =430 MPa

* Giới hạn mỏi uốn:
σOFlim =1,8HB

σOFlim1 =1,8.200 =360 MPa


σOFlim2 =1,8.180 = 324 MPa

* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Tính tốn sơ bộ : [σH] =

σOHlim ��.�� �� ���

- Khi tôi cải thiện �� = 1,1
[σH1] =

470.0,9
1,1

��

=382,54 MPa

15

.KHL =

σOHlim 0,9
��

.KHL


[σH2] =

430.0,9

1,1

=351,81 MPa

*Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
[σH] = 0,45([σH1] +[σH2]) =0,45 (382,54 +351,81) =330,45<[σH2]
Nên ta chọn [σH] =351,81 Mpa
* Ứng suất uốn cho phép :
[σF]=

σOFlim
��

360

.KFL với sF = 1,75 khi tôi cải thiện
324

[σF1] = 1,75.1 =205,71 MPa ; [σF2] = 1,75.1=185,14 MPa
* Ứng suất quá tải cho phép :

[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 340=952 MPa
[σF1]max =0.8. σch1 =0,8.450 =460 MPa
[σF2]max =0.8. σch2 =0,8.340 =272 MPa

2.1.2.3 Chọn hệ số ψba .Chọn sơ bộ hệ số KH

- Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn ψba = 0,4
theo tiêu chuẩn:
ψbd =


ψ�� (�ℎ�� +1)
2

=

0,4.(6+1)
2

= 1,75

- Theo bảng 6.4, ta chọn KHβ = 1,07, KFβ = 1,13
2.1.2.4. Tính khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng aw, chọn môđun m,
số răng :
* aw = 430(u+1)
-

3

�1 .���

ψ�� .[�� ]².�ℎ��

= 430 (6+1)

Ta chọn aw = 160 mm

3

22,11090.1,07

0,4. 430,4 2 .6

= 113,21 mm

- Môđun răng m = (0,01 ÷ 0,02). aw = (0,01 ÷ 0,02). 160= 1,6 ÷ 3,2 mm
- Theo tiêu chuẩn, ta chọn m = 2 mm
- Từ điều kiện 200 ≥ β ≥80
Suy ra :

2�� .���80
�(� ± 1)

≥ z1≥

2�� .���200
�(� ± 1)

16


2.160.���80
2(6 ± 1)

≥ z1≥

2.160.���200
2(6 ± 1)

22,63 ≥ z1≥ 21,47


-Ta chọn z1=22 răng => z2 = 22.6= 132 răng
- Góc nghiêng răng : β =arccos

�(�2 +�1 )
2��

= arccos

2(132+22)
2.160

- Khi đó tỷ số truyền sau khi chọn bánh răng �ℎ�� =
- Sai số tỷ số truyền : Δ%=
* Đường kính vịng chia:
��1

6−6
6

.100% = 0 %

�2
�1

=15,740
132

= 22 = 6

2.22


d1= ���� = ���(15,74) =45,7 mm
��2

d2=

����

=

2.132

���(17,82)

=274,3 mm

* Đường kính vịng đỉnh:

da1 = d1 + 2m = 45,7 + 2.2 = 49,7 mm
da2 = d2 + 2m = 247,3 + 2.2 = 251,3mm
* Tính lại khoảng cách trục :
aw =

�(�2+�1)
2����

* Chiều rộng vành răng:

=


2(132+22)

2���(15,74)

= 160 mm

-

Bánh bị dẫn: b2= ψba. aw =0,4.160=64mm

-

Bánh dẫn: b1=b2 +5 =64 +5 =69 mm

2.1.2.5 Vận tốc vòng của bánh răng, chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
v=

� .�1 .�1
60000

=

� .45,7.1440
60000

= 3,45 m/s

Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 với vgh =6 m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5, ta chọn:
KHV = 1,07 ; KFV= 1,14

2.1.2.6 Tính tốn kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM, xác định theo cơng thức:

17


2.�1 .�2

ZM =

2
[�2 . 1 − 1 +�1 (1−2 ²)]

Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1 = E2 = 2,1.105 MPa và 1 = 2 = 0,3,
khi đó ZM = 190 MPa1/2
Ta chọn Zε =0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)
4

ZH =
σH =

���2��

4

=

���2.20

= 2,5


2.�1 .���.���(�ℎ�� +1)

�� �� ��
��1

�� .�ℎ��

= 270 MPa

=

190.2,5.0,96
45,7

2.22110,90.1,07.1,07.(6+1)
64.6

σH = 270MPa < [σH] = 351,81MPa
Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

2.1.2.7 Kiểm tra về độ bền uốn
Hệ số dạng răng
Đối với bánh dẫn : YF1 =3,47 +
-

13,2
�1

=3,47 +


Đối với bánh bị dẫn YF2 = 3,47 +

13,2
�2

13,2
22

= 4,07

= 3,47 +

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
[��1]

-

Bánh dẫn :

-

Bánh bị dẫn :

��1

=

[��2]
��2


205,71
4,07

=

132

= 3,57

=50,54

185,14
3,57

13,2

= 51,86

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Ứng suất uốn :
σF1 =

2.�1 ��1 ������
��1 ���

σF2 = σF1.

��2
��1


=

2.22110,90.4,07.1,13.1,14
3,57

45,7.64.2

= 39,64 MPa <[σF1] =205,71 MPa

= 39,64. 4,07 =34,77 MPa <[σF2] = 185,14 MPa

2.1.2.8Kiểm tra quá tải:
Với hệ số quá tải :Kqt =1

Ứng suất tiếp quá tải:
18


σHmax =[σH] ��� = 351,81. 1 = 351,81 MPa < [σH]max =952 MPa
σF1max = σF1 .Kqt = 39,64.1= 39,64 MPa < [σF1]max = 460 MPa

σF2max =σF2. Kqt = 34,77 .1= 34,77 MPa < [σF2]max = 272 MPa

Do đó độ bền q tải được thỏa
Thơng số hình học

Bánh răng trụ thẳng

Mơmen xoắn (Nmm)


22110,90

Tỉ số truyền

6

Số vòng quay (vg /phút)

1440

Khoảng cách trục (mm)

160

Modun (mm)

2

Số răng
Z1

22

Z2

132

Đường kính vịng chia(mm)


45,7
274,3

Vận tốc vịng (m/s)

3,45

2.2. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN:
*Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:
Trục 1: T1 = 22110,90 N.mm
Trục 2 : T2 = 128288,33 N.mm
Qui ước các kí hiệu:
 k

: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i

: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham

gia truyền tải trọng
 i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ
 i = 2..s

: với s là số chi tiết quay
19


: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k


 ��1

: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

 ���

: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i)

 ����

trên trục .
: khoảng cơng-xơn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài

 ����

hộp giảm tốc đến gối đỡ.
: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

 ���

2.2.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ của trục:
Chọn vật liệu là thép C45 có σb= 750MPa , ứng suất xoắn cho phép là

[τ] =15 MPa

Xác định đường kính trục :
Vì trục 1 nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ trục 1 phải là
d1 = (0,8÷1,2).ddc = (0,8÷1,2).28 = (22,4÷33,6) (mm) nên ta chọn d1 = 32 mm

d2 ≥


3

T2

0,2.[]

=

3

128288,33
0,2.15

= 34,96 (mm)

Trục 1: d1 = 32 (mm) ; Chiều rộng ổ lăn : b01 = 21 (mm)
Trục 2: d2 = 40 (mm) ; Chiều rộng ổ lăn : b02 = 25 (mm)
2.2.2.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
k1 = 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của
hộp
k2 = 15 (mm) : khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp
k3 = 20 (mm) : khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ
hn = 20 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông
2.2.2.1.TRỤC 1:
l12 = -lc12 = 0,5(lm12 +b0) + k3 + hn = 0,5(51+25)+20+20 = 78 (mm)
Với lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (44,8÷80) = 51 mm: chiều dài nữa khớp nối
20



l13 = 0,5(lm13+b0)+k1+ k2 = 0,5(69+25)+15+15 = 77 (mm)
Với lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (30÷37,5) (mm) nhưng do chiều rộng bánh răng là
b1= 69 (mm) nên ta tối thiểu lm13 = b1 = 69 mm : chiều dài mayo bánh răng trụ
l11 = 2.l13 = 2.77 = 154 (mm)
2.2.2.2.TRỤC 2
l22 = -lc22 = 0,5(lm22+b0) + k3 + hn = 0,5(77+25)+20+20 = 91 (mm)
Do chiều rộng bánh răng là b3 = 77(mm) nên lm22 = 77 (mm) : chiều dài
mayo bánh răng trụ ngoài
L23 = 0,5(lm23+b0)+k1+ k2 = 0,5(64+25)+15+15 = 74,5 (mm)
Do chiều rộng bánh răng là b2 = 64 (mm) nên lm22 = 64 (mm) : chiều dài
mayo bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc
l21 = 2.l23 = 2.74,5 = 149 (mm)
2.2.3.PHÂN TÍCH LỰC LÊN BỘ TRUYỀN :
-Lực do cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:
Lực vòng:

Ft1 = Ft2 =

Lực hướng tâm:

2�₁
�₁

=

2.22110,90

Fr1 = Fr2 =

45,70


Ft1. tg20

��� 15,74

= 967,65 N
=

967,65. tg20
��� 15,74

= 365,92 N

Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = Ft1.tg = 967,65.tg15,74 = 272,72 N
-Lực do bộ truyền ngoài: (cặp bánh răng trụ răng thẳng để hở và lực
nối trục )
-Lực nối trục
2Tđc

Fnt = (0,2÷0,3).

�ₒ

2.22614,93

= (0,2÷0,3).

Ta chọn Fnt = 190 N

71


= (127,41÷191,11) N

-Lực do cặp bánh răng ngồi :
Lực vịng:

Ft3 = Ft4 =

2T2
d3

=

2.128288,33
90

= 2850,85 N

Lực hướng tâm: Fr3 = Fr4 = Ft3. tg20 = 2850,85.tg20 = 1037,62 N

21


2.2.3.1.Trục 1:
Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M1 = Fa1.d1/2 = 272,72.45,7/2= 6231,65 N.mm
�� = 0 ⇔ ��� + ��� + ��� − ��1 = 0
�� = 0 ⇔ ��� + ��� − ��1 = 0

��/� = 0 ⇔− M1 + ��� . 154 − ��1 . 77 = 0


��/� = 0 ⇔ ��� . 232 + ��� . 154 − ��1 . 77 = 0
��� = 580,06�
��� = 132,5�
<=>
��� = 197,59�
��� = 233,42�

22


*Đường kính trục I:
Ta có cơng thức : M = �� 2 + �� 2 + 0,75�2
Suy ra MA = 0 Nmm

MB = 49020,36 Nmm
MC = 24215,19 Nmm
MD =19148,60 Nmm
Từ công thức : d ≥

3

16M

π .[τ]

suy ra : dB ≥25,53 mm, dA=dC≥ 20,18 mm, dD= 18,66mm

Do trục vào hộp giảm tốc nối với động cơ có đường kính trục
ddc =28mm nên ta chọn dD = (0,8÷1,2).ddc = 22
23



Do đó theo kết cấu ta chọn dD=22mm ,dA = dC =30 mm,
dB= 40.7mm
2.2.3.1.Trục 2:
Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M2 = Fa2.d2/2 = 272,72.274,3/2= 37403,54 N.mm

�� = 0 ⇔ ��� − ��� + ��2 + ��3 = 0

�� = 0 ⇔ ��� − ��� − ��2 + ��3 = 0

��/� = 0 ⇔ �2 + ��� . 149 − ��3 . 240 + ��2 . 74,5 = 0
��/� = 0 ⇔ ��2 . 74,5 − ��� . 149 + ��3 . 240 = 0
��� = 5075,79�
��� = 1237,34�
⇔
��� = 1257,29�
��� = 565,64�

24


Đường kính các trục:
Ta có cơng thức : M = �� 2 + �� 2 + 0,75�2
Suy ra MA = 111100,95 Nmm
MB = 297593,26 Nmm
MC = 165664,28 Nmm
MD =0 Nmm
Từ công thức : d ≥


3

16M

π .[τ]

suy ra : dA =30,47 mm, dB=dD= 39,81mm, dC=35,34mm

Theo tiêu chuẩn và theo kết cấu ta chọn dA =32mm, dB=dD=40 mm
dC=50mm
2.2.4.Chọn và kiểm nghiệm then:
2.2.4.1 Trục I:
Trục 1 có 1 then, với đường kính d=22 mm,ta chọn then bằng có
chiều rộng b= 6 mm; chiều cao h= 6 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 3,5mm;
chiều sâu rãnh mayo t1 =2,6 mm. Chọn l = 34 mm
Kiểm tra độ bền dập theo công thức

25