THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP
Loại hộp : Hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng

1. Động cơ

3. Hộp giảm tốc

2. Nối trục đàn hồi

5. Băng tải

•
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.

4. Bộ truyền đai dẹt

Các số liệu cho trước :
Lực kéo băng tải : F = 8750 N
Vận tốc băng tải : v = 0,42 m/s
Đường kính tang : D = 190 mm
Thời hạn phục vụ : lh = 16000 giờ
Số ca làm việc : số ca = 2
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 400
Đặc tính làm việc : va đập vừa
Tmm = 1,4 T1

T2 = 0,77 T1
t1 = 2,6 h
t2 = 3,7 h
tck = 8 h

1


PHẦN I :
I.
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1. Công suất yêu cầu xác định theo công thức : Pyc =

Pct
.β
η

Trong đó :
Công suất công tác Pct :
Pct =

F .v 8750.0,42
=
= 3,675 KW
1000
1000

Với : v = 0,42 m/s – vận tốc băng tải
F = 8750 N – lực kéo băng tải
Hiệu suất dẫn động η :

η = η brcη đη ol2 lη kη ot
Theo bảng 2.3 TTTKHDĐCK ta có
η brc = 0,97 – hiệu suất một cặp bánh răng côn
η đ =0,95 – hiệu xuất bộ truyền đai để hở
η ol = 0,995 – hiệu suất một cặp ổ lăn
η k = 0,99 – hiệu suất nối trục
η ot = 0,995 – hiệu suất một cặp ổ trượt
→ η = 0,96.0,95.0,9932.0,99.0,995 = 0,898 ;
Hệ số xét đến phân bố tải không đều β :
2

2,6
3,7
T  t
β = ∑  i  . i = 12.( ) + 0,77 2.( ) = 0,77 < 1 ( TM)
8
8
 T  t ck

⇒ Công suất yêu cầu :
Pct
3,675.0,77
.β =
Ptd =
= 3,14 KW
0,898
η

2.


Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u t . Theo bảng 2.4 TTTKHDĐCK ta có
:
ut= ubrc.uđ
ubrc = 4 – tỉ số truyền động bánh răng côn 1 cấp
uđ = 4 – tỉ số truyền động đai dẹt
⇒ ut = 4.4 = 16
Số vòng quay của trục công tác là nlv :
nlv = 60000v/( πD ) = 60000.0,42/ ( 3,14.190) = 42,23 vg/ph
trong đó : v – vận tốc băng tải ; v = 0,42 m/s
D – đường kính tang ; D = 190 mm
Số vòng quay sơ bộ của động cơ
Usb= ulv.ut = 16.42,23 = 675,68 vg/ph
3. Chọn động cơ
Chọn động cơ phải thỏa mãn các điều kiện : Pyc ≥ Pct , ndb ≈ nsb
2


Đồng thời có momen mở máy thỏa mãn điều kiện :
Tmm/T ≤ Tk/Tdn
Từ kết quả tính toán : Pyc = 3,14 kW
nsb = 675,68 vg/ph
Theo bảng phụ lục P1.3TTTKHDĐCK ta chọn động cơ
Kiểu động cơ
4A132S8Y3

Vận tốc quay
Công suất kW (v/p)
cos ϕ
4


720

0,7

η%

Tmm/Tdh

83

2,2

Tk/Tdn
1,8

Kiểm tra điều kiện mở máy :
Tmm/T1 = 1,4T1/T1 = 1,4 < Tk/Tdn = 1,8
Vậy động cơ 4A132S8Y3 đã chọn đáp ứng được các yêu cầu đề ra.
4. Phân phối tỉ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :
ut =

n dc
720
=
= 17,04 trong đó :
nlv
42,23


Trong đó: ndc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vòng /phút )
nlv –là số vòng quay của trục máy công tác (vòng /phút)
- Phân phối tỷ số truyền:
ut = un.uh
Với :
un – tỉ số truyền của bộ truyền ngoài
uh – tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Vì đường kình bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa ,do đó để tránh cho sai
lệch về tỷ số truyền không quá một giá trị cho phép (≤ 4 %) ta nên chọn tỷ số truyền theo
tiêu chuẩn ud =un = 4
⇒ Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng : uh = ut/un = 16,95/4 = 4,26
II.
XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC
Gồm các trục:
Trục động cơ
Trục bánh răng nhỏ: trục I
Trục bánh răng lớn : trục II
Trục công tác
1. Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác : Pct = 3,675 kW
Công suất trên trục II :
Công suất trên trục I :

Pct
3,675
=
= 3,73 kW
η k .η ol 0,99.0,995.
P2
3,73

P1 =
=
= 3,865 kW
η br .η ol
0,97.0,995

P2 =

Công suất trên trục động cơ :
3


Pdc =

P1
3,865
=
= 4 kW
η d .η ol 0,95.0,995

2. Tốc độ quay trên các trục
Tốc độ quay trên trục động cơ : ndc= 720 vg/ph
Tốc độ quay trên trục I :

n1=

Tốc độ quay trên trục II :

n dc 720
=

= 180 vg/ph
ud
4
n1
180
n2 =
=
= 42,25 vg/ph
u h 4,26

Tốc độ quay của trục công tác : nct = n2 = 42,25 vg/ph
3. Mô men xoắn trên các trục
Pi
Ta có công thức tính mô men xoắn: Ti = 9,55.106 ni
Pdc
4
n
Mô men trục động cơ : Tđc =9,55.106 dc =9,55.106. 720 = 53055,56 N.mm
P1
3,865
Mô men trên trục I : T = 9,55.106 n1 = 9,55.106 180 = 205059,7 N.mm
1

P2
3,73
Mô men trên trục II : T2= 9,55.106 n 2 = 9,55.106 42,25 = 843112,42 N.mm
Pct
3,675
Mô men trục công tác : T = 9,55.106 nct = 9,55.106 42,25 = 831756,48 N.mm
ct


4. Bảng tổng kết
Trục

Động cơ

I
(Bánh răng )

II
(Bánh răng)

Công tác

Thông số
T.S truyền

4

4,26

1

n (vg/ph)

720

180

42,25


42,25

P (KW)

4

3,865

3,73

3,675

T (N.mm)

53055,56

205059,7

843112,42

831756,48

4


PHẦN II : THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CHI TIẾT MÁY

I.


THIẾT KẾ TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT
1. Chọn loại đai
Căn cứ công suất động cơ Pdc = 4( kW) , tỉ số truyền ud = 4 và điều kiện làm việc va
đạp vùa ta chọn loại đai là : loại đai vải cao su
2. Xác định thông số bộ truyền
- Xác định đường kính bánh đai nhỏ
Theo công thức thực nghiệm ta có : d1 = ( 5,2 ... 6,4) 3 Tdc
Trong đó : mô men xoắn trên trục động cơ Tdc = 53055,56N.mm
d1 = (5,2...6,4) 3 53055,56 = 195,4 .. 240,5 mm
Chọn d1 theo tiêu chuẩn : d1 = 200 mm
π .d1 .n dc
≤ (25 ÷ 30) m/s
- Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện : v =
60000

π .200.720
= 7,539 (m/s) thỏa mãn
60000
Xác định đường kính bánh đai lớn công thức 4.2_TTTKHDĐCK ta có :
d 2 = d1 .(1 − ε ).u d = 200.(1 – 0,01).4 = 729 mm
Với ε =0,01 - hệ số trượt của đai vải cao su
⇒ Chọn d2 theo tiêu chuẩn : d2 = 800 mm
d2
800
- Tỷ số truyền thực tế : utt=
=
= 4,04
d1 .(1 − ε ) 200.(1 − 0,01)
⇒v=


- Sai lệch tỷ số truyền : ∆ u =

u tt − u d
4,04 − 4
.100% =
.100% = 1% < 4 %
ud
4,04

⇒ Bộ tuyền đảm bảo ..

3. Khoảng cách trục và chiều dài đai
- Khoảng cách trục được xác định theo công thức :
a ≤ (1,5 ... 2)(d1 + d2) = ( 1,5 ...2)(200+800) =1500 ... 2000 chọn a = 1800
- Từ khoảng cách a đã chọn ta có chiều dài đai :
L = 2a + π (d1 + d2)/2 + (d2- d1)2/4a
L = 2.1800 + π (200 +800)/2 + (800-200)2/4a
L= 5220,79 mm
÷
Tăng thêm 100 400 tùy theo cách nối đai , tăng thêm 379,21 ⇒ L = 5600
- Xác định lại khoảng cách trục theo L :
a = ( λ + λ2 − 8∆2 )/4 = (4029,2 + 4029,2 2 − 8.300 2 )/4 = 1992
trong đó : λ = L – π (d1+d2)/2 = 5600 – π (200+800)/2 = 4029,2
∆ = ( d2 – d1)/2 = (800 – 200)/2 = 300
Do đó a = 1992
- Góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ được tính theo công thức :
α 1 = 1800 – (d2 – d1).570/a = 1800 – ( 800 – 200).570/1992 = 162,830.
Thỏa mãn điều kiện α 1 > [α 1 ] .
5



4. Xác định tiết diện đai
- Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai
A = b. δ = Ft .K đ . /[α F ] ⇒ b = Ft.Kđ/( [α F ].δ )
δ
1
1
200
≤
⇒δ ≤
d1 =
Trong đó : δ - chiều dày đai . Với đải vai cao su
= 5mm
d1

40

40

40

Theo bảng 4.1_TTTKHDĐCK ta chọn δ = 5 với đai không có lớp lót . z = 4
- Lực vòng Ft = 1000.Pdc/ V . Với vận tốc đai v = 7,539 m/s
Ft= 1000.Pdc /7,539 = 1000.4/ 7,539 = 530,57 N
- Theo bảng 4.7_TTTKHDĐCK ta có : hệ tải trọng va đập Kđ= 1,25
- Ứng xuất có ích cho phép [σ F ] xác định theo công thức :
[σ F ] = [σ F ] 0 .Cα .Cv .C0
Trong đó :
- Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [σ ]0 = k1 − k 2 .δ / d1
- Bộ truyền nằm nghiêng một góc 400 ⇒ Ứng suất căng ban đầu [σ ]0 = 1,8 MPa

- Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k1 = 2,5; k2 = 10
[σ F ]0 = 2,5 − 10.5 / 200 = 2,25 MPa
- Hệ số ảnh hưởng của góc ốm α1 theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK: Cα = 0,94
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK : C v= 1
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền với α = 400 : C0= 1
[σ F ] = [σ F ]0 .Cα .Cv .C0 = 2,25.0,94.1.1 = 2,115 MPa
- Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động kđ = 1,25
⇒ b = Ft.Kđ/( [α F ].δ ) = 530,57.1,25/(2,115.5) = 62,73 mm
⇒ theo tiêu chuẩn chọn b= 63 mm
- Tiết diện đai : A = b. δ = 63.5 = 315 mm2
- Chiều rộng bánh đai B = 71
5. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
- Lực căng ban đầu : F0 = σ 0 .b.δ = 1,8.63.5 = 567 ( N )
- Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.sin( α1 /2) = 2. 567.sin(81,40) = 1121,24 (N)
⇒ Ta có bảng kết quả tính toán

6


Thông số

Kí hiệu

Đai dẹt

Đường kính bánh đai nhỏ

D1

200 mm


Đường kính bánh đai nhỏ

D2

800 mm

Chiều rộng bánh đai

mm

71

Chiều dài đai

L

5600 mm

Số đai

z

1 đai

Tiết diện đai

A

315 mm2


Khoảng cách trục

a

1992 mm

Góc ôm

α1

162

Lực tác dụng lên trục

Fr

1121,24 N

II.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
1. Chọn vật liệu
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt về vật liệu và quan điểm thống nhất hóa thiết kế ở
đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau :
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 240HB có σ b1 = 750 MPa , σ ch1 = 450 MPa
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 200HB có σ b1 = 750 MPa , σ ch1 = 450 MPa
2. Định ứng xuất cho phép
- Ta có công thức tính ứng xuất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = σ H0 lim .K HL / S H
Trong đó : σ H0 lim - ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở được tính bẳng ct

σ H0 lim = 2HB + 70
⇒ σ H0 lim1 = 2.240 +70 = 550 Mpa

σ H0 lim 2 = 2.200 + 70 = 470 MPa

KHL:Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
KHL =

mH

N HO
N HE

.Với bậc của đưởng cong mỏi mH = 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : NHO = 30.HB2,4
⇒

NHO1= 30.2402,4 = 1,54 .107
NHO2 = 30.2002,4= 9,99.106

3
Số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương : NHE=60c ∑ (Ti / Tmax ) .ni .t i

7


Với c, ni , Ti , t i lần lượt là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn,
tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
n1

3
t i ∑ ( Ti / Tmax ) .t i / ∑ t i
∑
u1
180 3 2,6
3,7
= 60.1.
.(1 .
+ 0,77 3. ).16000 = 2,174.10 7
4,26
8
8

N HE = 60.c.
⇒ N HE 2

Vì N HE 2 > N HO 2 .Tương tự thì do đó N HE1 > N HO1 Nên suy ra KHL = 1
Hệ số an toàn khi tính ứng xuất uốn : SH = 1,1
- Như vậy theo 6.1a_TTTKHDĐCK sơ bộ xác định được :
[σ H ] = σ H0 lim .K HL / S H
⇒ [σ H ]1 =550.1/1,1=500 MPa
[σ H ] 2 = 470.1/1,1=427,27 Mpa

Để tính toán bộ truyền ta chọn [σ H ] = [σ H ] 2 = 427,27
- Ta có công thức tính ứng xuất quá tải cho phép : [σ F ] = σ 0 lim ..K FC .K FL / S F
F

Trong đó : σ F0 lim = 1,8HB - ứng suất quá tải cho phép ứng với chu kì cơ sở
⇒


σ F0 lim1 = 1,8.240 =432 Mpa
σ F0 lim 2 =1,8.200= 360 Mpa

Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:KFC = 1(vì tải đặt một phía)
Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của
bộ truyền: KFL =

mF

N FO / N FE .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn mF = 6

6
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N FO = 4.10

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: N FE = 60.c.∑ ( Ti / Tmax ) .ni .t i
mF

Với c, ni , Ti , t i lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn,
tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.
N FE = 60.c.∑ ( Ti / Tmax )
⇒ N FE 2 = 60.1.

mF

.ni .t i

180 6 2,6
3,7
.(1 .
+ 0,77 6. ).16000 = 1,709.10 7

4,26
8
8

Vì NFE2 = 1,709.107 > NFO2 = 4.106 do đó KFL2 = 1.Tương tự thì KFL1 = 1
Hệ số an toàn khi tính ứng xuất uốn : SF = 1,1
- Như vậy theo 6.2a_TTTKHDĐCK so bộ tính toán được :
8


[σ F ]1 = 432.1.1/1,1= 392,73 MPa
[σ F ] 2 = 360.1.1/1,1=327,27 Mpa

3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền :
- Chiều dài côn ngoài : Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động theo ct
6.52a_TTTKHDĐCK :
Re = K R . u 2 + 1. 3

T1.K H β

( 1 − Kbe ) .Kbe .u.[ σ H ]

2

Trong đó:
K R =0,5.kđ : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động bánh
răng côn răng thẳng làm bằng thép kđ=100(MPa)1/3
→ K R =0,5.100=50(MPa)1/3
u – Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u = 4,26
T1 – Momen xoắn trên trục dẫn : T1= 205059,7 mm

Kbe - Hệ số chiều rộng vành răng ; lấy K be =0,25 (vì u = 4,24 >3)
kHβ - Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, với:
Kbe.u/(2-Kbe)= 0,25.4,24/(2-0,25) = 0,605
tra bảng 6.21_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có : K H β = 1,13
[σ H ] = 427,27 – ứng suất tiếp xúc cho phép
⇒ Re= 50. 4,26 2 + 1.3 205059,7.1,13 /[(1 − 0,25).0,25.4,26.427,27 2 ] = 255,3 mm
- Đường kính chia ngoài : de1 = 2Re/ 1 + u 2 = 2.255,3/ 1 + 4,26 2 = 116,6 mm
4. Xác định các thông số ăn khớp :
- Số bánh răng nhỏ : theo bảng 6.22_TTTKHĐCK ta đc : z1p= 17
⇒ Với HB < 350 ta có z1=1,6zp1 = 27,2
- Đường kính trung bình và môđun trung bình của bánh răng côn nhỏ :
dm1= (1- 0,5.kbe).de1= (1- 0,5.0,25).116,6 = 101,93 mm
mtm= dm1/z1 = 101,93/27,2= 3,74 mm
- Môđun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.56_TTTKHTDĐCK :
mte= mtm/(1- 0,5.kbe) =3,74/(1- 0,5.0,25) = 4,27 mm
- Theo bảng 6.8_ TTTKHTDĐCK lấy giá trị tiêu chuẩn mte= 5 mm do đó:
mtm= mte.(1- 0,5.kbe) = 5.(1- 0,5.0,25)= 4,375 mm
z1 = dm1/mtm = 103,9/4,375 = 23,7 lấy z1= 23 răng
⇒ z2= u1.z1 = 4,26.23= 97,98 lấy z2 = 98 răng
- Góc côn chia :
δ1=arctg(z1/z2) =arctg(23/98) = 13.20
0
0
0
⇒ δ2=90-δ1= 90 – 13,29 = 76,79
- Tỉ số truyền : u1= z2/z1= 4,26
- Theo bảng 6.20_ TTTKHTDĐCK với z1= 23 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
x1= 0,39 ; x2= - 0,39
- Chiều dài côn ngoài :
9



Re= 0,5.mte. z12 + z 22 = 0,5.5. 23 2 + 98 2 = 251,656 mm
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1=z1.mtm=23.4,375 = 100,62 mm
- Chiều rộng vành răng : b = Re.kbe= 251,65. 0,25 = 62,9
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
- Theo công thức 6.58_TTTKHDDCK ta có :
σH = zM.zε.zH. 2T1 .K h u m2 + 1 /(0,85b.d m21u m ) ≤ [σH]
Trong đó:
zM – theo bảng 6.5_ TTTKHTDĐCK ta có zM= 274 (MPA)1/3
zH – theo bảng 6.12 với x1 + x2 =0 ta có zH=1,76
T1:Momen xoắn trên trục dẫn,T1= 205059,7 N.mm
zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức
zε = ( 4 − ε α ) / 3 = ( 4 − 1,715) / 3 = 0,874
Theo công thức 6.60_TTTKHDĐCK ta có :
ε α = 1,88 – 3,2(1/z1 +1/z2) = 1,88 – 3,2(1/23 +1/98) = 1,708
Kh – theo công thức 6.61_TTTKHTDĐCK :
kH =kHα.kHβ.kHV
kHβ – theo trên ta có kHβ=1,13
kHα:Hệ số kể đến sự tập trung phân bố tải trọng không đều trên giữa các răng kHα=1
kHV:Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63_
TTTKHTDĐCK :
kHV = 1 + νH.b.dm1/(2.T1.kHβ.kHα)
Trong đó: với v = π .dm1.n/60000 = π .100,62.180/60000 = 0,948 m/s
Tra bảng 6.15_TTTKHDĐCK ta có : δ H = 0,006
Bảng 6.16_TTTKHDĐCK có : go = 82 với cấp chính xác là 9
⇒ νH = δH.g0.v. d m1 (u + 1) / u = 0,006.82.0,948. 100,62( 4,26 + 1) / 4,26 = 5,19
⇒ Vậy kHV = 1+ 5,19.62,9.100,62/(2. 204104,72.1.1,13) =1,047
Do đó kH = 1,13.1.1,047 = 1,18
Với các trị số vừa tìm được , ta có :

σH = zM.zε.zH. 2T1 .K h u m2 + 1 /(0,85b.d m21u m )
σH = 274.0,84.1,76. 2.205059,7.1,18. 4,26 2 + 1 /(0,85.62,9.100,62 2.4,26 ) = 386,54
Ta có : σ H = 386,54 < [σ H ] 427,27 Mpa ⇒ thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc .
6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
- Theo công thức _TTTKHTDĐCK ta có :
σF1= 2T1KfY ε Y β YF1/(0,85b.mtm.dm1)

kF: Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn , theo công thức 6.67/t117/ TTTKHTDĐCK
kF=kFβ.kFα.kFv
Với kFβ: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng ,
Theo bảng 6.21_TTTKHTDĐCK ta được kFβ=1,25
kFα: Hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng¸ kFα=1
kFv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xác định theo công thức :
10


kFv=1+νF.b.dm1/(2.T1.kFβ.kFα)
Với νF=δF.g0.v. d m1 .(u + 1) / u
Theo bảng 6.15 và 6.16_ TTTKHTDĐCK ta có: δF = 0.016 ; g0 = 82
⇒ νF = 0,016.82.0,948 100,62(4,26 + 1) / 4,26 =13,86
⇒ kFv=1+ 13,86.62,9.100,62/(2. 205059,7.1.1,25) = 1,117
Vậy kF = 1,25.1.1,17=1,4
Yε =1/εα=1/1,708= 0,58
Với răng thẳng Yβ = 1
Với
zv1=z1/cos(δ1) = 23/ cos(13,2 ο ) =23,62
zv2=z2/cos(δ2)= 98/cos(76,79 ο ) = 428,84
x1= 0,39 ; x2= − 0,39
Tra bảng 6.18_ TTTKHTDĐCK ta có : YF1 = 3,39 ; YF2 = 3,63
Thay các giá trị vừa tính ta được :

σF1 = 2. 204104,72.1,4.0,58.1.3,39/(0,85.62,9.4,37.100,62) = 47,79 MPa
σF2 = σF1.(YF2/YF1) = 50,36 (3,63/3,39) = 51,18 MPa
Ta thấy

σ F 1 < [σ F 1 ]

σ F 2 < [σ F 2 ]

⇒ Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo .

7.Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
- Theo công thức 6.48/t 110/ TTTKHTDĐCK ta có :
σHmax= σH. k qt ≤ [σH]max
Với σH = 405,9 ⇒ kqt = Tmax/T = 1,4
⇒ σHmax = 405,9. 1,4 = 480,3 MPa <[σH]max= 1540 MPa
Theo công thức 6.49_TTTKHDĐCK ta có:
σFmax= σF .kqt ≤ [σF]max
⇒ σFmax1=σF1.kqt= 47,79.1,4 = 66,9 MPa < [ σ F 1 ] max =480 MPA
σFmax2=σF2.kqt= 51,18.1,4= 71,65 MPa < [ σ F 2 ] max =440 MPA
Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn .
8.Các thông số của bộ truyền bánh răng côn :
Theo các công thức trong bảng 6.19_ TTTKHTDĐCK ta có :
- Đường kính chia ngoài : de
de1= mtm.z1 = 5.23 = 115 mm
de2= mtm.z2 = 5.98= 490 mm
- Đường kính trung bình của bánh :
dm1= (1- 0,5b/Re) de1 = (1- 0,5.62,9/251,66).115 = 100,62 mm
dm2= (1- 0,5b/Re) de2 = (1- 0,5.62,9/251,66).490 = 428,76 mm
- Chiều cao răng ngoài : he = 2.hte.mte + c = 2.1.5 + 1= 11 mm
- Với hte= cos β m = 1 mm ; c = 0,2mte = 0,2.5 = 1 mm

- Chiều cao đầu răng ngoài : hae
hae1= (hte + xn1.cosβ).mte = (1+0,39.1).5 = 6,95 mm
hae2= 2.hte.mte – hae1= 2.1.5 – 6,95 = 3,05mm
11


- Chiều cao chân răng ngoài : hfe
hfe1=he- hae1= 11– 6,95= 4,05 mm
hfe2= he- hae2 = 11 – 3,05 = 7,95 mm
- Đường kính đỉnh răng ngoài : dae
dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1= 115 + 2.6,95.cos( 13,20) = 128,53 mm
dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2= 428,76 + 2.3,05.cos( 76,790 ) = 430,15 mm
9. Xác định lực ăn khớp :
Lực vòng : Ft1= Ft2 = 2T1/dm1= 2. 205059,7/100,62= 4075,92 N
Lực hướng tâm : Fr1 = Ft1. tgα tw cos δ 1 = 4255,7.tg200.cos (13,20) = 1444,3 N
Fr2 = 4255,7.tg200.cos(76,790) = 339,01
Lực dọc trục : Fa2 = Fr2 = 339,01 N ; Fa2 = Fr1 = 1444,3 N

Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn
Thông số

Trị số

Số răng bánh răng côn nhỏ

z1 = 23

Số răng bánh răng côn lớn

z2 = 98


Tỷ số truyền

ubr = 4,26

Đường kính trung bình của bánh răng

dm1 = 100,62 mm
dm2 = 428,76 mm

Đường kính chia ngoài của bánh răng

de1 = 115 mm
de2 = 490 mm

Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng

dae1 = 128,53 mm
dae2 = 430,15 mm

Góc côn chia của bánh răng

δ1 = 13,2°
δ2 = 76,79o

Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng

he = 11 mm
hae1 = 6,95 mm

hae2 = 3,05 mm
hfe1 = 4,05 mm

Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng
12


hfe2 = 7,95 mm
Mô đun vòng ngoài

mte = 5 mm

Chiều rộng vành răng

b = 62,9 mm

Góc nghiêng của răng

β = 0o

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0,39 mm
x2 = -0,39 mm
Ft1 = Ft2 = 4075,92 N
Fr1 = 1444,3 N
Fr2 = 339,01 N

Lực tác dụng


Fa1 = 339,01 N
Fa2 = 1444,3 N

PHẦN III:TÍNH TOÁN THIẾT TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN .

I.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
7. Chọn vật liệu :
- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600MPa , ứng suất xoắn cho phép
[τ ] = 12 .. 20 Mpa

8. Xác định sơ bộ đường kính trục : theo ct 10.9_TTKHDĐCK , đường kính trục thứ
với k = 1 .. 3 là :

dk = 3 Tk / 0,2[τ ]

Với: Tk – là mô men xoắn ở trục thứ k.
TI= 205059,7 ; TII = 843112,42
[τ ] - ứng suất cho phép đối với vật liệu thép CT45. Ta chọn [τ ] = 12 MPa

Khi đó :

d1= 3 T1 / 0,2[τ ] =

3

205059,7 /(0,2.12) = 44 mm ; chọn d1= 45 mm

d2= 3 T2 / 0,2[τ ] = 3 843112,42 /(0,2.12) = 70,55 mm ; chọn d2= 75 mm


13


Dựa vào đường kính vừa chọn , ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo
bảng 10. 2 _TTTKHDĐCK , ta có:
- d1 = 45 mm ⇒ b01 = 25 mm ;
- d2 = 75 mm ⇒ b02 = 37 mm ;
9. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách trục
Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức:
lmik = (1,2…1,4)dik
Trong đó : dik là đường kính của trục bánh răng côn;
- Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ :
lm13 = (1,2…1,4). 45 = (54…63) mm; lấy lm13 = 60 mm;
- Chiều dài moay ơ bánh đai lớn :
lm12 = (1,2…1,5). 45 = (54…67,5) mm; lấy lm12 = 65 mm;
- Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn:
lm22 = (1,2…1,4). 75= (90…105) mm; lấy lm22 = 100 mm;
Chiều dài moayơ nửa khớp nối :
lm23 = (1,4…2,5). 75 = (105…187,5) mm; lấy lm23 = 150 mm;
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3_ TTTKHTDĐCK, ta có:
+k1 :Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:
k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);
+ k2 Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 mm;
+ k 3 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:
k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 10 mm;
+ hn : Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:

hn = (15…20) mm; lấy hn =20 mm
Xác định chiều dài của các đoạn trục:
- Theo bảng 10. 4 _TTTKHDĐCK, xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn trụ (H.10.10 - tr 193), ta có các kết quả như sau:
Trục I:
l12 = – lc12 = – (0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn)
= – (0,5(65+ 25) + 10 + 20 )= - 75mm
l11 = (2,5…3)d1 = (2,5…3). 45 = (112,5 …135) mm; lấy l11 = 120 mm
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo1 – b13. cosδ1)
l13 = 120 + 10 + 10 + 60+ 0,5(25 – 62,9. cos13,20) = 181,88 mm
Trục II:
L22 = K1 + k2 + dae1 + 0,5(b02 – b13cos δ 2 )
= 10 + 10 + 128,53 + 0,5(37 – 62,9.cos76,790) = 159,84 mm
L21 = lm22 + lm23 + b02 + 3k1 + 2k2 = 100 + 150 + 37 + 3.10 + 2.10 = 337 mm
L23 = hn + k3 + 0,5(b02 + lm23 ) = 20 + 10 + 0,5(37 + 150 ) = 123,5 mm
10. xác định lực tác dụng lên trục I
14


a. Ta có lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn theo công thức :
Ft1 = 2T1/dm1 = 4075,92 N
Fr1 = Ft1 . tg α . cos δ 1 = 1444,3 N
Fa1 = Ft1 . tg α . sin δ 1 = 339,01 N
Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ.
Ta tính toán được các thông số như sau:
Phản lực theo phương của trục y:

∑M

y


(B ) = Frđ.l12 – Yc.l11 + Fa1.(dm1/2) = 0

⇒ Yc = (Frđ.l12 + Fr1.l13 – Fa1.(dm1/2))/l11 =

= (1121,24.75 + 1444,3.181,88 – 353,96.(100,62/2))/120 = 2741,45 N

∑F

= - Frđ + YB – Yc + Fr1 = 0

(Y )

⇒ YB = Frđ + Yc – Fr1 = 1121,24+ 2741,45 – 1444,3 = 2418,39 N

Vậy YB , Yc có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ.
Phản lực theo phương của trục x:

∑M

x

(B) = - Xc.l11 + Ft1.l13

⇒ Xc = (Ft1.l13)/l11 = 4075,92.181,88/120 = 6177,74 N

∑F

(X )

= XB – XC + Ft1

15


⇒ XB = XC – Ft1 = 6177,74 – 4075,92 = 2101,82 N

Vậy XB,XC có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ.
b.Tính đường kính của trục
- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d1= 45 mm, vật liệu chế tạo trục là thép
45, tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5_TTTKHTDĐCK, ta có trị số của ứng
suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 50 Mpa.
- Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:
d=

3

M td / 0,1.[σ ]

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15
và10.16_TTTKHDĐCK momen tương đương được tính theo công thức :
Mtd = M x2 + M y2 + 0,75M z2
Xét các mặt cắt trên trục I:
+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:
- Mô men uốn M XA = M Ay = 0
- Mô men xoắn T AZ = TI = 205059,7 Nmm;
- Mô men tương đương trên mặt cắt A:
A

M tđ = 0,75.205059,7 2 = 177586,9 Nmm
- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 3 176759,87 /(0,1.50) = 32,87
- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính

được đường kính của trục tại mặt cắt A là:
dA = 32,87 + 0,04. 32,87 = 34,18 mm
+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mômen uốn M xB = 0 Nmm
- Mômen uốn = Frd . l12 = 1121,24.75= 84093 Nmm;
- Mômen xoắn = 205059,7 Nmm;
- Mômen tương đương trên mặt cắt B:
= 84093 2 + 0 2 + 0,75.205059,7 2 = 196491,07 Nmm
- Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = 3 196491,07 /(0,1.50) = 33,99 mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mô men uốn :
M Cx = ( Ft1 + Fa1).(l13 –l11) = (4075,92 + 339 ).(181,88 – 120 )= 273195,24 N
- Mô men uốn M yC : M yC = Fr1.(l13 – l11) – Fa1.dm1/2
= 1444,3(181,88 – 120 ) – 339,01.100,62/2 = 72317,69 N
C
- Mô men xoắn T z = 205059,7 Nmm;
- Mô men tương đương trên mặt cắt C:
M tđC = 273195,24 2 + 72317,69 2 + 0,75.205059,7 2 = 333770 Nmm
- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC =

3

333770 /(0,1.50) = 40,56 mm;
16


- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi
chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau:
dB = dC = 41 mm.

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:
- Mô men uốn M xD =0;
- Mô men uốn M Dy = Fa1.dm1/2 = 339,01.100,62/2 = 17055,5 N.mm
- Mô men xoắn TzD = 205059,7 Nmm;
- Mô men tương đương trên mặt cắt D:
M tđD = 170555,6 2 + 0,75.205059,7 2 = 178404 Nmm;
- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD =

3

178404 / 0,1.50 = 32,92 mm

- Do tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải
tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là:
dD = 32,92 + 0,04. 32,92 = 34,23 mm
Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng
công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
dA = 35 mm
dD = 35 mm
dB = dC = 45 mm
11. Xác định lực tác dụng lên trục II
- Ta có lực vòng tác dụng tại khớp nối
Fk = 0,25.2TII/D = 0,25.2. 843112,42/260 = 1621,37 N
Trong đó D là kích thước của nối trục đàn hồi bảng 16.10a

17


a. Tính phản lực tại các gối đỡ E và G
- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ E và G theo hai phương x và y như hình

vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau:
+ Phản lực theo phương của trục y:

∑M

y

(G ) = YE.l21 + Fr2.(l21 – l22) – Fa2.( dm2/2) = 0

⇒ YE = [Fa2.( dm2/2) + Fr2(l21 – l22)]/ l21

= [1444,3.(428,76/2) + 339.( 337 – 159,84)]/337 = 1096,99 N

∑F

(Y )

= YE – Fr2 + YG = 0

⇒ YG = - YE + Fr2 = – 1096,99 + 353,96 = - 757,99 N

Vậy YE , có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ.
+ Phản lực theo phương của trục x:

∑M

x

(G ) = XE.l21 – Ft2.(l21 – l22) + Fk.l23


⇒ XE = [Ft2.(l21 – l22) – Fk.l23]/ l21 = 1548,5N

∑F

x

= XE – Ft2 + XG – Fk = 0

⇒ XG = Ft2 + Fk – XE = 4075,9 + 1621,37 – 1548,5 = 4148,77 N
18


Vậy XE, XG có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ.
b.Tính đường kính của trục
Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d2 = 75 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45,
tôi cải thiện, có σb ≥ 600 Mpa ; theo bảng 10.5_TTTKHTDĐCK, ta có trị số của ứng suất
cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [σ] = 48 Mpa.
Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:
d=

M td / 0,1.[σ ]

3

Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt,kết hợp 2 công thức 10.15 và
10.16_TTTKHDDCK momen tương đương được tính theo công thức :
Mtđ = M x2 + M y2 + 0,75.M Z2
Xét các mặt cắt trên trục II:
+ Xét mặt cắt trục tại điểm E - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc .
Mô men uốn


=

- Mô men xoắn

=0
= 0 Nmm;

- Mô men tương đương trên mặt cắt E:

= 0 Nmm

- Kích thước của trục tại mặt cắt E: dE = 3 0 / 0,1.48 = 0 mm
+ Xét mặt cắt trục tại điểm F - điểm có lắp then với bánh răng bị động của bộ truyền:
Xét thấy momen theo trục x về phía trái của F lớn hơn phía phải F nên ta lấy momen phần
bên trái của F
- Mômen uốn

=

. l22 = 1096,99.159,84 = 175342,88 N.mm

- Mômen uốn

= XE. l22 = 1548,5.159,84= 247512,24 Nmm

- Mômen xoắn

= TII = 843112,42 Nmm


- Mômen tương đương trên mặt cắt B:
M tđF = 175342,88 2 + 247512,24 2 + 0,75.843112,42 2 = 790665,6 Nmm
- Kích thước của trục tại mặt cắt F: dF = 3 834443,2 /(0,1.48 ) = 54,81 mm
Do mặt cắt tại F có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính
được đường kính của trục tại mặt cắt A là:
dF = 54,86 + 0,04.54,86 = 57,05 mm
+ Xét mặt cắt trục tại điểm G - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mô men uốn

∑M

y

:

(G ) = YE.l21 + Fr2.(l21 – l22) – Fa2.( dm2/2)

= 1096,99.337 + 339.(337 – 159,84) – 1444,3.(428,76/2)
= 120113,84
19


- Mô men uốn

∑M
-

x

:


(G ) = XE.l21 – Ft2.(l21 – l22) + Fk.l23

Mô men xoắn

= 1548,5.337 – 4075,9.(337 – 159,84) + 1623,7.123,5
= 285
= 843112,42Nmm;

Mo men tương đương trên mặt cắt G:
= 120113,84 2 + 285 2 + 0,75.843112,42 2 = 739970,5 Nmm
Kích thước của trục tại mặt cắt G: dG = 53,6 mm;
Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi
chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại E và G là như nhau:
dE = dG = 55 mm.
Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả
năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
dF = 58 mm
dE= dG= 55 mm

G
M td
-

IV.Tính toán mối ghép then
a. Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục I :
- Chọn then :
Theo bảng 9.1a_TTTKHTDĐCK , với đường kính trục chỗ lắp then là d = 35 mm .Ta
chọn loại then là then bằng có :
Bề rộng then : b = 10 mm

Chiều cao then : h = 8 mm
Chiều sâu rãnh then trên trục : t1 = 5 mm
Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh răng nhỏ là :
lt1 = (0,8 .. 0,9).lm13 = ( 0,8 .. 0,9).60 = ( 48.. 54 ) mm
Lấy lt1 = 50 mm
Chiều dài then theo tiết diện chứa bánh đai lớn là :
lt2 = (0,8 .. 0,9).lm12 = ( 0,8 .. 0,9).65 = ( 52 .. 58,8) mm
Lấy lt2 = 55
- Kiểm nghiệm độ bền của then :
Theo công thức 9.1 và 9.2_ TTTKHTDĐCK ta có:
độ bền dập : σ d = 2T1/[ d.lt.(h – t1) ] ≤ [σ ]
Độ bền cắt : τ c = 2T1/(d.lt.b) ≤ [τ ]
Tra bảng 9.5_TTTKHTDĐCK. Ta được [σ ] = 50 MPa ; [τ ] = 50 MPa
Then lắp trên bánh răng côn nhỏ : σ d = 2. 205059,7.0,75/[35.50.(8 – 5)] = < 100 MPa
τ C = 2. 205059,7/(35.50.10) = 23,43 < 50 MPa
σ d = 2. 205059,7/[35.55.(8 – 5)] = <100 MPa
Then trên bánh đai lớn :
τ C = 2. 205059,7/(35.55.10) = 21,2 < 50 MPa
Kết luận : Then đủ bền để lắp vào trục I.
b.Chọn và kiểm nghiệm mối ghép then cho trục II
20


- Chn then :
Theo bng 9.1_TTTKHTDCK , vi ng kớnh trc ch lp then l d =58 mm .Ta
chn loi then l then bng cú :
B rng then : b = 18 mm
Chiu cao then : h = 10 mm
Chiu sõu rónh then trờn trc : t1 = 6 mm
Chiu di then theo tit din cha bỏnh rng ln l :

lt1 = (0,8 .. 0,9).lm23 = ( 0.8 .. 0,9).150 = ( 120 .. 135) Ly lt1 = 130
- Kim nghim bn ca then :
bn dp : d = 2TII/[ d.lt.(h t1) ] [ ]
bn ct : c = 2TII/(d.lt.b) [ ]
Tra bng 9.5_TTTKHTDCK. Ta c [ ] = 50 MPa ; [ ] = 50 MPa
Then lp trờn bỏnh rng cụn ln : d = 2. 843112,42.0,75/[58.130.(10 6)] = 41,93 < [ ]
C = 2. 843112,42/(58.130.18) = 12,42 < 50 MPa
Kt lun : Then bn lp vo trc II
12. Kim nghim bn mi cỏc trc :
- Sau khi xỏc nh ng kớnh trc cha xột ti cỏc nh hng bn mi ca trc:
c tớnh thay i ca chu kỡ ng sut; yu t kớch thc v cht lng b mt Vỡ vy
cn kim nghim trc v bn mi cú k n cỏc yu t trờn.
Kt cu trc va thit k mun m bo c bn mi nu h s an ton ti cỏc
mt ct nguy him phi tha món iu :
si =

si .si
s2i + s2i

[ s]

Theo công thức (10.20) & (10.21):
1
s i =
K di . ai + . mi
1
s i =
K di . ai + . mi
-1=0,436.b = 0,436. 600 = 261,6 (MPa)
-1=0,58.-1 = 0,58. 261,6 = 151,73 (MPa)

a. Kim nghim bn mi ti C .
- Trị số K/ , K/ tra theo bảng 10.11_TKHTDĐCK đối với bề mặt trục lắp có độ
dôi. Chọn kiểu lắp k6 với b= 600Mpa
=> K/=2,06 , K/= 1,64
Vậy giá trị K/ và K/ dùng để tính Kdi , Kdi là:
K/= 2,06
K/= 1,64
KX H s tp trung ng sut do trng thỏi b mt , ph thuc vo phng
phỏp gia cụng v nhn b mt ; kx = 1,06 ( tin Ra 2,5 .. 0,63)
KY h s tng bn b mt trc, cho trong bng (10.9) [1] vi phng phỏp gia
cụng tng bn b mt tụi bng dũng in tn s cao, cú Ky = 1,6.
- Các hệ số Kd , Kd đợc xác định.
21


KdC = ( K/+Kx -1)KY = (2,06 + 1,06 - 1)/1,6 = 1,325
KdC = ( K/+Kx -1)KY = (1,64+1,06-1)/1,6 = 1,06
Ti trc cú ng kớnh dC = 45 mm
Ta có momen uốn tổng
2
2
+ M yC
MC = M xC
= 273195,2 2 + 72317,7 2 = 282604,78 Nmm
Momen xoắn TC = 205059,7 (Nmm)
- Với tiết diện trục có 1 rãnh then và đờng kính trục tại gi C cú dc = 45 mm
Theo bảng 9.1a_TTTKHTDĐCK ta có các kích thớc của then:
b =14 m ; t1 = 5,5 m
Momen cản uốn W:
d C3 bt1 (d C t1 ) 2 .453 14.5,5.(45 5) 2

WC =

=

= 7577,28 (Nmm)
32

2d C

Momen cản xoắn Wo:
d c3 bt1 (d c t1 ) 2

32

2.45

.453 14.5,5.(45 5) 2

= 16523,4 (Nmm)
16
2.d c
16
2.45
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp.
mC = 0 ; aC= max= MC/W= 282604,78 / 7577,28 = 37,29 (MPa)
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.
m3 =0 ; aC = maxC/2Wc = TC/2WC=205059,7/2.16523,4 = 6,2 (MPa)
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp đợc xác định:
1
261,6

sC =
=
= 5,3
K dC . a 3 + . mC 1,325.37,29 + 0,05.0
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp đợc xác định:
1
151,73
sC =
=
= 23
K d 3 . a 3 + . m3 1,06.6,2 + 0.0
Hệ số an toàn s đợc xác định:
sC .sC
5,3.23
=
= 5,09 [ s ]
- sc = 2
sC + s2C
5,3 2 + 23 2
W0C =



=

b. Kim nghim bn ti D
- Trị số K/ , K/ tra theo bảng 10.11_TKHTDĐCK đối với bề mặt trục lắp có độ
dôi. Chọn kiểu lắp k6 với b= 600Mpa
=> K/=2,0 , K/= 2,03
KX H s tp trung ng sut do trng thỏi b mt , ph thuc vo phng

phỏp gia cụng v nhn b mt ; kx = 1,06 ( tin Ra 2,5 .. 0,63)
KY h s tng bn b mt trc, cho trong bng (10.9) [1] vi phng phỏp gia
cụng tng bn b mt tụi bng dũng in tn s cao, cú Ky = 1,6.
- Các hệ số Kd , Kd đợc xác định.
KdD = ( K/+Kx -1)KY = (2,06 + 1,06 - 1)/1,6 = 1,325
KdD= ( K/+Kx -1)KY = (1,64+1,06-1)/1,6 = 1,06
Ti trc cú ng kớnh dC = 35 mm
Ta có momen uốn tổng
MD = MyD = 17055,5 Nmm
22


Momen xoắn TC = 205059,7 Nmm
- Với tiết diện trục có 1 rãnh then và đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng dD = 35 mm
Theo bảng 9.1a_TTTKHTDĐCK ta có các kích thớc của then:
b =10 m ; t1 = 5 m
Momen cản uốn W:
d 3 bt (d t ) 2 .353 10.5.(35 5) 2
WD = D 1 D 1 =

= 3566,38 (Nmm)
32

2d D

Momen cản xoắn Wo:
d D3 bt1 ( d D t1 ) 2

32


2.35

.353 10.5.(35 5) 2

= 7775,6 (Nmm)
16
2.d D
16
2.35
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp.
mC = 0 ; aC= max= MD/W= 17055,5/ 3566,38 = 4,78 (MPa)
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.
m3 =0 ; aC = maxC/2 = TC/2WC=205059,7/2.7775,6 = 13,18 (MPa)
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp đợc xác định:
1
261,6
sD =
=
= 41,3
K d D . aD + . mC 1,325.4,78 + 0,05.0
W0 D =



=

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp đợc xác định:
1
151,73
sD =

=
= 10,86
K d . aD + . mD 1,06.13,18 + 0.0
Hệ số an toàn s đợc xác định:
D

- sD =

sD .sD
s

2
D

+s

2
D

=

41,3.10,86
41,3 2 + 10,86 2

= 10,5 [ s ]

Vy trc I m bo iu kin bn

c. Kim nghim bn ti G
- Trị số K/ , K/ tra theo bảng 10.11_TKHTDĐCK đối với bề mặt trục lắp có độ

dôi. Chọn kiểu lắp k6 với b= 600Mpa
=> K/=2,52 , K/= 2,03
KX H s tp trung ng sut do trng thỏi b mt , ph thuc vo phng
phỏp gia cụng v nhn b mt ; kx = 1,06 ( tin Ra 2,5 .. 0,63)
KY h s tng bn b mt trc, cho trong bng (10.9) [1] vi phng phỏp gia
cụng tng bn b mt tụi bng dũng in tn s cao, cú Ky = 1,6.
- Các hệ số Kd , Kd đợc xác định.
KdG = ( K/+Kx -1)KY = (2,52 + 1,06 1 1)/1,6 = 1,61
KdG= ( K/+Kx -1)KY = (2,03 + 1,061 1)/1,6 = 1,3
Ti trc cú ng kớnh dC = 65 mm
Ta có momen uốn tổng
MG = 120114 Nmm
Momen xoắn TG = 843112,7 (Nmm)
- Với tiết diện trục có 1 rãnh then và đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng dG = 55 mm
Theo bảng 9.1a_TTTKHTDĐCK ta có các kích thớc của then:
b =16 m ; t1 = 6 m
23


Momen cản uốn W:
d G3 bt1 (d G t1 ) 2
WG =

32



2d G

Momen cản xoắn Wo:

d G3 bt1 (d G t1 ) 2

.553 16.6.(55 5) 2
=

= 12434,14 (Nmm)
32
2.55

.553 16.6.(55 5) 2

= 30485,83 (Nmm)
16
2.d G
16
2.55
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp.
mG = 0 ; aG= max= MG/W= 120114 / 12434,14 = 9,66 (MPa)
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.
mG =0 ; aG = maxG/2 = TG/2WC=843112,5/2.30485,83 = 13,82 (MPa)
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp đợc xác định:
1
261,6
sG =
=
= 16,82
K d G . aG + . mG 1,61.9,66 + 0,05.0
W0G =




=

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp đợc xác định:
1
151,73
sG =
=
= 8,44
K dG . aG + . mG 1,3.13,82 + 0.0
Hệ số an toàn s đợc xác định:

- sG =

sG .sG
s2G + s2G

=

16,82.8,44
16,82 2 + 8,44 2

= 7,54 [ s ]

d. Kim tra bn ti F
- Trị số K/ , K/ tra theo bảng 10.11_TKHTDĐCK đối với bề mặt trục lắp có độ
dôi. Chọn kiểu lắp k6 với b= 600Mpa
=> K/=2,52 , K/= 2,03
KX H s tp trung ng sut do trng thỏi b mt , ph thuc vo phng
phỏp gia cụng v nhn b mt ; kx = 1,06 ( tin Ra 2,5 .. 0,63)

KY h s tng bn b mt trc, cho trong bng (10.9) [1] vi phng phỏp gia
cụng tng bn b mt tụi bng dũng in tn s cao, cú Ky = 1,6.
- Các hệ số Kd , Kd đợc xác định.
KdG = ( K/+Kx -1)KY = (2,52 + 1,06 1 1)/1,6 = 1,61
KdG= ( K/+Kx -1)KY = (2,03 + 1,061 1)/1,6 = 1,3
Ti trc cú ng kớnh dF = 60 mm
Ta có momen uốn tổng
2
2
+ M xF
MF = M yF
= 247512,24 2 + 175342 2 = 303326,76 Nmm
Momen xoắn TC = 843112,7 (Nmm)
- Với tiết diện trục có 1 rãnh then và đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng dF = 58 mm
Theo bảng 9.1a_TTTKHTDĐCK ta có các kích thớc của then:
b =16 m ; t1 = 6 m
Momen cản uốn W:
d 3 bt (d t ) 2 .58 3 16.6.(58 6) 2
WF = F 1 F 1 =

= 16917,28 (Nmm)
32

2d F

32

2.58

Momen cản xoắn Wo:

24


d F3 bt1 (d F t1 ) 2 .58 3 16.6.(58 6) 2

=

= 37923,19 (Nmm)
16
2.d F
16
2.58
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp.
mF = 0 ; aF = max= MF/W= 303326,76/ 16917,28= 17,9 MPa
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.
mF =0 ; aG = maxF/2 = TF/2WF=843112,7/2.37923,19 = 11,12 (Mpa)
Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp đợc xác định:
1
261,6
sF =
=
= 9,07
K d F . aF + . mF 1,61.17,9 + 0,05.0
W0 F =

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp đợc xác định:
1
151,73
sF =
=

= 10,49
K dF . aF + . mF 1,3.11,12 + 0.0
Hệ số an toàn s đợc xác định:

- sF =
II.

sF .sF
s2F + s2F

=

9,07.10,49
9,07 2 + 10,49 2

= 6,86 [ s ]

CHN LN CHO CC TRC
1. Chn ln cho trc I ca hp gim tc :
- Cỏc s liu ó cú nh sau :
Tc quay
: n= 720 (v/p)
Thi hn s dng : 16000 gi
Ti trng
: va p va.
- Phn lc ti cỏc ó tớnh c :
XB = 6177,74 N; YB = 2418,39 N
XC = 2101,82 N; YC = 2741,45 N
Fr0 = FrB = X B2 + YB2 = 6177,74 2 + 2418,39 2 = 6634,23 N
Fr1 = FrC = X C2 + YC2 = 2101,82 2 + 2741,45 2 = 3454,44 N

- Lc dc trc: Fat1 = Fa1 = 339 N
- ng kớnh ngừng trc 45 mm
- Xột t s :
Fat1/Fro = 339/6634,23 = 0,05 < 0,3 ;
Fat1/Fr1 = 339/3454,44 = 0,1 < 0,3
Vi ti trng nh cú c lc hng tõm v lc dc trc ti cỏc v yờu cu v cng
ca trc bỏnh rng cụn .
Fat1
FSO
FS1

XB

YB

XC

YC

- Chn s b c trung theo bng P2.11_TTTKHDCK ta cú
25