ĐẠI HỌC QUỐC GIA
ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH
^•••0-”^

ĐỒ ÁN HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
ĐỀ 1- Phương án 5
LỚP L09-HK211
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

Số liệu thiết kế :
Quay 1 chiều làm việc 2 ca (Làm việc 300 ngày / năm, 8 giờ /ca)
Hệ thống dẫn động gôm:
1: Động cơ điện
2:Nối trục đàn hồi
3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp
Lực răng
cản của
ray , F (N)5: Đường ray 6: Bánh
2400N
4:Bộ truyền bánh
trụ đường
răng thẳng
xe

Vận tốc vòng, v (m/s)
Đường kính bánh xe ,D mm
Thời gian phục vụ, L năm

1,25m/
s

400mm
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


2.3 TÍNH CHỌN Ổ LĂN: .............................................................................30
2.3.1 TrụcI................................................................................................30
2.3.2 Trục II:............................................................................................32
2.4 TÍNH TOÁN 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


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.


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.


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:
n = nbriilbr2nMilOi =0,97.0.94.0,98.0.9953 =0,8802
Với:
nbr1 = 0,97 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của
hộp giảm tốc 1 cấp ( được che kín)
nbr2 = 0,94 : là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (để hở)
hnt = 0,98 : là hiệu suất của nối trục đàn hồi
nol = 0,995: là hiệu suất của ổ lăn
1.1.2 Tính cơng suất cần thiết của động cơ
Cơng suất của bộ phận công tác là bánh xe:
Pct = := 240°n1,25 = 3 KW
1000

1000

Suy ra công suất cần thiết của động cơ là
P = — = T^ = 3,41 KW
n 0,8802
,
1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ :
Số vịng quay trên trục cơng tác:
.. _ 60000^- 60000.1,25
-r,
59 68 vòn
nct=
-^0^ = ,
g/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


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 vịng 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:
^=^ = £40=24,13
cn
nlv 59,68

Tỷ số truyền trên hộp giảm tốc: uhgt = 6
Tỷ số truyền trên bánh răng: ubr =4,02
Sai số tỉ số truyền: A%= 24,13-24 = 0.54%
24

Tính tốn các giá trị cơng suất trên các trục:
Pct
3
= 3 15(KW)

'"=S = Õ995 ,°

P

Pn = P “ = eu^QQt; = 3,224(KW)
nbr2noi
°,94.°,995
P„
3,224
________
Pj = ..
.=o
= 3,344(KW)
nbrinoi
°,97.°,995
PI 3,35
P
3 4i(Kw)
đc=nnt=°^= ,
Số vòng quay trên trục:
nđc = 144°(vòng/phút)
ndc 144°
........................
n = ——
=
—=
144°(vòng/phút)
u 1
I


nt


ni
1440
...........................
nII = —=
—=
240(vòng/phút)
u
6
hgt

240
n
ii
= 59,70(vòng/phút)
n
4,02
III = “
u

br

Momen xoắn trên các trục:
Pđc
3,41
Tđc = 9,55 X 106 X nđc = 9,55 X 106 X1440 = 22614,93(N. mm)
PI
3,334

TI = 9,55 X 106 X n~ = 9,55 X 106 X 4440 = 22110,90 (N. mm)
Pii
3,224
TII = 9,55 X 106 X n^ = 9,55 X 106 X -240- = 128288,33(N. mm)
Piii
3,015
TIII = 9,55 X 106 X — = 9,55 X 106 X ^44 = 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

1

6

4,02

Moment xoắn (N.mm)

22614,93

22110,90

128288,33

482298,995

Số vòng
quay(vòng/phút)

1440

1440

240

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 vịng 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, ơb1 =850MPa,
ơch1= 580 MPa
Đối với bánh bị dẫn: Ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 228, Ơb2 =750MPa,
ơch2= 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:


NHEi=NFEi=60.c.n2.Lh =60.1.240.28800= 414720000 (chu kì)
NHEI

414720000

NHE2=NFE2—— = —402------------------ 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:
ơoHlim= 2HB +70 ,suy ra
ơoHlim1 = 2.250 +70 =570 MPa
ơoHlim2 =2.228 + 70 =526 MPa
* Giới hạn mỏi uốn:
ƠOFlim=1,8HB
ơoFlim1 =1,8.250 =450 MPa
ơoFlim2 =1,8.228 = 410,4 MPa
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Tính tốn sơ bộ : [ƠH] = ' H '/'"'Mx.. = — K.
S
SH

H


Khi tôi cải thiện SH = 1,1
[ƠH1]= 57009 =466,36 MPa
[ƠHZ]= 52609 =430,4 MPa
-Ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:
[ƠH] = [ƠH2] = 430,4 MPa
* Ứng suất uốn cho phép :
[ƠF]= 3°™+
.KFL với SF = 1,75 khi tôi cải thiện
S
-

F

[ƠF1] = 750.1 =257,14 MPa ; [ơF2] = 4104.1=234,5 MPa
,

* Ứng suất quá tải cho phép :

,/


[ơH]max= 2,8. ơCh2 = 2,8. 450=1260 MPa
[ơFi]max =0.8. ơChi =0,8.580 =464 MPa
[ơF2]max =0.8. ơCh2 =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
T


„•

, Ấ . Ă Z2

72

Khi đó tỷ sơ truyền u = -2 = 18 = 4

„

4.02-4

Sai sô tỷ sô truyền : A%=

402 . 100% = 0.5 %

* Hệ sô dạng răng YF :
-

Đôi với bánh dẫn : YF1 =3,47 +— =3,47 +— = 4,20

-

Đôi với bánh bị dẫn YF2 = 3,47 +

z1

132

18


= 3,47 +

322

= 3,653

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uôn):
,[ơF1]

-

-

247

Bánh dẫn :^-^ =
=58,8
,
YF1 4,2
Bánh bị dẫn :[ỆF2] = T2332 =64,19
YF2 3,653
Ta kiểm tra độ bền n theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Chọn hệ sô chiều rộng vành răng ụbd = 0,8 theo bảng 6.16 và hệ sô xét

ảnh hưởng sự phân bô tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng K /ợ; =1,7 ,
KH£ =1,35 theo bảng 6.4 giáo trình cơ sở thiết kế máy của thầy Nguyễn Hữu Lộc
* Môđun m theo độ bền uôn :
______3 2T2.tfF.YF 3 2.128288,33.2,295.4,2


_ o ___________________

182.0,8.247
3 38 mm
=xi^=
’
Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 5mm
m

* Đường kính vịng chia:
d3= Z1.m = 18.5 = 90 mm
d4=
Z2.m
*Chiều rộng vành răng:

=72.5=

360

mm


Bánh bị dẫn: b4= Vbd. di =0,8.90 =72 mm
Bánh dẫn: b3=b4 +5 =72 +5 =77 mm
* Khoảng cách trục:
aww= ^(Ỉ^+Ỉỉ) =5(72+18) = 225 mm
-

2


2

2.1.1.4. Kiểm tra răng và độ bền uốn:
Vận tốc vòng của bánh răng :
n .d1.n2 ^.90.240

v

60000

=

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 :
ƠF1

=

2.7’2^^^ _ 2.128288,33.4,2.1,7.1,11 _
?

62 76 MPa
dXm =-------------------7.7 -----------= ’

<^1]

1

ƠF2 = ƠF1. = 62,76.3653 =54,59 MPa <[ơF2]
í F1

4,2

Do đó độ bền uốn được thỏa
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:
2.z1.z2

LU = L2 = 0,3,

(1 liệu đều bằng thép thì E1 = E2 = 2,1.105 MPa và
cặp1vật
1)+£
-

4^2 ^1 - PVới

P22)]

khi đó ZM = 190 MPa1/2
Ta chọn Zg =0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)

ZH =
ZMZHZ£

4
SÌH2.2
0

= 2,5

2.T2.KHfi.KHy(ubr+1^ 190.2,5.0,96 (2.128288,33.1,35.1,06.(4+1)
dw1 V
bw.Ubr
90 J

ƠH
=

= 404,52 MPa < [ƠH] =430,4 MPa
Do đó độ bền tiếp xúc được thỏa.

72.4


2.1.1.6.

Kiểm tra răng về quá tải:

Với hệ số quá tải :Kqt=1
Ứng suất tiếp quá tải:
ƯHmax [ƠH]^ = 430,4. Vĩ = 430,4 MPa < [ƠH] max = 1260 MPa

ƠF1max= ƠF1 .Kqt=62,76 .1=62,76 MPa < [ơF1]max
ƠF2max=ƠF2. Kqt =54,59 .1=54,59 MPa < [ơF2]max
Do đó độ bền q tải được thỏa
Thơng số hình học
Mơmen xoắn (Nmm)
Tỉ số truyền

Bánh răng trụ thẳng để hở
128288,33
4

Số vòng quay (vg /phút)

240

Khoảng cách trục (mm)

225

Modun (mm)

5

Số răng
Z1
Z2
Đường kính vịng chia(mm)

18
72

90
360

Vận tốc vòng (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 Tj = 22ĩĩ0,90 (N.m^, 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


với bánh răng bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình HB2=180. Vật liệu này
có khả
năng chạy rà tốt.

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 vòng quay n khơng đổi:
NHE1=NFE1=60.c.n1.Lh =60.1.1440.28800 =2488320000 (chu kì)
2.1.2.2


^H£"1

2488320000

NHE2=NFE2—--Í-Ỉ- = --------7--------414720000 (chu kì)
Uhgt

6

-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:
ơoHlim = 2HB +70 ,suy ra
O0Hlim1 = 2.200 +70 =470 MPa
O0Hlim2 =2.180 + 70 =430 MPa
* Giới hạn mỏi uốn:
ƠOFlim=1,8HB
O0Flim1 =1,8.200 =360 MPa
ơ0Flim2 =1,8.180 = 324 MPa
* Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Tính tốn sơ bộ : [ƠH] = ' H '/'""-.K.. = —— KH
SH

-

Khi tôi cải thiện SH = 1,1
470.0.9


[ƠH1]= 4109 =382,54 MPa

SH


[ƠH2]= 43O09 =351,81 MPa
*Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[ƠH] = 0,45([ơH1] +[ƠH2]) =0,45 (382,54 +351,81) =330,45<[ơffi]
Nên ta chọn [ƠH] =351,81 Mpa
* Ứng suất uốn cho phép :
[ƠF]= 7°+!+
.KFL với SF = 1,75 khi tôi cải thiện
S
F

[ƠF1] = 760.1 =205,71 MPa ; [ơF2] = -324.1=185,14 MPa
,/

,/

* Ứng suất quá tải cho phép :
[ơH]max= 2,8. ơch2 = 2,8. 340=952 MPa
[ơF1]max =0.8. ơch1 =0,8.450 =460 MPa
[ơF2]max =0.8. ơch2 =0,8.340 =272 MPa
Chọn hệ số lị/ba .Chọn sơ bộ hệ số KH
- Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên chọn ụba = 0,4
theo tiêu chuẩn:
2.1.2.3

Vbd


Wu^t+1) _ 0,4.(6+1) _ . -2
2

1,75

- Theo bảng 6.4, ta chọnKHp= 1,07, KFP= 1,13
2.I.2.4. Tính khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng aw, chọn môđun m,
số răng:
_ lon/ ,1Ầ31 Ti.KHp

_

* aw = 430(u+1^^tXa, =430(6+1^l
- Ta

-

2alv.cos80
,

m(u ± 1)

3

/22,11090.1,07 _ 1 1 Q O1

04^2.6 =

,


113 21mm

chọn aw = 160 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 > p >80
2aw.cos200

Suy ra:
" > Z1>

'

m(u ± 1)

"


2.160.COS80 2.160.COS200
',
_ > Z1> —^-7—-—
2(6 ± 1)
2(6 ± 1)

22,63 > Z1> 21,47
-Ta chọn Z1=22 răng => Z2 = 22.6= 132 răng
m(z2+Z1)2(132+22)

.0


-

Góc nghiêng răng : p =arccos = arccos

-

Khi đó tỷ số truyền sau khi chọn bánh răng

-

Sai số tỷ số truyền : A%= —-6“. 100% = 0 %

2aw

=15,740

2.160
uh0t = 12 132 = 6
z 1 22

Đường kính vịng chia:
, mz1
d

1=TT7

Cỡsp
ì mz2
d2=T^7

Cỡsp

2.22
77^74) =

45 7 mm

,

2 132
7^

u

'""'

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 :
_m(z2+z1)
2(132+22)
aw = ; " = 7 7'", = 160 mm
2cos^ 2cos(15,74)

Chiều rộng vành răng:
-

Bánhbị dẫn: b2= Vba. 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

^.d1.n1 ,T.45,7.1440

7^ ~ 60000

= 3’45m/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 công thức:


v

_

2.E1.E2

ZM - ----------------------------

E
E

2
[
2'1“ M-Ỉ)+ 1(1-M-2 )]
yỊ V )
Ĩ

Với cặp vật liệu đều bằng thép thì E1 - E2 - 2,1.105 MPa và LU - L2 - 0,3,
khi đó ZM - 190 MPa1/2
Ta chọn ZS -0,96 (Vì vật liệu làm bánh răng là thép C45)
4
sin2aw

4

’

sin2.20

2.Tỉ.KHp.KHV(ụhgt+1) 190.2,5.0,96 /2.22110,90.1,07.1,07.(6+1)

„„ _
45,7
ZM- Z
HZ
£
270
MPa

bw.uhgt


64.6

ơH - 270MPa < [ƠH] - 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 + 132z1-3,47 + 132 - 22
4,07
Đối với bánh bị dẫn YF2 - 3,47 +132 - 3,47 +132 - 3,57
z2

132

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):

[ƠF1]

205,71

5

BánlKtón^ “^ór = °,54

-

lì/,.,1, u;

. IơE'2|

185,14


or

Bánh bị dẫn :^-i - 7' " - 51,86

-

ZF2 3,57

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Ứng suất uốn:
2.^1^^ _ 2.22110,90.4,07.1,13.1,14 _

ơF1 - —/71—

.r _.1 VK 71

,.

------------------------- /Tr/-------------------------- 39,64
á.|»wffi
45,7.64.2

MPa <[ơF1] -205,71 MPa

ơF2 - ơF1. ^2 - 39,64.1,17 -34,77 MPa <[ơF2] - 185,14 MPa
2.1.2.8Kiểm tra quá tải:
Với hệ số quá tải :Kqt-1
Ứng suất tiếp quá tải:



ƯHmax [ƠHỰ^ỊỊ = 351,81.VĨ = 351,81 MPa<[ơH]max=952MPa
ƠF1max= ƠF1 .Kqt= 39,64.1= 39,64 MPa < [ơF1]max = 460 MPa
ƠF2max=ƠF2. Kqt = 34,77 .1= 34,77 MPa < [ơF2]max = 272 MPa
Do đó độ bền q tải được thỏa
Thơng số hình học

Bánh răng trụ thẳng

Mơmen xoắn (Nmm)

22ĨĨ0,90

Tỉ số truyền

6

Số vịng quay (vg /phút)

1440

Khoảng cách trục (mm)

160

Modun (mm)

2

Số răng

Z1

22

Z2
Đường kính vịng chia(mm)

132
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


> lk1

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

> lki

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

> lmki

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

trên trục .
> lcki

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

hộp giảm tốc đến gối đỡ.
> bki

: 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 ơb= 750MPa , ứng suất xoắn cho phép là
[T] =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
di = (0.8:1.2).ddc = (0.8:1.2).28 = (22.4:33.6) (mm) nên ta chọn d1 = 32 mm
.
d

3 T2 _ 3 /128288,33 _ _ . _ , ,_______________.

- J.'ịr N 0'- = 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


113 = 0,5(1mi3+b0)+ki+ k2 — 0,5(69+25)+15+15 — 77 (mm)
Với 1mi3 — (1,2-1,5)di — (30-37,5) (mm) nhưng do chiều rộng bánh răng là
bi— 69 (mm) nên ta tối thiểu 1mi3 — b1 — 69 mm : chiều dài mayo bánh răng trụ
111 — 2.113 — 2.77— 154 (mm)
2.2.2.2.
TRỤC 2

122 — -1c22 — 0,5(1m22+bo) + k3 + hn — 0,5(77+25)+20+20 — 91 (mm)
Do chiều rộng bánh răng 1à b3 — 77(mm) nên 1m22 — 77 (mm): chiều dài
mayo bánh răng trụ ngoài
L23 — 0,5(1m23+b0)+ki+ k2 — 0,5(64+25)+15+15 — 74,5 (mm)
Do chiều rộng bánh răng 1à b2 — 64 (mm) nên 1m22 — 64 (mm): chiều dài
mayo bánh răng trụ thẳng trong hộp giảm tốc
121 — 2.123 — 2.74,5 — 149 (mm)
2.2.3. PHÂN TÍCH Lực LÊN BỘ TRUYỀN :
-Lực do cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:
T .....
T7 - T7 - 2'1'1 2.22110,90 _
Lực vòng: Fti — F12 — —7^—
— 967,65 N
di 45,70
T

____-

T7 — T7 — Ft1. tg20 _ 967,65. tg20 _

Lực hướng tâm:

F F

'

'

-^^TVT


—

X;Z

Nĩ

— 365 92 N

’

Lực dọc trục: Fai — Fa2 — Fti.tgP — 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
Fnt — 10,2-0.3). V
— (0,2^0,3).2226174,93
— (127,41-191,11)N
1
d
o

Ta chọn Fnt — 190 N
-Lực do cặp bánh răng ngoài:
______1-Ị

T

_ 2T2_ 2.128288,33 _ ____ o_ ,T

Lực vòng: Ft3 — Ui — — —— — 2850,85

N
90
d3

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


2.2.3.1.Trục 1:
Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M1 = Fai.di/2 = 272,72.45,7/2= 6231,65 N.mm

X — 0 ^ RAX + Rcx + Fnt — Ft1 — 0

F

F

Y—

0

^ RAY + RCY — Fr1 — 0

MX/A — 0 «— M1 + RCY. 154 — Fr1.77 — 0
M

Y /A

—0

^ Fnt. (232) +


R

CX. 154 — Ft1. 77 — 0

ÍRAX — 580,06N
RAY — 132,5N
Rcx — 197,59W
RCY — 233,42N


*Đường kính trục I:
Ta có cơng thức : M= MX2 + MỴ2 + 0,75T2
Suy ra MA = 0 Nmm
MB = 49020,36 Nmm
MC = 24215,19 Nmm
MD=19148,60 Nmm
Từ công thức : d >

3

'16M
n

.

[T]

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


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

X — 0 ^ RDX — RBX + Ft2 + Ft3 —

F
F

Y

—0

0

^ RDY — RBY — Fr2 + Fr3 — 0

Mx/D — 0 ^ M2 + RBY. 149 — Fr3.240 + Fr2.74,5 — 0
£ MY/D — 0 « Ft2. (74,5) — RBX. 149 + Ft3. 240 — 0
1RBX — 5075,79^
RBY — 1237,34^
RDX — 1257,29^
RDY — 565,64N


94423,42 N.mm
259427,35 N.mm


Đường kính các trục:
2

Ta có cơng thức : M = JMX + MY2 + 0,75T2
Suy ra MA = 111100,95 Nmm
MB = 297593,26 Nmm
MC= 165664,28 Nmm
MD =0 Nmm
suy ra : dA =30,47 mm,
dB=dD= 39,81mm, dc=35,34mm
3 16M
Từ công thức : d >
[Tkết
] cấu ta chọn dA =32mm, dB=dD=40 mm
Theo tiêu chuẩn và theo
n
.
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