Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Trường ĐH – SPKT TPHCM
Khoa XD – CHUD
Bộ môn: Thiết kế công nghiệp
ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
(Đề số : 4 – phương án : )
t
A. ĐẦU ĐỀ
1.Sơ đồ động
Gồm:
1- Động cơ điện
2- Nối trục
3- Hộp giảm tốc
4- Bộ truyền xích
5- Xích tải
2- Đặc điểm của tải trọng :
Tải trọng va đập nhẹ. Quay 1 chiều.
3 – Ghi chú :Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6 giờ.
Sai số cho phép về tỉ số truyền
1 2
3
F F
4
5
T
0.8 T
Sơ đồ tải trọng
0,7 tck 0,3 tck
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 1
1

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
PHẦN 1: CHỌN ĐỘÂNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I/ Chọn động cơ điện :
a Công suất cần thiết:
Công suất trên trục công tác: = =12,75(KW).
Hiệu suất chung:
Hiệu suất nối trục.
Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
Hiệu suất bộ truyền xích.
Hiệu suất một cặp ổ lăn.
⇒ = 0,85
ông suất cần thiết trên trục động cơ : p
ct
==15 (KW)

⇒
Chọn loại động cơ: 4A160S4Y3.
Có công suất đònh mức: P
đc
= 15 (KW)
Số vòng quay: n
đc
= 1460 (vòng/phút).
II/ Phân phối tỷ số truyền :
Tốc độ quay của trục công tác: (vòng/phút)
Tỷ số truyền chung: = = = 29,79
=2,979
Ta co ù: u

hamtoc
= u
1
.u
2
Tra bảng 3.1: = 3,58
= 2,79
Bảng hệ thống số liệu:
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 2
2
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Trong đó: n
1
= n
đc
= 1460 (vòng/phút)
n
2
= n
1
: u
1
= 1460 : 3,58 = 407,6 (vòng/phút)
n
3
= n
2
: u
2
= 407,6 : 2,79 = 146,1 (vòng/phút)

n
4
= n
t
= n
3
: u
xích
= 146,1 : 2,979 = 49,04 (vòng/phút)
P
I
= P
ct
.
1
.
4
=15.1.0,99 = 14,85 (KW)
P
II
= P
I
.
2
.
4
= 14,85.0,99.0,98
2
= 14,11 (KW)
P

III
= P
II
.
2
.
4
= 14,11.0,99.0,98 =13,68 (KW)

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 3
3
Trục
Tham số
Trục
động cơ
I II III IV
Tỷ số truyền
(u)
u
nt
= 1 U
1
=3,05 U
2
=2,54 u
xich
=2
Số vòng quay
n (vòng/phút)
1460 1460 407,8 164,1 49,06

Công suất P
(KW)
15 14,85 14,11 13,6 12,6
T (N.mm)
98116,4 97135,2 330432,8 791468,6 2452710,9
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
PHẦN 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
I/ Chọn xích:
Chọn loại xích ống con lăn vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, rẻ hơn xích con lăn.
II/ Tỷ số truyền :
▪ u
x
= 2.979
▪ Chọn số răng đóa dẫn: Z
1
= 25. Chọn theo bảng 5.4
=> Số răng đóa bò dẫn: Z
2
= u
x
.Z
1
= 2.979 . 2,5 = 74,475 < Z
max
= 120 (chọn Z
2
=75)

Tìm bước xích :
▪ Hệ số sử dụng: k = k

đ
.k
a
.k
o
.k
đc
.k
bt
.k
c
= 1,2. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,95
- k
đ
= 1,2 Tải trọng va đập nhẹ.
- k
a
= 1 Chọn khoảng cách trục a = ( 30
÷
50 ).p
- k
o
= 1 Bộ truyền xích nghiêng 1 góc 45
o
- k
đc

= 1 Điều chỉnh vò trí trục bằng một trong các đóa xích.
-

k
bt
= 1,3 Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn loại II
- k
c
= 1,25 Bộ truyền làm việc 2 ca.
▪Hệ số số răng đóa dẫn: k
z
= = = 1
▪Hệ số số vòng quay đóa dẫn: k
n
= = = 1,21 ( chọn n
o1
= 200 v/ph).
▪Công suất tính toán: Pt = P
III
. k. k
z
. k
n
=13,6. 1,95.1.1,21 = 32,08 ( KW).
Tra bảng 5.5 : với n
o1
= 200 v/ph.
=> Chọn xích ống con lăn có 1 dãy:
▪Bước xích: p = 31,75 mm.( bảng 5.2)
▪Tải trọng phá huỷ: Q = 88,5 KN.
▪Khối lượng 1 mét xích: q = 3,8 kg.
▪Công suất cho phép: [P ] = 19,3 KW (bảng 5.5)
III/ Khoảng cách trục và số mắt xích:

▪Khoảng cách trục a = 30.p
 Số mắt xích: x = ( bảng 5.12)
= 2.30 = 112,11
▪Chọn x = 112 (mắt xích)
▪Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1 giây:
i = = = 2,44 < = 25( bảng 5.9)
▪Tính chính xác khoảng cách trục a:
a = 0,25p
= 0,25.31,75.
= 952 (mm).
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 4
4
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Để xích không chòu lực quá lớn, giảm a một lượng bằng:
= 0,003.a = 0,003.952 = 3 (mm)
Do đó : a = 949 (mm)
IV/ Kiểm nghiệm xích về độ bền :
S =
Trong đó: Q = 88500 N :Tải trọng phá hỏng
K
đ
= 1,2 Hệ số tải trọng động
F
t
= = 6296 (N)
Với v= = = 2,16 (m/s)
F
v
= p.v
2

= 3,8.2,48
2
= 17,72(N)
F
0
= 9,81.k
f
.p.a= 9,81.4.3,8.0,949 = 141,5 (mm)
Với k
f
= 4 hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vò trí bộ truyền.
⇒ S = = 11,52
Vậy: S > = 8,5 nên bộ truyền xích đảm bảo độ bền.
V/ Tính đường kính vòng chia của đóa xích :
Đóa dẫn: d
1
= = = 253,32 mm
Đóa bò dẫn: d
2
= = = 758,19 mm
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đóa xích theo công thức:
H1
= 0,47. ≤
Trong đó: k
r
= 0,42 ; F
t
= 6269N ; n
3
= 164 vòng/phút

p = 31,75 mm ; m = 1
F
vd
= 13.10
-7
n
3
.p
3
.m = 13.10
-7
.164.31,75
3
.1 = 6,28 N
k
d
= 1 ; k
đ
= 1,2 ; E = 2,1.10
5
Mpa Mun đàn hồi
A = 262 mm
2
Diện tích chiếu của bản lề.
⇒
H1
= 0,47. = 636,8 MPa ≤
Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210 sẽ đạt được ứng suất
tiếp xúc cho phép = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúccho răng đóa 1. Tương
tự, ≤ (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

VII/ Tính lực tác dụng lên trục:
F
r
= k
x
.F
t
= 1,05.6269 = 6582,45 (N)
Với k
x
= 1,05.
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I/ CHỌN VẬT LIỆU, PHƯƠNG PHÁP NHIỆT LUYỆN VÀ CƠ TÍNH:
1 Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất trong thiết
kế, chọn vật liệu 2 cấp như sau:
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241… 285 có σ
b1
=
850Mpa , σ
ch1
= 580MPa
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 5
5
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192… 240 có σ
b1
= 750Mpa ,
σ
ch1

= 450MPa
2. Đònh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
ng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác đònh theo
công thức:
Trong thiết kế sơ bộ lấy: Z
R
Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
S
K
xF
= 1
⇒

Trong đó:
- σ
0
Hlim
và σ
0
Flim
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở.
Tra bảng 6.2: thép 45 tôi cải thiện HB180….350, ta được: ( bảng 6.2)
σ

0
Hlim
= 2HB+ 70 ; s
H
= 1,1
σ
0
Flim
= 1,8 HB ; s
F
= 1,75
Chọn độ cứng bánh nhỏ là: HB
1
= 245
Độ cứng bánh lớn là: HB
2
= 230
Thay số vào ta có: σ
0
Hlim1
= 2.245+ 70 =560 Mpa
σ
0
Hlim2
= 2.230+ 70 =530 Mpa
σ
0
Flim1
= 1,8 .245 = 441 MPa
σ

0
Flim2
= 1,8 .230 = 414 Mpa
- k
HL
và k
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
HL
= ; K
FL
=
Với - m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì HB ≤ 350 nên m
H
= m
F
= 6
- N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30H
HB

2,4
⇒ N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,6.10
7
(chu kỳ)

N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,3.10
7
(chu kỳ)
-
N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO
= 4.10
6
(chu kỳ)
Như vậy, sơ bộ xác đònh được:
K
HL
1
= = 509 (Mpa)

2
= = 481.8 (Mpa)
Với cấp nhanh sử dụng răng chữ v:
= = = 495,4 (MPa)
Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra N
HE
đều lớn hơn N
HO
nên K
HL
=1.
Ù Do đó:
’
=
2
= 481,8 (MPa)
N
FE
= 60c∑(T
i
/T
max
)
6
.n
i
.t
i
N
FE2

= 60c.n
2.
∑t
i
∑(T
i
/T
max
)
6
.t
i
/
.
∑t
i
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 6
6
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
= 60.1.477.5.300.12.(1
6
.0,7 + 0,8
6
.0,3) = 40,1.10
7
(chu kỳ)
⇒ N
FE2
> N
FO

⇒ K
FL2
= 1
Tương tự K
FL1
= 1
Do đo,ù với bộ truyền quay một chiều K
FC
=1, ta được:
= = 252 (MPa)
= = 236.5 (MPa)
ng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
max
= 2,8= 2,8.450 = 1260 (MPa)

max
= 0,8 = 0,8.580 = 464 (MPa)
max
= 0,8 = 0,8.450 = 360 (MPa)
II/. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng chữ v
1/ Xác đinh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w1
= K
a
(u
1
+1)
Trong đó: K
a

= 43 (MPa
1/3
) (răng chữ v, vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều
là thép)
T
1
’
= = = 48567,6 (Nmm)
= 495,4 (MPa)
u
n
= 3,58
ψ
ba
= 0,3
ψ
bd
= 0,53. ψ
ba
(u+1) = 0,53.0,3.(3,58+1) = 0,728
Theo bảng 6.7: ta chọn K
Hβ
= 1,07
⇒ a
w1
= 43.(3,58+1). = 115,48(mm)
Chọn a
w1
= 115 (mm)
2/ Xác đònh các thông số ăn khớp:

Xác đònh môđun:
m = (0,01 : 0,02).a
w
= (0,01 : 0,02).115 = 1,15 : 2,3 (mm)
Chọn modun pháp m = 2,5 (mm)
Xác đònh số răng, góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x:
Chọn sơ bộ: β = 30
0
: cosβ = 0,866
Số răng bánh nhỏ: Z
1
= = = 17,39
Chọn Z
1
= 17 răng.
Số răng bánh lớn: Z
2
= u
n
.Z
1
= 23.3,05 = 60,86
Chọn Z
2
= 70 răng.
Do đó, tỷ số truyền thực là: u
m
= = 3,529
cosβ = m.(Z
1

+Z
2
)/(2a
w
) = = 0,8369
⇒ β = 33,17
0
= 33
0
10
’
47
”
Hệ số dòch chỉnh : x
1
= 0; x
2
= 0
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 7
7
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ
H
= Z
m
Z
H
Z

ε

≤

[σ
H
]
Trong đó
* T
1
’
= = = 48567,6 (Nmm)
* Z
M
= 274 (MPa
1/3
) Cơ tính của vật liệu chế tạo là thép
* Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z
H
=
Với tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
α
t

= α
tw
= arctg () = arctg () = 23,5
0
⇒ tg β
b
= cos 23,5
0
.tg 33,17
0
= 0,599.
⇒ β
b
= 30,93
0
= 30
0
56
’
⇒ Z
H
= = 1,531
* Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
ε
b
= = = 2,4
Vì ε
b

≥ 1 ⇒ Z
ε
=
Với = [1,88 – 3,2()].cosβ
= [1,88 – 3,2()].cos 33,17
0
= 1,37
Z
ε
= = = 0,854
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: (u
m
là tỉ số truyền 60/37=3,529)

d
w1
= = = 50(mm)
v = = = 3,8(m/s)
Với v = 3,1 (m/s) tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác là 9
Tra bảng 6.14 được K
Hα
=1,16
⇒ v
H
= δ
H.
g
o.
.v. = 0,002.73.3,8 = 2.6
Trong đó theo bảng 6.15, δ

H
= 0,002, theo bảng 6.16: g
o
= 73.
Do đó: K
Hv
= 1+ = 1 + = 1,037
Theo 6.39: K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,07.1,16.1,037 = 1,28
Thay các giá trò vừa tính vào σ
H
, ta được :
σ
H
= Z
m
Z
H
Z
ε

= 274.1,531.0,854

= 487,2(MPa)
Xác đònh chính xác ứng suất cho phép:
[σ
H
] = [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
Với [σ
H
] = 495,4 MPa
Với v = 3,1 m/s <5 m/s ⇒ Z
v
=1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5….1,25 µm, do đó
Z
R
= 0,95; với d
a
< 700 mm, K
xH
= 1.
[σ

H
] = [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
= 495,4.0,95.1.1 = 470,7 MPa.
4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σ
F1
=
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 8
8
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Theo bảng 6.7: K
Fβ
= 1,17.
Theo bảng 6.14: Với v < 5 m/s và cấp chính xác là 9, K
Fα
= 1,4.
Theo (6.47) : v
F
= δ
F
.g
0.
v.

Với : δ
F
= 0,006 Răng có HB
2
≤ 350 HB.
g
0
= 73 Răng có môđun m < 3,55 mm, cấp chính xác 9.
⇒ v
F
= 0,006.73.3,8 = 9,43
K
Fv
= 1+ = 1+ = 1,1
Do đó: K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
= 1,17.1,4.1,1 = 1,8
Với ε
α
= 1,43 ⇒ Y
α
= 1/ε
α
= 1/1,43 = 0,7

Với β = 32,82
0
⇒ Y
β
= 1- 33,17/140 = 0,763
Số răng tương đương
Bánh nhỏ :
Z
v1
= = = 29
Bánh lớn :
Z
v2
= = = 102
Theo bảng 6.18, ta được: Y
F1
= 3,8
Y
F2
= 3,61
Với m = 2mm , Y
S
= 1,08 – 0,0695.ln1,5 = 1,052; Y
R
= 1 (bánh răng phay)
K
xF
= 1 (vì d
a
< 400mm), do đó:

= 252.1.1,052.1 = 265,1 (MPa)
Tương tự tính được = 236,5.1.1,052.1 = 248,8 (MPa)
Thay các giá trò vừa tính được vào công thức tính σ
F1
:
σ
F1
= = 140,2 (MPa)
⇒ σ
F1
= 140,2 MPa < [σ
F
]
1
= 265,1 MPa
σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
= 140,2.3,6/3,8 = 133,2 (MPa)
⇒ σ
F2
= 133,2 MPa < [σ
F
]
2

= 248,8 MPa
Như vậy: Độ bền uốn của răng được đảm bảo.
5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo (6.48) với K
qt
= T
max
/T = 2,2:
σ
H1max
= σ
H

= 470,73.

= 698 MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa
Theo (6.49):
σ
F1max
= σ
F
.K
qt
= 115.2,2 = 253 MPa < [σ
F1
]

max
= 464 MPa
σ
F2max
= σ
F
.K
qt
= 80,76.2,2 = 177,8 MPa < [σ
F2
]
max
= 360 MPa
Như vậy: Độ quá tải của răng đều thoả mãn
6/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
•Khoảng cách trục A = 85mm.
•Môđun pháp m = 2mm
•Tỷ số truyền : u
m
= 3,529
•Số răng Z
1
= 17 răng, Z
2
=60 răng
•Góc nghiêng β = 33,17
0
= 33
0
10’14

”

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 9
9
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
•Hệ số dòch chỉnh : x
1
= 0; x
2
= 0
•Chiều rộng bánh răng: b
w
=ψ
ba.
a
w
=0,3.115=34,5mm.
•Đường kính vòng chia: d
1
= = = 40,6mm
d
2
= = = 143,3mm
•Đường kính vòng đỉnh răng:
d
a1
= d
1
+ 2.m = 40,6+2.2 = 44,6mm.
d

a2
= d
2
+ 2.m =143,3+2.2 =147,3mm.
•Đường kính vòng đáy răng:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 40,6-2,5.2 = 35,6mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 143,3-2,5.2=138,6mm

III/. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1/ xác đònh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w2
= K
a
(u
1
+1)
Trong đó: K
a
= 49,5 (MPa
1/3
) (răng thẳng, vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều

là thép)
T
2
= 330432,8(Nmm)
= 481,8 (MPa)
u
c
= 2,79
ψ
ba
= 0,3
ψ
bd
= 0,53. ψ
ba
(u+1) = 0,53.0,3.(2,79+1) = 0,6
Theo bảng 6.7: ta chọn K
Hβ
= 1,02
⇒ a
w1
= 49,5.(2,79+1). = 229,04mm ( lấy a
w1
= 229)
2/ Xác đònh các thông số ăn khớp:
Xác đònh môđun:
m = (0,01 : 0,02).a
w
= (0,01 : 0,02).229 = 2,29 : 4,58 mm
Chọn modun pháp m = 2,5 (mm)

Xác đònh số răng, hệ số dịch chỉnh x:
Số răng bánh nhỏ: Z
1
= = = 48,3
Chọn Z
1
= 36 răng.
Số răng bánh lớn: Z
2
= u
c
.Z
1
= 48.2,79 = 133,92
Chọn Z
2
= 134 răng.
Do đó, tỷ số truyền thực là: u
m
= = 2,791
Hệ số dòch chỉnh : x
1
= 0; x
2
= 0
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ
H
= Z

m
Z
H
Z
ε

≤

[σ
H
]
Trong đó:
* Z
M
= 274 (MPa
1/3
) Cơ tính của vật liệu chế tạo là thép
* Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z
H
=
cosα
tw
= = = 0,933
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 10
10
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
⇒ α

tw
= 21,006
0
= 21
0
0
’
24
”
⇒ Z
H
= = 1,72
* Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với bánh răng thẳng: Z
ε
=
Với = [1,88 – 3,2()]
= [1,88 – 3,2()] = 1,789
Z
ε
= = 0,858
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= = = 120,8(mm)
v = = = 2,57(m/s)
Với v = 2,57(m/s) tra bảng 6.13 với răng thẳng chọn cấp chính xác là 8
Tra bảng 6.14 được K

Hα
=1,09
⇒ v
H
= δ
H.
g
o.
.v. = 0,004.56.2,57 = 5,2
Trong đó theo bảng 6.15, δ
H
= 0,004, theo bảng 6.16: g
o
= 56.
Do đó: K
Hv
= 1+ = 1 + = 1,05
Theo 6.39: K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,07.1,09.1,1 = 1,22
Thay các giá trò vừa tính vào σ
H
, ta được :
σ

H
= Z
m
Z
H
Z
ε

= 274.1,72.0,858


= 392 (MPa)
Xác đònh chính xác ứng suất cho phép:
[σ
H
] = [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
Với [σ
H
] = 495,4 MPa
Với v = 2,57 m/s < 5 m/s ⇒ Z
v
=1; với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R

a
= 10….40
µm, do đó Z
R
= 0,9; với d
a
< 700 mm, K
xH
= 1.
[σ
H
] = [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
= 481,81.0,9.1.1 = 455,3 MPa.
Như vậy: σ
H
< [σ
H
] , điều kiện độ bền tiếp xúc của răng thoả mãn.
4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σ
F1
=
Theo bảng 6.7: K

Fβ
= 1,05
Theo bảng 6.14: Với v < 5 m/s và cấp chính xác là 8, K
Fα
= 1,22.
Theo (6.47) : v
F
= δ
F
.g
0.
v.
Với : δ
F
= 0,011 Răng trụ thẳng, vát đầu răng có HB
2
≤ 350 HB.
g
0
= 56 Răng có môđun m < 3,55 mm, cấp chính xác 8.
⇒ v
F
= 0,011.56.2,57 = 14,34
K
Fv
= 1+ = 1+ = 1,14
Do đó: K
F
= K
Fβ

.K
Fα
.K
Fv
= 1,05.1,22.1,14 = 1,48
Với ε
α
= 1,789 ⇒ Y
α
= 1/ε
α
= 1/1,789 = 0,558
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 11
11
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Với β = 0
0
⇒ Y
β
= 1
Số răng tương đương
Bánh nhỏ :
Z
v1
= = = 48
Bánh lớn :
Z
v2
= = = 134
Theo bảng 6.18, ta được: Y

F1
= 3,7
Y
F2
= 3,6
Với m = 2,5mm , Y
S
= 1,08 – 0,0695.ln2,5 = 1,022; Y
R
= 1 (bánh răng phay)
K
xF
= 1 (vì d
a
< 400mm), do đó:
= 252.1.1,022.1 = 257,5 (MPa)
Tương tự tính được = 236,5.1.1,022.1 = 241,7 (MPa)
Thay các giá trò vừa tính được vào công thức tính σ
F1
:
σ
F1
= =97,3(MPa)
⇒ σ
F1
= 97 MPa < [σ
F
]
1
= 257,5 MPa

σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
= 97,3.3,6/3,7 = 94,6 (MPa)
⇒ σ
F2
= 94,6 MPa < [σ
F
]
2
= 241,6 MPa
Như vậy: Độ bền uốn của răng được đảm bảo.
5/ Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo (6.48) với K
qt
= T
max
/T = 2,2:
σ
H1max
= σ
H

= 455,3.

= 675,3 MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa
Theo (6.49):
σ
F1max
= σ
F
.K
qt
= 77,3.2,2 = 214 MPa < [σ
F1
]
max
= 464 MPa
σ
F2max
= σ
F
.K
qt
= 94,6.2,2 = 208,1 MPa < [σ
F2
]
max
= 360 MPa
Như vậy: Độ quá tải của răng đều thoả mãn
6/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

•Khoảng cách trục A = 229mm.
•Môđun pháp m = 2,5mm
•Tỷ số truyền : u
m
= 2,79
•Số răng Z
1
= 48 răng, Z
2
=134 răng
•Góc nghiêng β = 0
0

•Hệ số dòch chỉnh : x
1
= 0; x
2
= 0
•Chiều rộng bánh răng: b
w
=68,7mm.
•Đường kính vòng chia: d
1
= = = 120mm
d
2
= = = 335mm
•Đường kính vòng đỉnh răng:
d
a1

= d
1
+ 2.m = 90+2,5.2 = 125mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 335+2.2,5 =340mm.
•Đường kính vòng đáy răng:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 120-2,5.2,5 = 113,75mm
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 12
12
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
d
f2
= d
2
– 2,5m = 335-2,5.2,5= 328,75mm.
BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
Thông số Cấp nhanh Cấp chậm
Khoảng cách trục a
w
(mm)
115 229
Môđun u
m

2
2,5
ChiỊu réng vµnh r¨ng b
w
(mm)
34,5 68,7
Tû sè trun u
m
2,79
2,79
Gãc nghiªng cđa r¨ng β
33,17
o
0
o
HƯ sè dÞch chØnh (mm)
x
1
0 0
x
2
0 0
Sè r¨ng b¸nh r¨ng (mm)
z
1
17 48
z
2
60 134
§êng kÝnh chia (mm)

d
1
40,6 120,8
d
2
143,3
335
§êng kÝnh ®¸y r¨ng
(mm)
d
f1
35,6
113,75
d
f2
138,6
328,75
§êng kÝnh ®Ønh r¨ng
(mm)
d
a1
44,6
125
d
a2
147,3
340
Gãc ¨n khíp
α
tw

23,5
0
21
0
0
’
14
’’
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 13
13
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
PHẦN 4: THIẾT KẾ TRỤC
I/ Chọn vật liệu:
Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có σ
b
=850 MPa, ứng suất xoắn cho phép
[τ]=15……30 MPa
II/ Tính đường kính sơ bộ của các trục:
Theo (10.9), đường kính trục thứ k (k=1,2,3) là: d
k
≥
+ Trục 1: P
1
=14,85 KW, n
1
= 1460 vòng/phút, T
1
= 97135,2 Nmm.
d
1

≥ = 31,8mm ⇒ chọn d
1
= 30mm
chọn b
01
=21mm
+ Trục 2: P
2
=14,11 KW, n
2
= 407 vòng/phút, T
2
= 330432,8 Nmm.
d
2
≥ = 43,5mm ⇒ chọn d
2
= 45mm
chọn b
02
=25mm
+ Trục 3: P
3
=13,6 KW, n
3
= 164,1vòng/phút, T
3
= 791468,6 Nmm.
d
3

≥ = 58,2mm ⇒ chọn d
3
= 60mm
chọn b
0
3
=31mm
III/ Xác đònh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Tra bảng 10.3, ta chọn:
+ Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay là: k
1
= 10mm.
+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k
2
=10mm.
+ Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ: k
3
=15mm.
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n
= 18mm.
• Tính các khoảng cách l
ki
trên trục thứ k, từ gối đỡ o đến chi tiết quay thứ I như
sau:
l
12
= -[0,5(l
m12

+ b
01
) + k
3
+ h
n
]
= -[0,5(1,4.35 +21) +15 + 18] = -68mm
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
02
) + k
1
+ k
2
= 0,5(1,2.45 +21) +10 +10 = 59,5mm
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
= 59,5 + 0,5(1,2.45 +1,2.60) +10 = 132,5mm

l
21
= 2l
23
= 2.132,5= 265mm
l
c33
= 0,5(l
m33
+ b
03
) + k
3
+ h
n
= 0,5(1,2.60 +31) +15 + 18 = 84,5mm
l
33
= 2l
32
+ l
c33
= 2.132,5+84,5 = 349,5mm

Ta có khoảng cách của các chi tiết như sau:
l
12
= -68mm; l
13
= 59,5mm; l

1
1
=2 l
23
-l
22
=132,5.2-59,5=205,5mm;
l
22
= 99,5mm; l
23
= 132,5mm; l
24
= 205,5mm;
l
32
= 132,5mm; l
33
= 291,5mm;
l
11
= l
21
= l
31
= 2l
32
= 2.109,5 =349,5mm;
IV/ Xác đònh trò số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:
Chọn hệ toạ độ như sau:

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 14
14
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục theo phương x:
F
x12
= = = 404,3N
Với D
t
= 120mm : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng
đàn hồi.
Để xác đònh lực từ các bánh răng tác dụng lên trục, ta sử dụng công thức:
F
xki
= F
tki
.cp
k
.cb
ki
.
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 15
n
2
45
0
F
x33
F
y33

Fl
y31
Fl
x31
n
3
F
y32
F
x32
Fl
x30
Fl
y30
Fl
x21
Fl
y21
F
z24
F
y24
F
x24
F
y23
F
x233
F
y22

F
x22
Fl
x10
F
z22
Fl
y10
Fl
y20
Fl
x20
Fl
y11
Fl
x11
n
1
F
x14
F
y14
F
z14
F
z13
F
x13
F
y13

F
x12
x
y
z
15
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
F
yki
= - F
tki
tgα
tw
/ cosβ
F
zki
= F
tki
tgβ.cp
k
.cb
ki
.br
ki
Trong đó: F
tki
= 2T
k
/d
wki

Kết quả tính toán như sau:
F
x13
= F
x14
= - = -1089 N
F
y13
= F
y14
= -541N
F
z13
= -F
z14
= 658 N
F
x22
= F
x24
= 1089 N
F
y22
= F
y24
= 541N
F
z22
= -F
z24

= -658 N
F
x23
=2965 N; F
y23
= -1204N; F
z23
= 0
F
x32
= -2965 N; F
y32
= 1204N; F
z32
= 0
F
x33
= -F
r
.cos45
0
= -2781cos45
0
= -1966,5 N
F
y33
= -F
r
.cos45
0

= -2781cos45
0
= -1966,5 N; F
z33
= 0.
V/ Xác đònh đường kính và chiều dài các trục:
* Tính các phản lực:
Sử dụng phương trình moment và phường trình hình chiếu của các lực trong
mặt phẳng xoy và zox:
Fl
yk1
= -( F
yki
l
ki
– F
zki
r
ki
)/ l
k1
Fl
yko
= -( Fl
yk1
+ F
yki
)
Fl
xk1

= -( F
xki
l
ki
) / l
k1
Fl
xk0
= -( Fl
xk1
+ F
xki
)
Kết quả tính toán các lực như sau:
Fl
x11
= 1147N; Fl
y11
= 541N; Fl
t11
= 1268N
Fl
x10
= 832N; Fl
y10
= 541N; Fl
t10
= 992N
Fl
x21

= -2571,5N; Fl
y21
= 61N; Fl
t21
= 2572N
Fl
x20
= -2571,5N; Fl
y21
= 61N; Fl
t20
= 2572N
Fl
x31
= 4100N; Fl
y31
= 2015,5N; Fl
t31
= 4568,6N
Fl
x30
= 831,5N; Fl
y30
= -1253N; Fl
t30
= 1504N
* Sơ đồ đặt lực, biều đồ moment trên các trục như sau:


Trục I:

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 16
x
y
z
F
x12
n1
Q
y
Fl
y10
Fl
x10
F
y13
F
x13
F
z13
F
z14
F
x14
F
y14
Fl
x11
Fl
y11
M

x
Q
x
M
y
T
541N
27862Nmm
541N
199N
1031N
58N
1147N
27862Nmm
41680Nmm
12637Nmm
65733Nmm
59005Nmm
45748Nmm
22874Nmm
16
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Tiết diện: 10 11 12 13 14
Trục II:
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 17
x
y
z
Q
y

M
x
Q
x
M
y
T
Fl
x20
Fl
x21
n
2
Fl
y20
Fl
y21
F
x22
F
x23
F
x24
F
y22
F
y23
F
y24
F

z22
F
z24
61N
602N
602N
61N
2571,5N
1482,5N
3141Nmm
45253Nmm
80169Nmm
132432Nmm
218417Nmm
67700Nmm
67700Nmm
3141Nmm
45253Nmm
2571,5N
1482,5N
132432Nmm
17
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Tiết diện: 20 21 22 23 24


Trục III:

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 18
x

y
z
Q
y
M
x
Q
x
M
y
T
Fl
x30
Fl
x31
n
3
Fl
y31
Fl
y30
F
x32
F
x33
F
y32
F
y33
1253N

49N
1966,5N
831,5N
2133,5N
1966,5N
137203,5Nmm
142569Nmm
91049,3Nmm
142569Nmm
344097Nmm
18
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Tiết diện: 30 31 32 33
* Tính moment uốn tổng M
j
và moment tương đương M
tđj
tại các tiết diện j trên chiều
dài trục:
M
j
=
M
tđj
=
Kết quả tính toán:
M
tđ10
= 39620 Nmm; M
tđ11

= 41585 Nmm; M
tđ12
= 87337 Nmm;
M
tđ13
= 74908 Nmm; M
tđ14
= 0;
M
tđ20
= 0 ; M
tđ21
= 151735 Nmm; M
tđ22
= 239938 Nmm;
M
tđ23
= 151735 Nmm; M
tđ24
= 0;
M
tđ30
= 0 ; M
tđ31
= 340466 Nmm; M
tđ32
= 359797 Nmm;
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 19
19
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH

M
tđ33
= 297997 Nmm;
*Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức:
d
j
=
Trong đó: [] = 67MPa ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.
(thép 45, tôi có σ
b
≥
850MPa)
d
10
= 18mm; d
11
= 18mm; d
12
= 24mm; d
13
= 22mm; d
14
= 0;
d
20
= 0; d
21
= 28mm; d
22
= 33mm; d

23
= 28mm; d
24
= 0;
d
30
= 0; d
31
= 37mm; d
32
= 38mm; d
33
= 35mm;
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau:
d
10
= 20mm; d
11
= 25mm; d
12
= 28mm; d
13
= 28mm; d
14
= 25mm;
d
20
= 25mm; d
21

= 30mm; d
22
= 35mm; d
23
= 30mm; d
24
= 25mm;
d
30
= 40mm; d
31
= 45mm; d
32
= 40mm; d
33
= 38mm;
VI/ Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
a/ Với thép 45 có σ
b
= 850MPa, σ
-1
=0,436.σ
b
= 0,436.850=370MPa;
τ
-1
= 0,58.σ
-1
= 0,58.370=215 MPa
Theo bảng 10.3: ψ

σ
= 0,1; ψ
τ
= 0,05.
b/ Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối
xứng, do đó σ
aj
tính theo công thức: σ
aj
= , với W
j
là moment cản uốn, σ
mj
= 0.
Vỉ trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó
τ
mj
=τ
aj
= = , với là moment cản xoắn.
c/ Xác đònh hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ moment tương ứng, có thể thấy các tiết diện
sau đây cần được kiểm tra ề độ bền mỏi:
Trục 1: tiết diện 10 (lắp nối trục), tiết diện 12 (lắp bánh răng), tiết diện 11 (ổ
lăn).
Trục 2: tiết diện 21,22 (tiết diện lắp bánh răng).
Trục 3: tiết diện 31 (lắp bánh răng), tiết diện 32 (ổ lăn), tiết diện 33 (lắp đóa
xích).
d/ Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh xích, nối trục
theo k6 kết hợp với lắp then.

Kích thước của then, trò số moment cản uốn, moment cản xoắn ứng với các tiết
diện trục như sau:
Tiết diện Đường kính trục b x h t
1
W(mm
3
) W
0
(mm
3
)
10 20 6 x 6 3,5 642 1427
12 28 8 x 7 4 1825 3981
21 30 8 x 7 4 2296 4939
22 35 10 x 8 5 3566 7735
31 45 14 x 9 5,5 7611 16557
33 38 10 x 8 5 4670 10057
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 20
20
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
e/ Xác đònh các hệ số k
σ
dj
và k
τ
dj
đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức:
k
σ
dj

= (k
σ
/ ε
σ
+ k
x
– 1)/ k
y

k
τ
dj
= (k
τ
/ ε
τ
+ k
x
– 1)/ k
y

Với k
x
: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
k
y
: hệ số tăng bền bề mặt trục
-Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=
2,5…… 0,63µm, theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
k

x
=1,1.
-Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt trục, do đó k
y
= 1.
-Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then
ứng với vật liệu có σ
b
= 850MPa là k
σ
= 2,01;k
τ
= 1,88.
Theo bảng 10.10, tra hệ số kích thước ε
σ
và ε
τ
ứng với đường kính của tiết diện
nguy hiểm, từ đó xác đinh được tỉ số k
σ
/ε
σ

và k
τ
/ε
τ
tại rãnh then trên các tiết diện.
Theo bảng ứng với kiểu lắp k6, σ
b

= 850MPa và đường kính tiết diện nguy hiểm,
ta được tỉ số k
σ
/ε
σ

và k
τ
/ε
τ

do lắp căng tại các tiết diện.
Kết quả tính toán như sau:
Tiết
diện
d
(mm)
k
σ
/ε
σ

do k
τ
/ε
τ
do k
σ
d
k

τ
d
S
σ
S
τ
S
Rãnh
then
Lắp
căng
Rãnh
then
Lắp
căng
11 25 - 2,54 - 1,92 2,64 2,02
13,8
8
12,6
5
9,35
12 28 2,26 2,54 2,29 1,92 2,64 2,39 3,29
15,3
3
3,22
21 30 2,28 2,54 2,32 1,92 2,64 2,42 2,3 12,7 2,26
22 35 2,32 2,54 2,36 1,92 2,64 2,46 2,15
19,5
7
2,13

31 45 2,42 2,54 2,44 1,92 2,64 2,54 6,48 7,99 5,03
32 40 - 2,54 - 1,92 2,64 2,02 3,37 7,12 3,3
33 38 2,33 2,54 2,38 1,92 2,64 2,48 - 4,97 4,97
g/ Xác đònh hệ số an toàn chỉ riêng ứng suất pháp S
σ
, hệ số an toàn chỉ riêng ứng
suất tiếp S
τ
và hệ số an toàn S tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức:
S
σ
j
= ; S
τ
j
= ; S
j
= ≥ [S] = 1,5 : 2,5
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 21
21
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Kết quả tính toán trong bảng cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều
đảm bảo an toàn về mỏi.
VII/ Kiểm nghiệm độ bền của then:
Trên các tiết diện dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm về độ bền dập
và độ bền cắt theo công thức:
σ
d
= 2T/[dl
t

(h – t
1
)] ≤ [σ
d
]
τ
c
= 2T/(dl
t
b) ≤ [τ
c
]
Với l
t
~ 1,35d
Kết quả tính kiểm nghiệm then trên 3 trục như sau:
d(mm) l
t
(mm) b x h t
1
T(Nmm)
σ
d
(MPa)
τ
c
(MPa)
20 27 6 x 6 3,5 45748 67,7 28,2
28 38 8 x 7 4 45748 28,7 10,7
30 40 8 x 7 4 67700 37,6 14,1

35 48 10 x 8 5 67700 26,9 8,06
45 60 14 x 9 5,5 344097 72,8 18,2
38 52 10 x 8 5 344097 96 30
Theo bảng 9.5 với tải trọng tónh [σ
d
]= 100MPa, [τ
c
]= 20 :30 MPa. Vậy tất cả các
mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
PHẦN 5: THIẾT KẾ GỐI ĐỢ TRỤC
Trên cả 3 trục đều chòu với tải trọng nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, lực dọc trục bò
triệt tiêu, do đó dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1.
I/ Trục I:
1.Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d= 25mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ
trung 305 có:
Đường kính trong: d = 25mm
Đường kính ngoài: D = 62mm
Khả năng tải động: C = 17,6 KN
Khả năng tải tónh: C
o
= 11,6 KN
2.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của
F
x12
ngược chiều đã chọn khi tính trục tức là cùng chiều với lực F
x13
, khi đó phản
lực trong mặt phẳng zox:
Fl

x11
= -( -F
x13
l
13
- F
x14
l
14
+ F
x12
l
12
)/ l
11
= -(-1089.51,5-1089.167,5+199.63,5)/ 219=1031N
Fl
x10
= -( -F
x13
- F
x14
- F
x12
+ Fl
x11
)
= -( -1089

-1089-199+1031) = 1346N

Phản lực tổng trên 2 ổ:
Fl
t10
== 1450N
Fl
t11
== 1164N
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 22
22
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Trong khi phản lực tại 2 gối đỡ khi tính trục là Fl
t10
= 992N, Fl
t10
= 1286N. Vậy ta
tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chòu tải lớn hơn với F
r
= Fl
t11
= 1450N.
Theo công thức (11.3), với F
a
= 0, tải trọng quy ước: Q=XVF
r
K
đ
K
t
Trong đó: X=1 ( ổ đỡ chòu lực hướng tâm)
V= 1 ( vòng trong quay)

K
đ
=1,1 (tải trọng va đập nhẹ)
K
t
=1 (nhiệt độ t ≤ 100
0
C)
⇒ Q=XVF
r
K
đ
K
t
= 1.1.1450.1,1.1 = 1595N
Theo công thức (11.1), khả năng tải động:
C
d
= Q = 1,595 = 17,5 KN
Với ổ bi m=3, L= 60nL
h
/10
6

= 60.1455.18000/10
6
= 1571,4 triệu vòng.
⇒ C
d
< C = 17,6 KN, khả năng tải động của ổ được đảm bảo.

* Kiểm nghiệm khả năng tải tónh của ổ:
Theo công thức (11.19) với F
a
= 0, Q
0
= X
o
F
r
= 0,6.1450 = 870N
Như vậy: Q
0
<F
r0
= 1450 N và Q
0
= 1450N.
Vậy: Q
0
= 1,45KN < C
o
= 11,6 KN : khả năng tải tónh của ổ được đảm bảo.
II/ Trục II:
1.Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d= 25mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ
trung 305 có:
Đường kính trong: d = 25mm
Đường kính ngoài: D = 62mm
Khả năng tải động: C = 17,6 KN
Khả năng tải tónh: C
o

= 11,6 KN
2.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Theo công thức (11.3), với F
a
= 0, tải trọng quy ước: Q=XVF
r
K
đ
K
t
Trong đó: X=1 ( ổ đỡ chòu lực hướng tâm)
V= 1 ( vòng trong quay)
K
đ
=1,1 (tải trọng va đập nhẹ)
K
t
=1 (nhiệt độ t ≤ 100
0
C)
⇒ Q=XVF
r
K
đ
K
t
= 1.1.2572.1,1.1 = 2829,2N
Theo công thức (11.1), khả năng tải động:
C
d

= Q = 2,829 = 22,68 KN
Với ổ bi m=3, L= 60nL
h
/10
6

= 60.477.18000/10
6
= 515,16 triệu vòng.
⇒ C
d
> C = 17,6 KN
Do đó cần chọn cỡ ổ nặng hơn, ta chọn cỡ 405 có:
Đường kính trong: d = 25mm
Đường kính ngoài: D = 80mm
Khả năng tải động: C = 29,2 KN
Khả năng tải tónh: C
o
= 20,8 KN
* Kiểm nghiệm khả năng tải tónh của ổ:
Theo công thức (11.19) với F
a
= 0, Q
0
= X
o
F
r
= 0,6.2572 = 1543,2N
Như vậy: Q

0
<F
r0
= 2572 N và Q
0
= 2572N.
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 23
23
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Vậy: Q
0
= 2,572KN < C
o
= 20,8 KN : khả năng tải tónh của ổ được đảm bảo.
III/ Trục III:
1.Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d= 40mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ
trung 308 có:
Đường kính trong: d = 40mm
Đường kính ngoài: D = 90mm
Khả năng tải động: C = 31,9 KN
Khả năng tải tónh: C
o
= 21,7KN
2.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Theo công thức (11.3), với F
a
= 0, tải trọng quy ước: Q=XVF
r
K
đ

K
t
Trong đó: X=1 ( ổ đỡ chòu lực hướng tâm)
V= 1 ( vòng trong quay)
K
đ
=1,1 (tải trọng va đập nhẹ)
K
t
=1 (nhiệt độ t ≤ 100
0
C)
⇒ Q=XVF
r
K
đ
K
t
= 1.1.4568,6.1,1.1 = 5025,5N
Theo công thức (11.1), khả năng tải động:
C
d
= Q = 5,025 = 29,5KN
Với ổ bi m=3, L= 60nL
h
/10
6

= 60.188.18000/10
6

= 203,04triệu vòng.
⇒ C
d
< C = 31,9 KN, khả năng tải động của ổ được đảm bảo.
* Kiểm nghiệm khả năng tải tónh của ổ:
Theo công thức (11.19) với F
a
= 0, Q
0
= X
o
F
r
= 0,6.4568,6 = 2741,16N
Như vậy: Q
0
<F
r0
= 4568,6 N và Q
0
= 4568,6N.
Vậy: Q
0
= 4,5686KN < C
o
= 21,7 KN : khả năng tải tónh của ổ được đảm bảo.


SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 24
24

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 25
25