Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Bảng thông số đầu vào:
Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Lực kéo băng tải: F = 2200 (N)

1.1 Công suất làm việc

Vận tốc băng tải: v = 1.75 (m/s)

(kW)

Số răng đĩa xích tải: Z = 14
Bước xích tải: p = 70 (mm)

1.2 Hiệu suất hệ dẫn động

Thời gian phục vụ: Lh = 18000 (h)

(1 cặp bánh răng, 2 cặp ổ lăn, 1 bộ
truyền xích, 1 khớp nối)

Số ca làm việc: soca = 3 (ca)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền

ngoài α = 450
Đặc tính làm việc: va đập vừa

Trong đó tra bảng

2.3
[1]
19
ta

được:

 Hiệu suất bộ truyền bánh
răng:

trụ, răng nghiêng, che kín)
 Hiệu suất bộ truyền xích:

B

 x = 0,93 (để hở)

 Hiệu suất ổ lăn: ol = 0,99


 Hiệu suất khớp nối: kn = 1 (nối trục đàn hồi)
 = 0,97.0,992.0,93.1= 0,884
1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
1


br = 0,97 (bánh răng


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

(kW)

1.4 Số vòng quay trên trục công tác
(v/ph)

1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ

usb  ux .ubr
Theo bảng

B

2.4
[1]
21 chọn

sơ bộ:

 Tỷ số truyền bộ truyền xích:

ux


=3

 Tỷ số truyền bộ truyền bánh rang trụ


usb  u x .ubr

ubr

= 4 (hộp giảm tốc 1 cấp)

= 3.4 = 12

1.6 Số vòng quay trên trục động cơ
=107,143.12 = 1285,716 (v/ph)

1.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn = 1500 (v/ph)

1.8 Chọn động cơ
Từ Pyc = 4.355 kW & nđb =1500 v/ph
Tra Danh mục các động cơ điện tổng hợp từ Catalog của HEM và sách TTTK
HDĐ CK của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển.
2


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh


Kiểu động cơ

Pđc (KW)

d(mm)

dc (v / ph)

Tmax/Tdn

Khối lượng

TK/Tdn

4A112M4Y3

5.5

32

1425

2.2

56

2

1.9 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền của hệ: = 13.3
Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: = 3.325
Vậy ta có:
1.10 Tính các thông số trên trục
Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=3.85 (KW)
Công suất trên trục II:
= 4.18 (KW)

Công suất trên trục I:
= 4.353 (KW)
Công suất trên trục động cơ:
= 4.397 (KW)
Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục I:
= 1425 (v/ph)
Số vòng quay trên trục II:
3


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

=356,25 (v/ph)
Số vòng quay trên trục công tác:
= 107,143 (v/ph)
Môment xoắn trên trục động cơ:
= 29467,61 (N.mm)

Môment xoắn trên trục I:
(N.mm)
Môment xoắn trên trục II:
(N.mm)
Môment xoắn trên trục công tác:
(N.mm)

1.11 Lập bảng thông số

Thông số/ trục

Động cơ

I

ukn=1

II
ubr=4

Công tác
ux=3,325

P(KW)

4,397

4,353

4,18


3,85

n(v/ph)

1425

1425

356,25

107,143

T(N.mm)

29467,61

29172,74

112053,33

343162,8
6

4


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải


GVHD: TS. Phạm Minh

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số yêu cầu:

P = PII = 4,18 (KW)
T1 = TII = 112053,33 (N.mm)
n1 = nII = 356,25 (v/ph)
u = ux = 3,325
α = 450

2.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập vừa và công suất nhỏ nên chọn loại xích
con lăn.

2.2 Chọn số răng đĩa xích
Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.3,325 = 22,35
Z2 = u.Z1 = 3,325.23 = 76,5

Chọn Z1 = 23
Chọn Z2 = 77

Tỉ số truyền thực: uth=
Sai lệch so với lý thuyết:
2.3 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng

B

5.5

 1
81

với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:

Pt – Công suất tính toán:
Ta có:
5


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và
vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:
�Z 01  25
�
n01  400
�

Do vậy ta tính được:
kz – Hệ số hở răng:
kn – Hệ số vòng quay:
- Hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các dãy xích, chọn 2 dãy xích
nên kd =1,7
k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:
k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng
được k0 = 1


B

5.6
 1
82

với α = 450 ta

ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:
Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng

B

5.6
 1
82

ta được ka = 1

kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (chọn điều chỉnh
bằng 1 trong số các đĩa xích)
Tra bảng

B

5.6
 1
82


=> kđc = 1
B

5.6
 1
82

kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng
, ta được kbt = 1,3 (bộ
truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu cầu)
kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng
đập vừa)

6

B

5.6
 1
82

, ta được kđ = 1.4 (đặc tính va


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng

làm việc là 3 ta được kc = 1,45
k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,4.1,45 = 2,639
Công suất cần truyền P = 4,18 (KW)
Do vậy ta có:
= 4,18. = 7,92 (KW)
Tra bảng





B

5.5
 1
81

với điều kiện ta được:

Bước xích: p = 19,05 (mm)
Đường kính chốt: dc = 5,96 (mm)
Chiều dài ống: B = 17,75 (mm)
Công suất cho phép: [P] = 8,38 (KW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn sơ bộ:
a= 40.p = 40.19,05 = 762 (mm)
Số mắt xích:

Chọn số mắt xích là chẵn: x = 132

Chiều dài xích L =x.p =132.19,05 = 2514,6 (mm).
a* 

2
2
p � Z1  Z 2
� Z  Z 2 � �Z 2  Z1 ��
�
x
 �x  1

2
� �
��
4�
2
2 � � 
�
��
�
�

Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:
7

B

5.6
 1
82


với số ca


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

Do đó:

Chọn khoảng cách trục a = 760 mm
Số lần va đập của xích i:
B

5.9
 1
85

Tra bảng
với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm) => Số
lần va đập cho phép của xích: [i] = 35

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền
, với:
Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng
xích ta được:

B


5.2
 1
78

với p = 19,05 (mm) dòng 2 dãy

 Q = 72 (kN)
 Khối lượng 1m xích: q = 3,5 (kg).
Kđ – Hệ số tải trọng động: chọn Kđ =1,7 ứng với chế độ làm việc nặng
Ft – Lực vòng:

Với:
Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
F0  9,81.k f .q.a

, trong đó:

8


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do α =45 0 => kf = 2 (trang 85 và 86
tài liệu tham khảo số [1])


[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng

B

5.10
 1
86

với p = 19,05 (mm);

Với n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2
Do vậy:
2.6 Xác định thông số của đĩa xích
Đường kính vòng chia:

Đường kính đỉnh răng:

Bán kính đáy:
được:

d1' 

r  0,5025d1'  0,05

với

d1'

tra theo bảng


B

5.2
 1
78

với p=19,05 ta

11,91(mm)

Đường kính chân răng:

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
 H 1  0, 47 kr ( FtđK  F
đ v )

E
A.k đ

, trong đó:

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo bảng 5.6 trang 82 tài liệu [1] với tài trọng va
đập vừa được Kđ = 1,4

9


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải


A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng
dãy xích được:

B

5.12
 1
87

GVHD: TS. Phạm Minh

với p = 19,05 (mm), loại 2

A = 180 (mm2)
kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1]
theo số răng Z1 = 23 ta được kr = 0,44 (nội suy tuyến tính)
kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy kđ = 1,7

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:

E – Môđun đàn hồi:
E

2E1E 2
 2,1.105 ( MPa )
E1  E 2
do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm

bằng thép.
Do vậy:


Tra bảng
tôi cải thiện, có

B

5.11
 1
86

ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục

Fr  k x .Ft

trong đó:

kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:
kx =1,05 vì α ≥ 450 (trang 88 tài liệu số [1])
=>
2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
10


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh


Bảng: Thông số của bộ truyền xích

Bước xích (mm)
Số dãy xích
Số mắt xích
Số răng đĩa xích nhỏ
Số răng đĩa xích lớn
Khoảng cách trục (mm)
Đường kính đỉnh răng đĩa xích nhỏ (mm)
Đường kính đỉnh răng đĩa xích lớn (mm)
Vật liệu đĩa xích và nhiệt luyện
Tỷ số truyền thực
Sai lệch tỉ số truyền so với yêu cầu
Môi trường làm việc
Chế độ bôi trơn
Cách điều chỉnh vị trí trục
Góc nghiêng đường nối hai tâm đĩa xích
Lực tác dụng lên trục (N)

11

p = 19,05
2
132
Z1 = 23
Z2 =77
a = 760
da1 = 148,12
da2 = 476,18
Thép 45, tôi cải thiện

Uth = 3,348
0,69%
Có bụi
Bôi trơn đầy đủ
Điều chỉnh nhờ 1 trong các
đĩa xích
α = 45ᵒ
Fr= 1688,1


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P=PI= 4,35 (KW)
T1=TI= 29172,74 (N.mm)
n1=nI= 1425 (v/ph)
u=ubr=4
Lh=18000 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng

B

6.1

[1]
92
,

ta chọn:

Vật liệu bánh răng lớn:
 Nhãn hiệu thép: 45
 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
 Độ rắn: HB :192 �240 Ta chọn HB2=235
 Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
 Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:






Nhãn hiệu thép: 45
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
Độ rắn: HB=241÷285, ta chọn HB1= 260
Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép
12


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12

Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
�
 H0 lim
[

]

Z R Z v K xH K HL
� H
SH
�
�
0
�
[ F ]  F lim YRYS K xF K FL
�
SF
�
, trong đó:

Chọn sơ bộ:
�Z R Z v K xH  1
�
YRYS K xF  1
�


SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
Tra bảng

B

6.2
[1]
94
với:

 Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
 Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75

 H0 lim ,  F0 lim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
�
 H0 lim  2 HB  70
�
�0
 F lim  1,8 HB
�

=>

Bánh chủ động:
Bánh bị động:
KHL, KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền:
�
�K HL  mH
�

�
�K  mF
� FL
�

NH 0
N HE
NF 0
N FE

, trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6
13


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn:
2,4
�
N HO  30.H HB
�
�
N HO  4.106

�

NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>
=> 513,65(MPa)
b. Ứng suất cho phép khi quá tải

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw  K a  u  1 . 3

T1.K H 
[ H ]2 .u. ba

, với:
14

H  

  H1     H 2 

2


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng
B

6.5
 1
96

=> Ka= 43 MPa1/3 (cả 2 đều làm từ thép)

T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 29172,74 (N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 513,65 (MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 4

Tra bảng

B

6.6
 1
97

với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được


KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng
sơ đồ 6 ta được:

B

6.7
[1]
98

Do vậy:

Chọn aw = 100 (mm)

3.4 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm)

15

với và sơ đồ bố trí là


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

Tra bảng

B


6.8
[1]
99

GVHD: TS. Phạm Minh

chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).

b. Xác định số răng
Chọn sơ bộ β = 140
Ta có:
, lấy Z1= 19.
Z2= u.Z1= 4.19 = 76
Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch tỷ số truyền: 0%<4% thoả mãn.
c. Xác định góc nghiêng răng

d. Xác định góc ăn khớp αtw

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:

3.5 Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4
Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

Vận tốc trung bình của bánh răng:
B

6.13

[1]
106

Tra bảng
với bánh răng trụ răng nghiêng, độ rắn mặt loại a(HB 1
<350 và HB2<350) v = 2,985 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX=
9
16


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

Tra phụ lục

PL

2.3
[1]
250

GVHD: TS. Phạm Minh

với:

 CCX= 9
 HB < 350
 Răng Nghiêng
 V =2,985 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:


Hệ số tập trung tải trọng:
KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về
ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng

B

6.14
 1
107

với nội suy ta được:

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
 H  Z M Z H Z

[ H ]

2T1K H  ut  1
2
bw .ut .d w1

�[ H ]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

ZR=1 (chọn Ra ≤ 1,25…0,63µm), Zv =1(do HB<350),KxH= 1(da ≤700mm)
ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng
=>


B

6.5
[1]
96

ZM = 274 MPa1/3 (cả 2 bánh răng đều làm từ thép)
ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

Z

và

– Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε α
hệ số trùng khớp dọc εβ:
17


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

εα – Hệ số trùng khớp ngang:

εβ – Hệ số trùng khớp dọc:

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:


bw – chiều rộng vành răng:
lấy bw = 30(mm).
Thay vào ta được:

Ta có
=> Thoả mãn
b. Kiểm nghiệm độ bền uốn
2.T .K .Y Y Y
�
 F 1  1 F   F 1 �[ F 1 ]
�
bw .d w1.m
�
�
 .Y
�
 F 2  F 1 F 2 �[ F 2 ]
�
YF 1
�

[ F 1 ],[ F 2 ]

- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

Trong đó: YR=1, YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln(2)=1,03
KxF=1(da ≤400mm)
KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn
18



Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:

Tra bảng

B

6.18
 1
109

với:

 Zv1 =22,161
 Zv2 = 88,643
 x1 = 0
 x2 =0
Kết hợp với nội suy tuyến tính ta được:

Thay vào ta có:

c. Kiểm nghiệm về quá tải:

�
 Hmax   H K qt �  H  max
�
�
 Fmax1  K qt . F 1 �  F 1  max
�
�

 K qt . F 2 �  F 2  max
�
� Fmax2

Kqt – Hệ số quá tải:
(tra theo động cơ ở phần 1 động học)

19


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

Do vậy:

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
Đường kính vòng chia:

Khoảng cách trục chia:


Đường kính đỉnh răng:

Đường kính đáy răng:

Đường kính vòng cơ sở:

Góc prôfin gốc: α = 200.
3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Lực vòng Ft1 = Ft2 = (N)
Lực dọc trục Fa1 = Fa2= Ft1.tgβ=1458,64.tg18,195ᵒ = 479,44 (N)
Lực hướng tâm Fr1 = Fr2= Ft1.tgαtw = 1458,64.tg20,96ᵒ = 558,75 (N)

Bảng: Thông số của bộ truyền bánh răng trụ
Khoảng cách trục (mm)

aw = 100 mm

Chiều rộng vành răng (mm)

bw= 30 mm
20


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

Mô đun (pháp)

mn = 2


Góc nghiêng của rang

β = 18,195ᵒ

Hướng răng bánh nhỏ

Nghiêng phải

Độ nhám bề mặt răng (μm)

Ra = 1,2-0,63

Tỷ số truyền thực

ut = 4

GVHD: TS. Phạm Minh

Sai lệch tỉ số truyền so với yêu 0%
cầu
Cấp chính xác

9

Số răng

Z1 = 19

Z2 = 76


Hệ số dịch dao

x1 = 0

x2 = 0

Vật liệu và độ rắn bề mặt

C45, 260HB

C45, 235HB

Đường kính lăn

dw1 = 40

dw2 = 160

Đường kính đỉnh rang

da1 = 44

da2 = 164

Đường kính đáy rang

df1 = 35

df2 = 155


Lực vòng (N)

Ft1 = 1458,64 Ft2 = 1458,64

Lực hướng tâm (N)

Fr1 = 558,75

Fr2 = 558,75

Lực dọc trục (N)

Fa1 = 479,44

Fa2 = 479,44

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1 Tính toán khớp nối
Thông số đầu vào:
Mô men cần truyền: T = Tđc = 29467,61 (N.mm)
Đường kính trục động cơ: dđc = 32 (mm)
21


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh


4.1.1 Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:

Trong đó:
dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =32 (mm)
Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng
B

16.1
 2
58

ta lấy k = 1,7

T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = Tđc = 29467,91 (N.mm)
Do vậy:
Tt = k. T = 1,7.29467,91= 50095,45 (N.mm)
Tra bảng

B

16.10a
 2
68

với điều kiện:


Ta được các thông số khớp nối như sau:

Tra bảng

B

16.10b
 2
69

cf
với: Tkn  500( N .m) ta được:

22


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối
a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
d 

d 

2.k .T
�  d 
Z .D0 .d 0 .l3

, trong đó:

- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy

  d   (2 �4) MPa ;

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

b. Điều kiện bền của chốt:
u 

k .T .l1
�  u 
0,1.d03 .D0 .Z
, trong đó:

  u  - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy   u   (60 �80)MPa;
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

4.1.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có:

Fkn  (0,1 �0,3) Ft

; lấy

Fkn  0,2 Ft

23


trong đó:


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Thông số

Ký hiệu Giá trị

Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được

Tkncf

125 (N.m)

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối

d kncf

32 (mm)

Số chốt

Z


4

Đường kính vòng tâm chốt

D0

90 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi

l3

28 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt

l1

34 (mm)

Đường kính của chốt đàn hồi

d0

14 (mm)

4.2. Thiết kế trục

4.2.1 Chọn vật liệu


24


Nguyễn Quang Kim 20171473 Mã đề: 1/HD-12
Hải

GVHD: TS. Phạm Minh

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho
phép
[τ] = 12 ÷ 30 Mpa.v
4.2.2 Xác định lực tác dụng
a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:
b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: F x = 1688,1 (N) (theo bảng tổng kết
phần 2)
Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 130,968 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: (theo bảng tổng kết chương 2)
- Lực vòng: 1458,64 (N)
- Lực hướng tâm: 558,75 (N)

- Lực dọc trục: 79,44 (N)

4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Với trục I:

d sb1 

3


TI
0, 2.  

, trong đó:

TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 29172,74(N.mm)
ta

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc
chọn [τ] = 15 (MPa)
(mm)

- Với trục II:

d sb 2 

3

TII
0, 2.  

25