TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH
KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN: THIẾT KẾ MÁY
--------------oOo--------------

BÀI TẬP LỚN
MÔN: CHI TIẾT MÁY
Đề tài:

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN

GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc
SVTH: Nguyễn Đức Thiện
MSSV: 21303852
Lớp: CK13KSCD
Nhóm: 5
Đề: 9

TP HỒ CHÍ MINH, ngày 24 tháng 12 năm 2015


MỤC LỤC:
 NỘI DUNG TIẾN TRÌNH
SƠ ĐỒ (ĐỀ)
1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN
1.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC
1.3 MỐI GHÉP REN
 LỜI GIẢI CHI TIẾT
CHƯƠNG 1 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG

3

2.1
CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG NẰM NGOÀI
2.1.1 Số liệu ban đầu

3

2.1.2 Ứng suất cho phép

3

2.1.3 Tính toán bánh dẫn

4

2.1.4 Tính toán bánh bị dẫn

5

2.2

CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG TRONG HỘP GIẢM
TỐC
2.2.1 Số liệu ban đầu
5

2.2.2 Ứng suất cho phép

6

2.2.3 Tính toán bánh dẫn

7

2.2.4 Tính toán bánh bị dẫn

7

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

10

3.1 PHÂN TÍCH LỰC

10

3.2 TÍNH TOÁN TRỤC I

10

3.2.1 Chọn nối trục đàn hồi

10

3.2.2 Tính trục I


11

3.2.3 Tính toán lực và mômen

11

3.2.4 Chọn then cho trục I

13


CHƯƠNG 4 CHỌN Ổ LĂN

21

4.1 Chọn ổ lăn trục 1

21

4.2 Chọn ổ lăn trục 2

21

CHƯƠNG 5 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC

22

CHƯƠNG 6 MỐI GHÉP REN

25


6.1 Số liệu cho trước

25

6.2 Sơ đồ lực

25

6.3 Xác định lực xiết

26

6.4 Xác định đường kính và chọn ren

27

6.5 Kết luận

28

TÀI LIỆU THAM KHẢO

29


Nội dung:
Tuần lễ
Nội dung thực hiện
1-2

Bài tập lớn số 1- Thiết kế hệ thống truyền động thang máy thùng
treo. Xác định công suất động cơ và tỉ số truyền
3-4
Tính toán bộ truyền xích
5-6
Tính toán bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
7
Báo cáo giữa kỳ
8-9
Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực.
Tính toán thiết kế trục
10
Chọn nối trục, then
11
Chọn ổ lăn
12
Bài tập lớn số 2 – Bộ truyền vít me – đai ốc
13-14 Bài tập lớn số 3 – Mối ghép ren
15
Báo cáo cuối kỳ
Sơ đồ:
1.1 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG MÁY NGHIỀN

Hệ thống dẫn động máy gồm:
1- Động cơ điện; 2- Nối trục đàn hồi; 3- Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng 1 cấp;
4- Bộ truyền bánh răng côn 1 cấp; 5- Thân máy; 6- Con lăn nghiền.


Bảng số liệu
Phương án

1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
số liệu
3,4
2,1
4,4
5,0
2,0 3,0
4,0
5,4
6,0
4,5
P (kW)
60
65
95
110
85
70
75
80
90

100
n (v/ph)
Thời gian
3
2
4
5
6
4
7
8
4
3
phục vụ (La)
Quay một chiều, làm việc hai ca. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

1.2 BỘ TRUYỀN VÍT ME – ĐAI ỐC
Tính toán kích vít, cho biết khả năng tải F, chiều cao nâng tải h (giá trị theo bảng), tải
trọng tác dụng lên tay quay Ft = 300 N. Dựng biểu đồ lực và mômen.
F

PA
1
2
3
4
5
6
7
8

9
10

F, kN
20
24
28
32
36
40
44
48
52
55

h, mm
350
450
550
500
550
650
600
550
450
350

Biên dạng ren
Ren đỡ (hình
thang vuông)


Ren hình thang

Ren vuông


1.3 MỐI GHÉP REN
Tính toán các bulông cho kết cấu như hình. Bulông có cấp bền 9.8, hệ số an toàn bằng
3.

PA
F, kN
a, mm

1
15
100

2
18
150

3
21
80

4
24
180


5
27
120

6
30
130

7
28
110

8
25
140

9
22
160

10
20
170


BÀI LÀM
CHƯƠNG 1
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.


2.

3.

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động
Ƞch = Ƞbr3Ƞbr4Ƞol3
Trong đó:
Ƞbr3 – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ số 3;
Ƞbr4 – hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn số 4;
Ƞol – hiệu suất của một cặp ổ lăn.
Theo bảng 3.3, ta chọn: Ƞbr3 = 0,97; Ƞbr4 = 0,93; Ƞol = 0,99
Ƞch = 0,97.0,93.0,993 = 0,875
Công suất cần thiết của động cơ
Pct
6
𝑃đ𝑐 =
=
= 6,86 kW
𝜂𝑐ℎ 0,875
Tỷ số truyền chung được xác định theo công thức
𝑛đ𝑐
𝑢𝑐ℎ = 𝑢3 𝑢4 =
𝑛𝑐𝑡
Trong đó:
𝑢3 − 𝑡ỉ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ặ𝑝 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑠ố 3;
𝑢4 – 𝑡ỉ 𝑠ố 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑐ủ𝑎 𝑏ộ 𝑡𝑟𝑢𝑦ề𝑛 𝑏á𝑛ℎ 𝑟ă𝑛𝑔 𝑐ô𝑛 𝑠ố 4.

4.
Ta chọn động cơ có công suất Pđc=5,5 kW với số vòng quay và phân bố tỷ số
truyền hệ thống truyền đông chọn ở bảng sau

Bảng 1.1: Bảng động cơ và phân phối tỷ số truyền

32,17

Bộ truyền
bánh răng
trụ, u3
5

Bộ truyền
bánh răng
côn, u4
6,434

1450

16,11

4

4,0275

3

970

10,78

3,15


3,422

4

715

7,94

3,15

2,52

Động cơ

Số vòng quay
động cơ (vg/ph)

Tỷ số truyền
chung, uch

1

2895

2

Từ các tỉ số truyền trong bảng, ta chọn động cơ số 4, với số vòng quay n=
715vg/ph; u3 = 2,52; u4 =3,15 và tỷ số truyền chung là uch=7,938
5.


Công suất trên các trục:
𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = 6,86 𝑘𝑊
𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = Ƞ𝑏𝑟3 . Ƞ2𝑜𝑙 . 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = 0,97. 0,992 . 6,86 = 6,52 𝑘𝑊
𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 = Ƞ𝑏𝑟4 . Ƞ𝑜𝑙 . 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 = 0,93.0,99.6,52 = 6 𝑘𝑊
1


6.

7.

8.

Số vòng quay:
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 = 715 𝑣𝑔/𝑝ℎ
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 715
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 =
=
= 227 𝑣𝑔/𝑝ℎ
𝑢3
3,15
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 227
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 =
=
= 90 𝑣𝑔/𝑝ℎ
𝑢3
2,52
Tính mômen trên các trục:
9,55. 106 . 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 9,55. 106 . 6,86
𝑇𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼 =

=
= 91626,57 𝑁𝑚𝑚
𝑛đ𝑐
715
9,55. 106 . 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 9,55. 106 . 6,52
𝑇𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼 =
=
= 274299,56 𝑁𝑚𝑚
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼
227
9,55. 106 . 𝑃𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 9,55. 106 . 6
𝑇𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼𝐼 =
=
= 636666,67 𝑁𝑚𝑚
𝑛𝑡𝑟ụ𝑐 𝐼𝐼
90
Theo các thông số vừa chọn ta có bảng đặc tính kỹ thuật sau:

Trục

I

II

III

6,86

6,52


6

Thông số
Công suất (kW)
Tỷ số truyền

3,15

2,52

Momen xoắn, (Nmm)

91626,57

274299,56

636666,67

Số vòng quay, (vg/ph)

715

227

90

2


CHƯƠNG 2:

THIẾT KẾ CÁC BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
2.1

CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

2.1.1 Số liệu ban đầu
Momen xoắn trên trục bánh dẫn T1= 91626,57 Nmm, tỉ số truyền u = 3,15. Số
vòng quay n1=715vg/ph
2.1.2 Ứng suất cho phép
Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Ta
chọn độ rắn trung bình HB1=260; đối với bãnh bị đẫn ta chọn độ rắn trung bình
HB2=250..
─ Số chu kỳ làm việc cơ sở:
𝑁𝐻𝑂 1 = 30𝐻𝐵12,4 = 30. 2602,4 = 1,89. 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
𝑁𝐻𝑂 2 = 30𝐻𝐵22,4 = 30. 2502,4 = 1,71. 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
─ Tương đương
Giả sử: máy làm việc cả năm, mỗi ngày 8 giờ; chế độ tải trọng và số vòng
quay không đổi.
𝐿ℎ = 𝐿𝑎 . 365.8 = 4.365.8 = 11680 𝑔𝑖ờ
𝑁𝐻𝐸 1 = 60𝑐𝑛1 𝐿ℎ = 60.1.715.11680 = 50,11. 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
𝑁𝐻𝐸 2 = 60𝑐𝑛2 𝐿ℎ = 60.1.227.11680 = 15,91. 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
Vì NHE 1 > NHO 1; NHE 2 > NHO 2 nên: KHL 1 = KHL 2 = 1
─ Ứng suất tiếp xúc cho phép
 Từ công thức:
σOH lim = 2HB + 70
Suy ra
σOH lim1 = 2.260 + 70 = 590 MPa
σOH lim2 = 2.250 + 70 = 570 MPa
 Từ công thức:
𝜎

0,9
[𝜎𝐻 ] = 𝑂𝐻 𝑙𝑖𝑚
𝐾𝐻𝐿
𝑠𝐻
Khi tôi cải thiện sH = 1,1, do đó:
590.0,9
[𝜎𝐻1 ] =
. 1 = 482,7 𝑀𝑃𝑎
1,1
570.0,9
[𝜎𝐻2 ] =
. 1 = 466,4 𝑀𝑃𝑎
1,1
 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[𝜎𝐻 ] = [𝜎𝐻2 ] = 466,4 𝑀𝑃𝑎
─ Khoảng cách bộ truyền bánh răng

3


3

𝑎𝑤 = 43(𝑢 + 1)√

𝑇1 𝐾𝐻𝛽
𝜓𝑏𝑎 [𝜎𝐻 ]2 𝑢

Trong đó:
 u = 3,15
 T1 = 91626,57 Nmm

 Do HB1, HB2 < 350; bánh răng đối xứng trên trục nên chọn ψba =
0,4.
 Từ ψba = 0,4 suy ra ψbd = ψba (u+1) / 2 = 0,4 . (3,15 + 1) / 2 = 0,83
Suy ra KHβ = 1,0315
─ [σH] = 466,4 MPa
3

𝑎𝑤 = 43. (3,15 + 1). √

91626,57.1,0315
= 125,14 𝑚𝑚
0,4. 466,42 . 3,15

Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎𝑤 = 125 𝑚𝑚
─ Môđun răng 𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤 = (0,01 ÷ 0,02). 125
= (1,25 ÷ 2,5) 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn, ta chọn mn = 2 mm.
2.1.3

Tính toán bánh dẫn :
─ Từ điều kiện: 20𝑜 ≥ 𝛽 ≥ 8𝑜
Suy ra
2𝑎𝑤 cos 8𝑜
2𝑎𝑤 cos 20𝑜
≥ 𝑧1 ≥
𝑚𝑛 (𝑢 + 1)
𝑚𝑛 (𝑢 + 1)
2.125. cos 8𝑜
2.125. cos 20𝑜
≥ 𝑧1 ≥

2. (3,15 + 1)
2. (3,15 + 1)
Suy ra : 29,8 ≥ 𝑧1 ≥ 28,3 → Ta chọn : z1 = 29 răng.
─ Góc nghiêng răng:
2.29. (3,15 + 1)
𝛽 = 𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠
= 15,68𝑜
2.125
─ Xác định đường kính:
3

𝑑𝑤1 = 𝐾𝑑 √

3 91626,57.1,0315. (3,15 + 1)
𝑇1 𝐾𝐻 (𝑢 + 1)
√
=
68.
𝜓𝑏𝑑 [𝜎𝐻 ]2 𝑢
0,83. 466,42 . 3,15

= 60,15 𝑚𝑚
─ Xác định chiều rộng vành răng
b1 = ψbd . z1 = 0,83 . 29 = 24,07 răng
─ Xác định đường kính vòng chia:
𝑚𝑧1
2.29
𝑑1 =
=
= 60,24 𝑚𝑚

cos 𝛽 cos 15,68𝑜
─ Xác định đường kính vòng đỉnh :
𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 60,24 + 2.2 = 64,24 𝑚𝑚
4


─ Xác định đường kính vòng đáy :
𝑑𝑓1 = 𝑑1 − 2,5𝑚 = 60,24 − 2,5.2 = 55,24 𝑚𝑚
2.1.4

Tính toán bánh bị dẫn :
─ Số răng bánh bị dẫn: z2 = uz1 = 3,15.29 = 91 răng.
─ Xác định chiều rộng vành răng
b1 = ψbd . z1 = 0,83 . 91 = 24,07 răng
─ Xác định đường kính vòng chia :
𝑚𝑧2
2.91
𝑑2 =
=
= 75,53 𝑚𝑚
cos 𝛽 cos 15,68𝑜
─ Xác định đường kính vòng đỉnh:
𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚 = 189,03 + 2.2 = 193,03 𝑚𝑚
─ Xác định đường kính vòng đáy :
𝑑𝑓2 = 𝑑𝑓2 − 2,5𝑚 = 189,03 − 2,5.2 = 184,03 𝑚𝑚

Bảng 2.1 Bảng thông số kết quả tính toán bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số
Khoảng cách trục

a, mm
Mô đun m, mm
Dạng răng
Chiều rộng vành răng:
Bánh dẫn b1, mm
Bánh bị dẫn b2, mm
Số răng:
Bánh dẫn z1
Bánh bị dẫn z2

Tính toán thiết
Giá trị kế
Thông số
Góc nghiêng răng β,
125
độ
Đường kính vòng chia:
2
Bánh dẫn d1, mm
nghiêng
Bánh dẫn d2, mm

60,24
189,03

24,07
75,53

Đường kính vòng đỉnh:
Bánh dẫn da1, mm

Bánh dẫn da2, mm

64,24
193,03

29
91

Đường kính vòng đáy:
Bánh dẫn df1, mm
Bánh dẫn df2, mm

55,24
184,03

Tính toán kiểm
nghiệm
Giá trị
Thông số
cho phép
phép
Ứng suất tiếp xúc σH, MPa
466,4

2.2

Giá trị
tính
toán
475,38


Giá trị
15,68

Nhận xét
Thỏa

CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG NẰM NGOÀI

2.2.1 Số liệu ban đầu
Momen xoắn trên trục bánh dẫn T2=274299,56 Nmm, tỉ số truyền u = 2,52. Số
vòng quay n1=227vg/ph

5


2.2.2 Ứng suất cho phép
Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 được tôi cải thiện. Ta
chọn độ rắn trung bình HB1=230; đối với bãnh bị đẫn ta chọn độ rắn trung bình
HB2=210.
─ Số chu kỳ làm việc cơ sở:
𝑁𝐹𝑂 1 = 𝑁𝐹𝑂 2 = 5. 106 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
─ Tương đương
Giả sử: máy làm việc cả năm, mỗi ngày 8 giờ; chế độ tải trọng và số vòng
quay không đổi.
𝐿ℎ = 𝐿𝑎 . 365.8 = 4.365.8 = 11680 𝑔𝑖ờ
𝑁𝐹𝐸 1 = 60𝑐𝑛1 𝐿ℎ = 60.1.227.11680 = 15,91. 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
𝑁𝐹𝐸 2 = 60𝑐𝑛2 𝐿ℎ = 60.1.90.11680 = 6,31. 107 𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ.
Vì NFE 1 > NFO 1; NFE 2 > NFO 2 nên: KFL 1 = KFL 2 = 1
─ Ứng suất uốn cho phép

 Từ công thức: σOF lim = 1,8HB suy ra
σOF lim1 = 1,8.230 = 414 MPa
σOF lim2 = 1,8.210 = 378 MPa
 Từ công thức:
𝜎
𝐾
[𝜎𝐹 ] = 𝑂𝐹 𝑙𝑖𝑚 𝐹𝐶 𝐾𝐹𝐿
𝑠𝐹
Khi tôi cải thiện sF = 1,75; giả sử quay 1 chiều KFC = 1 do đó:
414.1
[𝜎𝐹1 ] =
. 1 = 236,6 𝑀𝑃𝑎
1,75
378.1
[𝜎𝐹2 ] =
. 1 = 216 𝑀𝑃𝑎
1,75
 Ứng suất uốn cho phép tính toán
[𝜎𝐹 ] = [𝜎𝐹2 ] = 216 𝑀𝑃𝑎
─ Xác định môđun :
3

𝑚𝑚 = 1,4√

𝑇1 𝐾𝐹𝛽 𝑌𝐹1
0,85𝜓𝑏𝑑 𝑧12 [𝜎𝐹 ]

Trong đó:
 T1 = 274299,56 Nmm
 ψbe = 0,285

 ψbd =





ψ𝑏𝑒 √𝑢2 +1
2−ψ𝑏𝑒

=

0,285.√2,522 +1
2−0,285

[σF] = 216 Mpa
KFβ = 1,2235
YF1 = 4,13
z1 = 19
6

= 0,451


3

𝑚𝑚 = 1,4 √

274299,56.1,2235.4,13
= 5,03 𝑚𝑚
0,85. 0,452.192 . 216


Từ đó ta tính được môđun vòng chia ngoài:
𝑚𝑚
5,03
𝑚𝑒 =
=
= 5,87 𝑚𝑚
1 − 0,5ψ𝑏𝑒 1 − 0,5.0,285
Theo tiêu chuẩn ta chọn me = 6 mm.
2.2.3

Tính toán bánh dẫn:
─ Chọn số răng bánh dẫn: z1 = 19 răng.
─ Góc mặt côn chia:
1
1
𝛿1 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛 = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛
= 21,64𝑜
𝑢
2,52
─ Xác định đường kính vòng chia ngoài:
𝑑𝑒1 = 𝑚𝑒 . 𝑧1 = 6.19 = 114 𝑚𝑚
─ Xác định đường kính vòng đỉnh:
𝑑𝑎𝑒1 =
─ Xác định đường kính vòng đáy:
𝑑𝑓𝑒1 =
─ Xác định đường kính vòng chia trung bình:
𝑑𝑚1 = 𝑑𝑒1 (1 − 0,5𝜓𝑏𝑒 ) = 114. (1 − 0,5.0,285) = 97,76 𝑚𝑚

2.2.4


Tính toán bánh bị dẫn
─ Số răng bánh bị dẫn: z2 = uz1 = 2,52.19 = 47,88 răng, ta chọn z2 = 48 răng.
─ Góc mặt côn chia:
𝛿2 = 90𝑜 − 𝛿1 = 90𝑜 − 21,64𝑜 = 68,36𝑜
─ Xác định đường kính vòng chia ngoài:
𝑑𝑒2 = 𝑚𝑒 . 𝑧2 = 6.48 = 288 𝑚𝑚
─ Xác định đường kính vòng đỉnh:
𝑑𝑎𝑒2 =
─ Xác định đường kính vòng đáy:
𝑑𝑓𝑒2 =
─ Xác định đường kính vòng chia trung bình:
𝑑𝑚2 = 𝑑𝑒2 (1 − 0,5𝜓𝑏𝑒 ) = 288. (1 − 0,5.0,285) = 246,96 𝑚𝑚

Từ đó ta tính được các thông số:
─ Chiều dài côn ngoài:
𝑅𝑒 = 0,5𝑚𝑒 √𝑧12 + 𝑧22 = 0,5.6. √192 + 482 = 154,87 𝑚𝑚
─ Chiều rộng vành răng:
𝑏 = 𝜓𝑏𝑒 . 𝑅𝑒 = 0,285.154,87 = 44,14 𝑚𝑚
─ Vận tốc vòng:
7


𝜋𝑑𝑚1 𝑛1 𝜋. 97,76.227
=
= 1,16 𝑚/𝑠
60000
60000
Từ đó ta chọn cấp chính xác cho bộ truyền là 9 với vgh = 2,5 m/s.
𝑣=


2.2.5

Tính toán kiểm nghiệm:
─ Số răng của bánh răng trụ răng thẳng tương đương:
𝑧𝑣1 =
𝑧𝑣2 =

𝑧1
cos 𝛿1
𝑧2
cos 𝛿2

=
=

19
cos 21,64𝑜
48

= 20,44

Ta chọn zv1 = 20 răng.

= 130,16

Ta chọn zv2 = 131 răng.

cos 68,36𝑜


─ Từ đó suy ra các hệ số:
13,2 27,9𝑥
13,2
𝑌𝐹1 = 3,47 +
−
+ 0,092𝑥 2 = 3,47 +
= 4,13
𝑧𝑣1
𝑧𝑣1
20
13,2 27,9𝑥
13,2
𝑌𝐹2 = 3,47 +
−
+ 0,092𝑥 2 = 3,47 +
= 3,57
𝑧𝑣2
𝑧𝑣2
131
(Chọn hệ số dịch chỉnh x = 0).
─ Tính hệ số:
KHβ = 1,149 (Tính được từ bảng 6.18)
𝐾𝐹𝛽 = 1 + 1,5(𝐾𝐻𝛽 − 1) = 1 + 1,5. (1,149 − 1) = 1,2235
─ Từ bảng 6.5, ta tra được hệ số tải trọng động KFV = 1,1
─ Kiểm tra độ bền uốn:
Ta xét:
 Bánh dẫn:

[𝜎𝐹1 ]


=

236,6

= 57,3

𝑌𝐹1
4,13
[𝜎𝐹2 ]
216

 Bánh bị dẫn:

𝑌𝐹2

=

3,57

= 60,5

Do đó ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
Ứng suất uốn tính toán:
𝑌𝐹1 𝐹𝑡1 𝐾𝐹𝛽 𝐾𝐹𝑉 4,13.5611,69.1,2235.1,1
𝜎𝐹1 =
=
= 141,9 ≤ 216 𝑀𝑃𝑎
0,85𝑏𝑤 𝑚𝑚
0,85.51,41.5,03
(Với bw = meψbm = me z1 ψbd = 6.19.0,451 = 51,41 mm).

Do đó độ bền uốn được thỏa.
Bảng 2.2 Bảng thông số kết quả tính toán bánh răng côn răng thẳng
Tính toán thiết
Thông số
Giá trị kế
Thông số
Giá trị
Chiều dài côn ngoài
154,87 Đường kính vòng chia
Re, mm
ngoài:
Mô đun vòng chia
Bánh dẫn de1, mm
114
6
ngoài me, mm
Bánh dẫn de2, mm
288
Dạng răng
Chiều rộng vành răng
b, mm

Thẳng
44,14

Đường kính vòng đỉnh:
Bánh dẫn dae1, mm
Bánh dẫn dae2, mm

8


126
300


Số răng:
Bánh dẫn z1
Bánh bị dẫn z2
Góc mặt côn chia:
Bánh dẫn 𝛿1 , độ
Bánh bị dẫn 𝛿2 , độ

19
48
21,64
68,36

Đường kính vòng đáy:
Bánh dẫn dfe1, mm
Bánh dẫn dfe2, mm
Đường kính vòng chia
trung bình:
Bánh dẫn dm1,mm
Bánh dẫn dm2,mm

Tính toán kiểm nghiệm
Giá trị
Giá trị
Thông số
cho phép

tính
Ứng suất uốn σF1, MPa
phép
toán
216
141,9

9

99
273
97,76
246,96

Nhận xét
Thỏa bền


CHƯƠNG 3:
THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
PHÂN TÍCH LỰC:

3.1

II

I

Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực trên các trục
TÍNH TOÁN TRỤC I:


3.2

Chọn nối trục đàn hồi:
Chọn vật liệu cho chốt của nối trục là thép C45.
Mômen danh nghĩa truyền qua nối trục: T = 91626,57 Nmm.
Hệ số chế độ làm việc K chọn giá trụ 1,4.
Ta chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền mômen xoắn T = 125000 Nmm khi
đường kính trục d = 25 mm.
─ Trục này có số chốt z = 4, đường kính chốt dc = 14 mm, chiều dài chốt lc = 33
mm, chiều dài vòng đàn hồi lo = 28 mm. Đường kính qua tâm chốt Do = 84 mm.
─ Kiểm tra độ bền uốn:
32𝐾𝑇𝑙𝑐 32.1,4.91626,57.33
𝜎𝐹 =
=
= 46,77 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝐹 ] = 90 𝑀𝑃𝑎
𝜋𝑑𝑐3 𝐷𝑜 𝑧
𝜋. 143 . 84.4
─ Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su:
2𝐾𝑇
2.1,4.91626,57
𝜎𝑑 =
=
= 1,65 𝑀𝑃𝑎 ≤ [𝜎𝑑 ] = 3 … 4 𝑀𝑃𝑎
𝐷𝑜 𝑧𝑑𝑐 𝑙𝑐
84.4.14.33

3.2.1
─
─

─
─

10


Do đó điều kiện bền uốn và bền dập được thỏa.
3.2.2 Tính trục I:
─ Vật liệu trục thép C45, chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa, theo
đó, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 0,5[σ] = 35 MPa.
─ Xác định sơ bộ đường kính trục:
3

𝑑=√

5𝑇1 3 5.91626,57
=√
= 23,56 𝑚𝑚
[𝜏]
35

Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 25 mm tại vị trí thân trục lắp nối trục đàn hồi.
Từ đó ta chọn sơ bộ đường kính thân trục tại vị trí lắp ổ lăn là 35 mm.
─ Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:
𝑙 ≈ 𝑙1 + 2𝑥 + 𝑤
Trong đó:
 x = 10 mm
 l1 = ψba aw = 0,4.125 = 50 mm
 w = 50 mm
Suy ra:

𝑙 = 50 + 2.10 + 50 = 120 𝑚𝑚
Tra bảng 10.2, ta có f không nhỏ hơn 60÷80 mm, ta chọn f = 70 mm

Hình 3.2 : Sơ đồ trục I
3.2.3 Tính toán lực và mômen :
─ Nối trục đàn hồi:
𝐹𝑟𝑑 ≈ (0,2 ÷ 0,3)

2𝑇
𝐷𝑜

Ta chọn 𝐹𝑟𝑑 = 0,25

─ Bánh răng dẫn 1:
11

2𝑇
𝐷𝑜

= 0,25.

2.91626,57
84

= 545,38 𝑁


2𝑇1 2.91626,57
=
≈ 3046,6 𝑁

𝑑𝑤1
60,15
𝐹𝑡1 tan 𝛼𝑤 3046,6. tan 20𝑜
𝐹𝑟1 =
=
= 1151,7 𝑁
cos 𝛽
cos 15,68𝑜
𝐹𝑎1 = 𝐹𝑡1 tan 𝛽 = 3046,6. tan 15,68𝑜 = 855,21 𝑁
𝐹𝑡1 =

Trong mặt phẳng thẳng đứng zy:
─ Phương trình cân bằng mômen:
𝑀𝑋𝐴 = 𝑀𝑎1 + 𝐹𝑟1 . 60 − 𝑅𝐵𝑌 . 120 = 0
Trong đó:
𝑑𝑤1
𝑚𝑛 𝑧1
2.29
𝑀𝑎1 = 𝐹𝑎1 .
= 𝐹𝑎1 .
= 855,21.
≈ 25760 𝑁𝑚𝑚
2
2 cos 𝛽
2. cos 15,68𝑜
𝐹𝑟1 = 1151,7 𝑁
Suy ra:
25760 + 1151,7.60
𝑅𝐵𝑌 =
= 790,5 𝑁

120
─ Phương trình cân bằng theo trục y:
−𝑅𝐵𝑌 + 𝐹𝑟1 − 𝑅𝐴𝑌 = 0
𝑅𝐴𝑌 = −𝑅𝐵𝑌 + 𝐹𝑟1 = −790,5 + 1151,7 = 361,2 𝑁
Trong mặt phẳng nằm ngang zx:
─ Phương trình cân bằng mômen:
𝑀𝑌𝐴 = 𝑅𝐵𝑋 . 120 − 𝐹𝑡1 . 60 + 𝐹𝑟𝑑 . 190 = 0
𝐹𝑡1 . 60−𝐹𝑟𝑑 . 190 3046,6.60 − 545,38.190
=
= 660 𝑁
120
120
─ Phương trình cân bằng theo trục x:
−𝐹𝑡1 + 𝐹𝑟𝑑 + 𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐴𝑋 = 0
𝑅𝐴𝑋 = 𝐹𝑡1 − 𝑅𝐵𝑋 − 𝐹𝑟𝑑 = 3046,6 − 660 − 545,38 = 1841,32 𝑁
𝑅𝐵𝑋 =

12


Hình 3.3: Sơ đồ lực và biểu đồ mômen cho trục I
3.2.4

Chọn then cho trục I:

─ Trục có một then, với đường kính d = 40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 10
mm; chiều cao h = 8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t = 5 mm; chiều sâu rãnh
then trên mayơ t2 = 3,3 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45.
─ Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa.
─ Xác định chiều dài làm việc then:

𝑇
91626,57
𝑙𝑙𝑣 =
=
= 13,88 𝑚𝑚
0,5𝑑𝑡2 [𝜎𝑑 ] 0,5.40.3,3.100
13


─ Chiều dài then:
𝑙 = 𝑙𝑙𝑣 + 𝑏 = 13,88 + 10 = 23,88 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn then 10 x 8 x 22 hoặc 10 x 8 x 25
Kiểm nghiệm then
 Kiểm nghiệm độ bền trục I:
Ta thấy, trục có mặt cắt nguy hiểm tại C nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt này, trục
có 1 then:
 Tính các giá trị W và Wo :
 Tính W:
πd3 bt(d − t)2 π. 403 10.3,3. (40 − 3,3)2
W=
−
=
−
32
2d
32
2.40
= 5728 mm3
 Tính Wo
πd3 bt(d − t)2 π. 403 10.3,3. (40 − 3,3)2

Wo =
−
=
−
16
2d
16
2.40
= 12011 mm3
Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công thức
sσ sτ
s=
≤ [s]
√sσ 2 + sτ 2
Với vật liệu trục I là thép C45, ta có:
 σb = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu
 σ−1 = (0,4 ÷ 0,5)σb = 270 MPa
 τ−1 = (0,22 ÷ 0,25)σb = 150 MPa
Trong đó:
 [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5.
 sσ xác định theo công thức:
σ−1
sσ =
K σ σa
+ ψ σ σm
εσ β
 Trong đó:
 Tra bảng 10.3, ta suy ra: εσ = 0,88 ,
 Tra bảng 10.5, ta suy ra K σ = 1,375
 Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5

 So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng:
M √MX 2 + MY 2 120230
σa = =
=
= 20,99 MPa
W
W
5728
σm = 0
Thay vào công thức, tính được:
270
sσ =
= 12,35
1,375.20,99
+0
0,88.1,5
 sτ xác định theo công thức:
14


sτ =






τ−1

K τ τa

+ ψτ τm
ετ β

 Trong đó:
Tra bảng 10.3, ta suy ra: ετ = 0,81
Tra bảng 10.5, ta suy ra K τ = 1,3
Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5
So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng:
T
91626,57
τa =
=
= 7,63 MPa, τm = 0
W0
12011

Thay vào công thức, tính được:
sτ =

150
= 18,38
1,3.7,63
+0
0,81.1,5

Thay vào công thức, tính được:
sσ sτ
12,35.18,38
s=
=

= 10,25 > [s] = [1,5 … 2,5]
√sσ 2 + sτ 2 √12,352 + 18,382
Vậy hệ số an toàn là s = 10,25.
Bảng 3.1: Bảng kiểm nghiệm then trục I
Đường
kính
(mm)
Trục 40
I
40

Then (mm)
bxh
t
10x8
10x8

5
5

Chiều
dài then
l, mm
22
25

Chiều dài
làm việc của
then ll, mm
13,88

13,88

Kiểm nghiệm trục I theo hệ số an toàn
Bảng 3.2: Bảng tính momen trục I
Thông số
Đường
Then
kính, mm
bxh
Trục I

40

10x8

t1
3,3

Bảng 3.3: Bảng kiểm tra hệ số an toàn trục I
Đường kính d,
a


mm
Trục I
40
0,88
0,81 20,99

15


c,
MPa

Moment
T, Nmm

d ,
MPa

91626,57
91626,57

100
100

Momen
chống uốn
W mm2
5728

Momen cản
xoắn W0
mm2
12011

a

s


s

s

7,63

12,35

18,38

10,25


3.3

TÍNH TOÁN TRỤC II:

3.3.1 Tính trục II:
─ Vật liệu trục thép C45, chọn sơ bộ ứng suất uốn cho phép [σ] = 70MPa, theo
đó, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 0,5[σ] = 35 MPa.
─ Xác định sơ bộ đường kính trục:
3

𝑑≥√

5𝑇1 3 5.274299,56
=√
= 33,96𝑚𝑚
[𝜏]
35


Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 40 mm tại vị trí thân trục lắp bánh răng côn.
Từ đó ta chọn sơ bộ đường kính thân trục tại vị trí lắp ổ lăn là 50 mm.
─ Khoảng cách giữa các ổ trong hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp:
𝑙 ≈ 𝑙1 + 2𝑥 + 𝑤
Trong đó:
 x = 10 mm
 l1 = ψba aw = 0,4.125 = 50 mm
 w = 50 mm
Suy ra:
𝑙 = 50 + 2.10 + 50 = 120 𝑚𝑚
Tra bảng 10.2, ta có f không nhỏ hơn 70÷105 mm, ta chọn f = 90 mm.

16


Hình 3.4 : Sơ đồ trục II
3.3.2 Tính toán lực và mômen
─ Bánh răng bị dẫn 2:
𝐹𝑡2 = 𝐹𝑡1 = 3046,6 𝑁
𝐹𝑟2 = 𝐹𝑟1 = 1151,7 𝑁
𝐹𝑎2 = 𝐹𝑎1 = 855,21 𝑁
─ Bánh răng dẫn 3:
2𝑇2 2.274299,56
𝐹𝑡3 =
=
= 5611,7 𝑁
𝑑𝑚1
97,76
𝐹𝑟3 = 𝐹𝑡3 tan 𝛼 cos 𝛿1 = 5611,7. tan 20𝑜 . cos 21,64𝑜 = 1898,5 𝑁

𝐹𝑎3 = 𝐹𝑡3 tan 𝛼 sin 𝛿1 = 5611,7. tan 20𝑜 . sin 21,64𝑜 = 753,2 𝑁
Trong mặt phẳng thẳng đứng zy:
─ Phương trình cân bằng mômen:
𝑀𝑋𝐴 = 𝑀𝑎3 + 𝑀𝑎2 + 𝐹𝑟2 . 60 − 𝐹𝑟3 . 210 + 𝑅𝐵𝑌 . 120 = 0
Trong đó:
𝑑
97,76
 𝑀𝑎3 = 𝐹𝑎3 . 𝑚1 = 753,2.
≈ 36816 𝑁𝑚𝑚
 𝑀𝑎2 = 𝐹𝑎2 .

2
𝑑𝑤2
2

= 𝐹𝑎2 .

2
𝑚𝑛 𝑧2

2 cos 𝛽

= 855,21.

2.92
2 cos 15,68𝑜

≈ 81720 𝑁𝑚𝑚

 𝐹𝑟2 = 1151,7 𝑁; 𝐹𝑟3 = 1898,5 𝑁

Suy ra:
−36816 − 81720 − 1151,7.60 + 1898,5.210
𝑅𝐵𝑌 =
= 1758,7 𝑁
120
─ Phương trình cân bằng theo trục y:
−𝑅𝐵𝑌 − 𝐹𝑟2 + 𝐹𝑟3 + 𝑅𝐴𝑌 = 0
𝑅𝐴𝑌 = 𝑅𝐵𝑌 + 𝐹𝑟2 − 𝐹𝑟3 = 1758,7 + 1151,7 − 1898,5 = 1011,9 𝑁
Trong mặt phẳng nằm ngang zx:
─ Phương trình cân bằng mômen:
𝑀𝑌𝐴 = 𝑅𝐵𝑋 . 120 − 𝐹𝑡3 . 210 − 𝐹𝑡2 . 60 = 0
𝐹𝑡3 . 210 + 𝐹𝑡2 . 60 5611,7.210 + 3046,6.60
𝑅𝐵𝑋 =
=
= 11343,8 𝑁
120
120
─ Phương trình cân bằng theo trục x:
𝐹𝑡3 + 𝐹𝑡2 − 𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐴𝑋 = 0
𝑅𝐴𝑋 = 𝑅𝐵𝑋 − 𝐹𝑡3 − 𝐹𝑡2 = 11343,8 − 5611,7 − 3046,6 = 2685,5 𝑁

17


Hình 3.5 : Sơ đồ lực và biểu đồ mômen cho trục II
3.3.3 Chọn then cho trục II :
─ Trục có một then, với đường kính d = 55 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 14
mm; chiều cao h = 9 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5,5 mm; chiều sâu
rãnh then trên mayơ t2 = 3,8 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45.
─ Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa.

─ Xác định chiều dài làm việc then:
𝑇
274299,56
𝑙𝑙𝑣 =
=
= 26,24 𝑚𝑚
0,5𝑑𝑡2 [𝜎𝑑 ] 0,5.55.3,8.100
─ Chiều dài then:
𝑙 = 𝑙𝑙𝑣 + 𝑏 = 26,24 + 14 = 40,24 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn then 14 x 9 x 40 hoặc 14 x 9 x 45.

18


Then tại thân trục lắp bánh răng côn răng thẳng:
─ Với đường kính d = 40 mm, ta chọn then có chiều rộng b = 12 mm; chiều cao h
= 8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm; chiều sâu rãnh then trên mayơ
t2 = 3,3 mm. Vật liệu then ta chọn là thép C45.
─ Giả sử ghép cố định, điều kiện sử dụng trung bình, ta chọn [σd] = 100 MPa.
─ Xác định chiều dài làm việc then:
𝑇
274299,56
𝑙𝑙𝑣 =
=
= 41,56 𝑚𝑚
0,5𝑑𝑡2 [𝜎𝑑 ] 0,5.40.3,3.100
─ Chiều dài then:
𝑙 = 𝑙𝑙𝑣 + 𝑏 = 41,56 + 12 = 53,56 𝑚𝑚
Theo tiêu chuẩn ta chọn then 10 x 8 x 56
Kiểm nghiệm then

Ta thấy, trục có mặt cắt nguy hiểm tại B nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt này,
trục đặc:
 Tính các giá trị W và Wo :
 Tính W:
W = 0,1d3 = 0,1. 553 = 16637,5 mm3
 Tính Wo
Wo = 0,2d3 = 0,2. 553 = 33275 mm3
Do trục truyền, nên hệ số an toàn tính theo công th
sσ sτ
s=
≤ [s]
√sσ 2 + sτ 2
Với vật liệu trục I là thép C45, ta có:
 σb = 600 MPa - giới hạn bền vật liệu
 σ−1 = (0,4 ÷ 0,5)σb = 270 MPa
 τ−1 = (0,22 ÷ 0,25)σb = 150 MPa
Trong đó:
 [s] - hệ số an toàn nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5.
 sσ xác định theo công thức:
σ−1
sσ =
K σ σa
+ ψ σ σm
εσ β
 Trong đó:
 Tra bảng 10.3, ta suy ra: εσ = 0,81 ,
 Tra bảng 10.5, ta suy ra K σ = 1,375
 Tra bảng 10.4, Thấm carbon, ta suy ra: β = 1,5
 So trục quay, nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳđối xứng:
M √MX 2 + MY 2 522539,63

σa = =
=
= 31,4 MPa
W
W
16637,5
σm = 0
Thay vào công thức, tính được:
270
sσ =
= 7,6
1,375.31,4
+0
0,81.1,5
19