Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN
1. Chọn động cơ điện
1.1. Công suất làm việc
Công suất trên trục cơng tác: P

=

4100. 1,4
=5 , 74 kW
1000

Vì là hình tĩnh nên tải trọng khơng đổi
 Cơng suất truyền trên các trục công tác: Ptđ = P = 5,74 kW
1.2. Hiệu suất hệ dẫn động
Hiệu suất chung:
η=ηnt.ηbr.ηx.ηổ3

ηx

Hiệu suất bộ truyền xích:

ηnt

Hiệu suất nối trục:

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:

= 0,93

=1

ηô

Hiệu suất 1 cặp bánh răng:

= 0,99

ηbr = 0,98

 η = 1.0,98.0,93.0,993 = 0,88
1.3. Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct =

P
η

=

5,74
0.88

= 6,52 (kW)

1.4. Tốc độ quay của trục cơng tác:
60000. v 60000 .1,4
n=

=
=66 , 84( vịng/ phút)
π. D
π . 400
1.5. Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
Hệ thống truyền động cơ khí có bộ truyền xích và hộp giảm tốc 2 cấp, theo bảng
2.2 chọn sơ bộ:
ux : tỷ số truyền bộ truyền xích ux = 2,5
ubr : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ ubr = 4,8
ut = 2,5.4,8 = 12
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

1


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

nsb = n.ut = 12.66,84 = 802,08  802 (vòng/phút)
1.7. Chọn động cơ 2
Chọn động cơ điện phải thỏa mãn điều kiện:
Pdc ≥ Pct = 6,52 kW
nđc  nsb = 802
Tra bảng 1.3, với Pct = 6,52 kW và nsb = 802. Chọn động cơ có ký hiệu 3K180M8
có:
Pđc = 7,5 kW
nsb = 730 vịng/phút

Tmm

1 2
T
Tải trọng tĩnh

, thỏa điều kiện mở máy.

2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

u

nđc 730
chung = n =66, 84 =10,92

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền xích

u x  2,5

10,92
= 4,37
2,5
4,37.2,5−10,92
∆u =
= 0,00% < 2%
10,92

 ubr =

 Thỏa điều kiện sai số cho phép về tỉ số truyền
3. Tính các thơng số trên trục

3.1. Cơng suất
P3 = Pct = 5,74 kW
P
5 , 74
P2 = 3 =
=6 , 23 kW
η ô . ηx 0 , 99 . 0 , 93
P
6 ,23
P1= 2 =
=6 , 43 kW
η ô . ηbr 0 , 99. 0 , 98
P
6 , 43
Pđc = 1 =
=6,5 kW
ηô . ηnt 0 , 99 .1
3.2. Số vịng quay
Số vịng quay trên các trục tính từ trục động cơ
Số vòng quay trên trục động cơ: nđc =730( vòng/ phút )

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

2


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh


Số vòng quay trên trục I: n1 =nđc =730( vòng / phút )
n 730
n2 = 1 =
=167(vòng / phút )
n
4
,37
br
Số vòng quay trên trục II:
n 167
nct = 2 =
=42( vịng/ phút )
u
2,5
x
Số vịng quay trên trục cơng tác:
3.3. Moment xoắn trên trục
6

9 , 55 .10 . Pđc 9 ,55 . 106 . 6,5
T đc=
=
=85034 (N . mm )
nđc
730
9 , 55. 106 . P1 9 , 55. 106 . 6 , 43
T 1=
=
=84118( N . mm)
n1

730
9 , 55. 106 . P2 9 , 55 .106 .6 , 23
T 2=
=
=356266 (N . mm )
n2
167
9 , 55. 106 . P3 9 , 55 .10 6 .5 , 74
T 3=
=
=1305166( N . mm )
n3
42
động cơ

I

II

III

Thông số
U
unt = 1

ubr = 4,37

ux = 2,5

n (v/ph)


730

730

167

42

P (kW)

6,5

6,43

6,23

5,74

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

3


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

T (Nmm)

85034


GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

84118

356266

1305166

II. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN XÍCH
1. Chọn loại xích
Vì tải trọng xích va đập nhẹ, vận tốc thấp nên chọn xích con lăn
2. Chọn số răng đĩa xích
Với u=ux = 2,5 (đã chọn)
Số răng đĩa xích dẫn

Z 1 =29−2u x =29−2 . 2,5=24

Số răng đĩa xích bị dẫn

Z 2 =Z1 . u x=24 .2,5=60

Chọn Z 2 = 60 < 120 ( Z max = 120)

Tỷ số truyền thực tế:

utt =

Z 2 60
= =2,5
Z 1 24


Kiểm tra sai số về tỷ số truyền:

Δu=|

2,5−2,5
|.100%=0,00%
2,5

Tỉ lệ sai số tỉ số truyền cho phép < 2%
3. Xác định bước xích p
Cơng suất tính tốn:
Pt = P.k.kz.kn ; trong đó P=6,23 kW

k z=

Z 01 25
= =1 ,04
Z 1 24

k n=

n01 200
=
=1,2
n1 167

Theo (4.8) ta có k = ko. ka. kđc. kc. kbt. kđ
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151


4


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

Trong đó:
ko = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang ≤ 60o)
ka = 1 (do a nằm trong khoảng 30p < a < 50p  chọn a = 40p)
kđc = 1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)
kc = 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)
kbt = 1,3 (mơi trường có bụi)
kđ = 1,35 (tải trọng va đập nhẹ)
k = ko. ka. kđc. kc. kbt. kđ = 1,25.1,35.1.3=2,19
Pt = 6.23.2,19.1,04.1,2= 17,03 kW
Điều kiện chọn [P] với n01 = 200 v/ph và [P] > 17,03 kW
Tra bảng 4.5 tài liệu [1] [P] = 19,3 > 15,09 kW, chọn bộ truyền xích 1 dãy với
bước xích p = 31,75 mm
p = 31,75 mm < pmax = 50,8 (tra bảng 4.8)
4. Khoảng cách trục và số mắt xích
a = 40p = 40.31,75 = 1270 mm
Số mắt xích tính theo cơng thức (4.13) tài liệu [1]
2

31, 75 .(60−24 )2
2a Z 1 + Z 2 (Z 2 −Z1 ) . p
x= +
+
=2. 40+ 0,5 .(60+ 24 )+

=123 , 22
p
2
4 π2 . a
4 π 2 .1270
Lấy số mắt xích chẵn x = 123 (mắt xích)
Tính lại khoảng cách trục a theo cơng thức (4.14) tài liệu [1]

a=0,25. p.[ x−0,5(Z 2 −Z 1 )+ √[ x−0,5( Z2 −Z 1)]2−2[( Z2−Z 1)/ π ]2
2

2

¿0,25.31,75.[ 123−0,5 .(60−24)+ √[123−0,5 .(60−24)] −2[(60−24)/π ] =1587 ,81mm

Chọn a = 1588 mm

Để xích khơng chịu lực căng q lớn, giảm a một lượng bằng:

 a = 0,004a = 6
Do đó a = 1588 – 6=1582 mm
5. Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong một giây
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

5


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh


i = Z1.n1 /(15x) = 24.167/(15.123) = 2,17 ≤ [i] = 25 ( tra bảng 4.10 được [i])
6. Tính tốn kiểm nghiệm xích về độ bền

s=

Q
k đ . F t +F 0 +F v

≥ [S]

Theo bảng 4.2 tài liệu [1], tải trọng phá hỏng Q = 88,5kW, khối lượng 1m xích
q = 3,8kg, kđ = 1,35
v=

Ft =

Z 1 .n 1 . p 24 . 167 .31 , 75
=
=2, 12(m/s )
60000
60000
1000 P 1000.6,23
=
= 2938,7 (N)
v
2,12

Fv = q.V2 = 3,8.2,122 = 17,08 (N)
Fo = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.3,8.1,582 = 353,84 (N)

kf = 6 (góc nghiêng so với phương ngang = 0o)
Hệ số an toàn S =

88500
= 20,4
1,35.2938,7+17,08+353,84

Với p = 31,75; n1 = 191 v/ph;  [S] = 8,5
Vậy S = > [S] = 8,5: bộ truyền xích đảm bảo độ bền
7. Các thơng số đĩa xích
Đường kính vịng chia đĩa xích:
d1 = p/sin(π/z1) =243,25 mm. Lấy d1 =243 mm
d2= p/sin(π/z2) = 606,65 mm. Lấy d2 =607 mm
Đường kính vịng đỉnh răng:
da1 = p[0,5 + cotg(π/z1)] = 257,04 mm
da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] =621,7 mm
Đường kính vịng chân răng
df1 = d1 – 2r = 243,25 – 2.9,62 = 224,01 mm
df2 = d2 – 2r = 606,65 – 2.9,62 =587,41 mm
với r = 0,5025d1 + 0.05
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

6


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

Tra bảng 4.2 chọn dược d1 = 19,05

 r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm

7. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích

 H  0, 47 kr ( Ft .kđ .  Fvđ ) E / A.k d  [ H ]  538,37 MPa
Với z1 = 24; kr = 0,44; kd = 1; kđ = 1,25; Ft = 2938,7 N
Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 7,95 N
E = 2,1.105 Mpa
Do xích 1 dãy nên A = 262 mm2
tài liệu [1] chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tơi cải thiện có [ σ H ] =
Tra bảng 4.14
600 (MPa) đảm bảo được độ bền tiếp xúc
8. Xác định lực tác dụng lên trục
Fr = kx .Ft = 1,15.2938,7 = 3379,5 (N)
Trong đó với bộ truyền ngang nên kx = 1,15
9. Các thông số bộ truyền xích
Thơng số
Khoảng cách trục
Số răng đĩa xích dẫn
Số răng đĩa xích bị dẫn
Tỉ số truyền
Số mắt xích
Đường kính vịng chia đĩa xích dẫn
Đường kính vịng chia đĩa xích bị dẫn
Đường kính vịng đỉnh đĩa xích dẫn
Đường kính vịng đỉnh đĩa xích bị dẫn
Đường kính vịng chân răng đĩa xích dẫn
Đường kính vịng chân răng đĩa xích bị dẫn
Bước xích
Số dãy xích


Kí hiệu
a (mm)
z1
z2
u
x
d1
d2
da1
da2
df1
df2
p (mm)

Trị số
1582
24
60
2,5
123
243
607
257,04
621,7
224,01
587,41
31,75
1


III. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu
Cụ thể theo bảng 5.1 tài liệu [1] chọn:
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

7


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241 ¿ 285, có σ b 1 = 850 MPa , σ ch 1 = 580 MPa
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192 ¿ 240 , có

σalignl¿b2 ¿¿¿

= 750 MPa, σ ch 2 = 450 Mpa

2. Xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 5.2 thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ¿ 350.
0

σ

H lim1

=2 . HB 1 +70


0
F lim
S
=1,1
σ
=1,8 HB ;
H
;
;

S F =1 ,75
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 235.
0

σ
σ

0

σ
σ

=2 . HB 1 +70=2. 245+70=560( MPa)

F lim 1

=1,8 HB 1 =1,8. 245=441( MPa )

0


0

H lim 1

H lim2

=2 . HB 2 +70=2. 230+70=530( MPa)

F lim 1

=1,8 HB 1 =1,8. 230=414 ( MPa)

Theo (5.7) tài liệu [1] NHo = 30.H2,4HB nên:
N HO1 =30 . HB 12,4=30. 2452,4 =1 , 62. 107
2,4
7
N HO2 =30 . HB 2,4
2 =30. 230 =1 , 39 .10

Bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, theo (5.8) tài liệu [1]
NFE = NHE = 60.c.n. t
Thời gian sử dụng của bánh răng t = 5.300.2.8 = 24000 giờ
NFE1 = NHE1 = 60.1.730.24000 = 105,12.107
NFE2 = NHE2 = 60.1.167.24000 = 24,04.107
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
Tương tự NHE1 > NHO1 nên KHL1 = 1
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

8



Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

Như vậy theo (5.3) tài liệu [1] sơ bộ xác định được

K HL

0
σ
σ
Him
H ]=
[

[

[

SH

σH

560
]1 = 1,1 = 509 MPa

σH


530
]2 = 1,1 = 481,8 MPa

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng do đó theo (5.11) tài liệu [1]

[

σH

[ σ H ]1 +[ σ H ]2
2
]=

= 495,4Mpa

Vì NFE2 = 24,04.107 > NFO do đó KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1
(NFO = 4.106 đối với mọi loại thép)
Theo (5.4) vì bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, ta được:

[

σ F1

[ F 2 ] =

]=

σ 0F lim 1


σ 0F lim 2

441.1.1
1,75 = 252 Mpa
.KFC.KFL / SF. =

414.1.1
1,75 = 236,5 MPa
.KFC.KFL / SF. =

Ứng suất quá tải cho phép tính theo công thức (5.12) và (5.14) tài liệu[1]:
[

σ H ] = 2,8 σ ch 2 = 2.8.450 = 1260 MPa
max

[

σ F 1 ] = 0,8 σ ch 1 = 0,8.580 = 464 MPa
max

[ σ F 2 ]max = 0,8 σ ch 2 = 0,8.450 = 360 MPa
3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Khoảng cách trục được xác định theo công thức (5.15) tài liệu [1]

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

9



Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

3

= Ka( u ± 1)

aw1

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

T1.K H 
[ H ]2 u1. ba

= 149,1 mm
Chọn aw1 = 150 mm
Trong đó: T1 = 84118 (N.mm)
Theo bảng (5.5) tài liệu [1] chọn ѱba = 0,3
Theo công thức (5.17) tài liệu [1]:

ψ bd = 0,53 ψ ba (u + 1) = 0,53.0,3.(4,37 + 1) = 0,85
Tra bảng (5.6) tài liệu [1]  KHβ = 1,03
Tra bảng (5.4) tài liệu [1] Ka = 43
4. Xác định các thông số ăn khớp
Theo (5.18) tài liệu [1] m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).150 = 1,5 ÷ 3
Theo bảng 5.7 tài liệu [1] chọn modun pháp m = 2
Chọn sơ bộ β = 10o, do đó cos β = 0,9848
Theo 5.23 tài liệu [1] số bánh răng nhỏ

z1  2aw .


cos 
0,9848
m(u  1) = 2.150 2(4,37+ 1) = 27,32

Lấy Z1 = 27
Z2 = u.Z1 = 4,37.27 = 117,99 lấy Z2 = 118
Tỉ số truyền thực tế:
u=

118
= 4,37
27

sai số tỉ số truyền  u =

cos  

|4,37−4,37
4,37 |.100% = 0,00% < 2% thỏa điều kiện

m( z1  z2 )
2 aw
=

2.(27+118)
2.150
= 0,966

 β = 14o59’


Đường kính vịng chia:
d 1=

m . Z1
2 .27
=
=55 , 9(mm )
cos β cos14 ° 59 '

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

10


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

d 2=

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

m. Z 2
2. 118
=
=244 , 3(mm )
cos β cos 14 °59 '

Đường kính đỉnh răng:

d a 1=d 1 +2 m=55 , 9+2. 2=59 , 9( mm)
d a 2=d 2 +2 m=244 , 3+2 .2=248 , 3(mm)

Đường kính vịng đáy răng:

d f 1 =d 1 −2. 5 m=55 ,9−2,5.2=50 , 9(mm)
d f 2 =d 2 −2,5m=244 , 3−2,5. 2=239 ,3(mm )
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo (5.25) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

σ H =Z M . Z H . Z ε

√

2. T 1 . K H (u+1 )
b w .u 1 .d 2w1

≤[ σ H ]

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ZM = 274 MPa1/3

Theo (5.27) tài liệu [1] tgβb = cosαt.tgβ = 0,2638→ βb = 13o55’
Với αt = αtw = arctg(

tgα
tg 20 °
) = arctg(
) = 20o38’
cosβ
0,966

Theo (5.26) tài liệu [1]


Z H=

√

2.cos(13°55 ' )
=1,71
sin(2.20 ° 38' )

Theo (5.32) tài liệu [1]

εb=

b w . sin β 0,3 .150 . sin(14 ° 59' )
=
=1 , 85
m. π
2.π

Do đó theo (5.31)

Z ε=

√

( 4−ε a ).(1−ε b ) ε b (4−1 , 675).(1−1 , 85) 1 , 85
+ =
+
=0 , 667
3
εa

3
1 , 675

√

Trong đó

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

11


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

ε a=[1 , 88−3,2.(

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

1 1
1 1
+ )]. cos β=[1 , 88−3,2 .( +
)]. 0 ,966=1 , 675
Z1 Z2
27 118

Đường kính vịng bánh lăn nhỏ:

dw 1=

2 . aw

u+1

Theo (5.35)

=
v=

2. 150
=55 , 87(mm )
4 , 37+1
π . d w1 . n
60000

=

π . 55 , 87 .730
=2 , 14( m/ s )
60000

Với v = 2,14 m/s theo bảng (5.9) tài liệu [1] chọn cấp chính xác 9
Theo bảng (5.10) tài liệu [1] với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9
Chọn KHα = 1,16; KFα = 1,37

Theo (5.37) tài liệu [1]

v H =δ H . g 0 . v.

√

aw

150
=0, 002. 73 ,2 . 2, 14.
=1, 83(m/s)
u
4, 37

√

Trong đó theo bảng (5.11) và bảng (5.12) tài liệu [1]: δH = 0,002; g0 = 73,2
Do đó theo (5.36) tài liệu [1]:
K HV =1+

v H . d w 1 .b w 1
1 , 83. 0,3 .150 . 55 , 87
=1+
=1 , 02
2 .T . K Hα . K Hβ
2. 84118. 1 ,16 . 1 ,12

Theo (5.34) tài liệu [1] KH = KHβ .KHα .KHv = 1,12.1,16.1,02 = 1,32
Theo (5.1) tài liệu [1] với v = 2,14 m/s < 5 m/s, Z v = 1, cấp chính xác động học là
9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám R a =
2,5 ÷ 1,25 μm, do đó ZR = 0,95, với da < 400 mm, KxH = 1
Thay các giá trị vừa tính được, ta được:

σ H =274 . 1 ,71 . 0 ,667 .

√

2 . 84118.1 , 32(4 , 37+1 )

=488 , 54≤[ σ H ]=435 , 59( MPa )
2
0,3 .150 . 4 , 37 . 55 ,87

Tính lại chiều rộng vành răng:
bw = ѱba.aw.(δH / [δH])2 = 0,3.150.(

435,59 2
) = 34,79 mm
495,4

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng được xác định
theo công thức (5.38) và (5.39) tài liệu [1]:
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

12


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

σ F 1=

2 .T 1 . K F .Y ε .Y β . Y F 1

F 2 

b w 1 .d w1 .m

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh


≤[ σ F 1 ]

 F 1YF 2
 [ F 2 ]
YF 1

Với ѱbd = 0,85 tra bảng (5.6) ta được KFβ = 1,07
Theo bảng (5.10) tài liệu [1] với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9, KFα = 1,37
Theo (5.41) tài liệu [1]

v F=δ F . g0 . v .

√

aw
150
=0 ,006 .73 , 2. 2 ,14 .
=5 ,506(m/s)
u
4 ,37

√

Trong đó theo bảng (5.11) và bảng (5.12) tài liệu [1]: δH = 0,006; g0 = 73,2
Do đó theo cơng thức (5.40) tài liệu [1]:
K FV =1+

v F . d w 1. b w 1
5 , 506 . 0,3. 150 .55 , 87

=1+
=1 , 056
2 .T . K Fα . K Fβ
2 .84118. 1 , 07 .1 , 37

Do đó KF = KFβ.KFα.KFv = 1,7.1,37.1,056 = 2,46

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1
1
Y ε= =
=0 , 597
ε α 1, 675
°

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

β
14 °59 '
Y β =1−
=1−
=0 , 893
140 °
140 °

Số răng tương đương:

Z v 1=
Z v 2=


Z1
3

cos β
Z2
3

cos β

=
=

27
=30
cos3 14 °59 '

118
=131
cos 3 14 °59 '

Theo bảng 5.14 ta được YF1 = 3,7: YF2 = 3,60
Với modun pháp m = 2 mm Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,031
YR = 1 vì da < 700 mm nên KxF = 1. Thay các giá trị vừa tính được vào (5.2) tài liệu
[1] ta được:
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

13



Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

[  F 1 ] = [  F 1 ].YR.YS.KxF = 252.1.1,031.1 = 259,8 MPa
[  F 2 ] = [  F 2 ].YR.YS.KxF = 236,5.1.1,031.1 = 243,6 MPa

σ F 1=

2 . T 1 . K F .Y ε .Y β .Y F 1 2.84118. 2 ,46 . 0,597 .0 , 893. 3,7
=
=162 , 35( MPa)
b w 1 . d w1 . m
0,3 .150. 2.55 ,87

 F 1 = 162,35 MPa < 259,8 MPa = [  F 1 ]

δ F 2 =δ F 1

Y F 2 162, 35 .3 , 60
=
=157 , 96( MPa )
Y F1
3,7

δ F 2 = 157,96 MPa < 243,6 MPa = [ δ F 2 ]

Như vậy thỏa điều kiện uốn
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải


Hệ số quá tải

K qt 

Tmax
 1,8
T

Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại phải thỏa
điều kiện (5.42) tài liệu [1]:
 H max   H . K qt

= 495,4.√ 1,8 = 664,65 MPa < 1260 MPa = [  H ]max

Theo (5.43) tài liệu [1]
 F 1max   F 1. K qt

= 162,35.√ 1,8 = 217,81 MPa < [  F 1 ]= 259,8 MPa

 F 2max   F 2 . K qt

= 157,96.√ 1,8 = 211,92 MPa < [  F 2 ] = 243,6 MPa

8. Các thơng số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục

aw = 150

Modun pháp


m=2

Chiều rộng vành răng

b = 34,79

Tỉ số truyền

u = 4,375

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

14


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

Góc nghiêng của răng

β = 14o59’

Số răng bánh răng

z1 = 27, z2 = 118

Hệ số dịch chỉnh

x1 = x2 = 0


Đường kính vịng chia

d1 = 55,9 mm, d2 = 244,3 mm

Đường kính vịng đỉnh răng

da1 = 59,9 mm, da2 248,3 mm

Đường kính vịng đáy răng

df1 = 50,9 (mm), df2 = 239,3 (mm)

1. IV. THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có δ b = 600 Mpa, ứng suất xoắn cho
phép [τ] = 12...20 Mpa
2. Xác định sơ bộ đường kính trục theo (7.4) tài liệu [1]
dk =

√
3

Tk
(N.mm)
0,2.[τ ]

Các thơng số ban đầu
T1 = 84118 N.mm
T2 = 356266 N.mm

T3 = 1305166 N.mm
Với [τ] lấy trị số nhỏ đối với trục vào và lấy trị số lớn đối với trục ra
Chọn [τ1] = 14 MPa
Đường kính sơ bộ trục 1: d1 =

√
3

84118
= 31,09 (mm)
0,2.14

Lấy đường kính sơ bộ trục 1 d1 = 35 mm
Chọn [τ2] = 16 MPa
Đường kính sơ bộ trục 2: d2 =

√
3

356266
= 48,1 (mm)
0,2.16

Lấy đường kính sơ bộ trục 1 d2 = 50 mm
Từ đường kính các trục, tra bảng (7.2) tài liệu [1] ta được ổ lăn b0
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

15



Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

d1 = 35 (mm) → b01 = 21 (mm)
d2 = 50 (mm) → b02 = 27 (mm)
3. Xác định tải trọng lên các trục
Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng, xác định các lực tác dụng khi ăn khớp theo
cơng thức (7.1):
Lực vịng tác dụng lên bánh răng nghiêng,

Ft =F t 2 =
1

Ft1  Ft2

:

2T 1 2 . 84118
=
=3011. 2(N )
d w 1 55 ,87

Lực hướng tâm tác dạng lên bánh răng nghiêng,

Fr1  Fr2

:

Ft . tg α tw 3011, 2 .tg 20° 38 '

1
Fr 1 =F r 2 =
=
=1173, 74( N )
cos β
cos14 °59 '
Lực dọc trục tác dụng lên bánh xích nghiêng,

Fa1  Fa2

:

F a1=F a 2 =Ft 1 . tg β=3011, 2. tg14 ° 59 '=805 ,9 (N )
Lực hướng tâm tác dụng lên bánh xích bị dẫn, Fr:

Fr =k x .F t =1 ,15 .3011,2=3462 ,88 (N )
Với kx = 1,15 do bộ truyền xích nằm ngang.
FK = (0,2÷0,3).Ft = 0,2.3011,2 = 602,24 (N)
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

16


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh


Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15
Theo công thức (10.10) trang 189 tài liệu [2], ta có
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục I.
lm13 = (1,2...1,5).d1
Chọn lm13 =lm12= 1,2.d1 = 1,2.35 = 42 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II:
l22 = (1,2…1,5).d2
Chọn lm22 = 1,2d2 = 1,2.50 = 60 mm
Chiều dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay)
Trục 1
l12 = -lc12 = -(0,5(lm12 + b01) + K3 + hn )= -56,5.
Chọn l12 = 56,5 mm
l13 = 0,5(lm13 + b01) + K2 + K1 = 47,5 mm
l11 = 2l13 = 95 mm
Trục 2
l23 = l13= 47,5 mm
l21 = l11 = 95 mm
l22 = -lc22 = -(0,5(lm22 + b02) + K3 + hn )= -68,5 mm
Chọn l22 = 68,5 mm
5. Tính phản lực tại các gối đỡ
5.1. Trục I
Moment uốn trên bánh răng số 1

ma1 =

F a . d1 805 , 9 .35
1
=
=14103 , 25( N . mm )

2
2

Chuyển mơ hình tính tồn từ chi tiết máy về mơ hình sức bền vật liệu
Phương trình cân bằng moment tại A1 theo phương Y:
SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

17


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

∑ m A 1 (Y )=ma1+F r 1 . 47 , 5−Y B 1 .95=0
ma1 +F r 1 . 47 , 5 14103 , 25+1173 ,74 . 47 ,5
⇒Y B 1=
=
=735 , 32(N )
95
95
Phương trình cân bằng lực:

∑ Y =−Y A 1+F r 1−Y B 1=0
⇒Y A 1=F r 1 −Y B 1 =1173, 74−735 ,32=438 , 42( N )
Phương trình cân bằng moment tại A1 theo phương X:

∑ m A 1 ( X )=F K .56 , 5+F t 1 . 47 ,5−X B 1 . 95=0
⇒ X B 1=


F K .56 ,5+F t 1 . 47 , 5 602 , 24 . 56 ,5+3011,2 . 47 , 5
=
=1863 ,77( N )
95
95

Phương trình cân bằng lực:

∑ X =−X A 1−F K +Ft 1−X B 1=0
⇒ X A 1 =Ft 1 −F K −X B1 =3011, 2−602 , 24−1863 ,77=545 , 2( N )
5.2. Trục II
Moment uốn trên bánh răng:

F a . d2 805 , 9 .50
m a 2= 21 =
=20147 , 5( N .mm )
2
2
Chuyển mô hình tính tồn từ chi tiết máy về mơ hình sức bền vật liệu (xem hình
2b)

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

18


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh


Phương trình cân bằng moment tại A2 theo phương Y:

∑ m A 2 (Y )=−ma2+ Fr 2 . 47 , 5+ F x .(95+ 68 ,5 )−Y B 2 .95=0
m a2 + F r 2 . 47 , 5+ F x .(95+ 68 ,5 )
95
−20147 , 5+1173 , 74 . 47 , 5+602 , 24 .(95+68 , 5 )
¿
=1411 , 27( N )
95
⇒Y B 2 =

Phương trình cân bằng lực:

∑ Y =−Y A 2+F r 2−Y B 2+F x=0
⇒Y A 2 =+ F x +Fr 2 −Y B 2=602 , 24+1173 ,74−1411, 27=364 , 71(N )

P

hương trình cân bằng moment tại A2 theo phương X:

∑ m A 2 ( X )=Ft 2 . 47 ,5−X B 2. 95=0
⇒ X B 2=

F t2 . 47 ,5 3011, 2. 47 ,5
=
=1505 , 6( N )
95
95

Phương trình cân bằng lực:


∑ X =X A 2−F t 2+ X B 2=0
⇒ X A 2 =Ft 2 −X B 2 =3011,2−1505 ,6=1505 , 6( N )

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

19


Tiểu luận môn học Nguyên lý – chi tiết máy

SVTH: Trần Kim Kha - 17145151

GVHD: TS. Văn Hữu Thịnh

20