Btl chi tiết máy final

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH

BÁO CÁO BÀI TẬP LỚN
CHI TIẾT MÁY
Giáo viên hướng dẫn: PHAN ĐÌNH HUẤN
Sinh viên thực hiện:
MSSV:
Nhóm:
Đề số 4: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn
Phương án: 6

TP.HCM tháng 12 năm 2017
0


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

MỤC LỤC
Chương 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền.....................................2
I. TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN...........................................................2
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.........................................................................3
III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH..................................................................................3
Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai dẹt................................................................4
I. THƠNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT........................4
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT................................................................4
Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng nón...................................................7
Chương 4: Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc............................................11
Thiết kế trục 1 trong hộp giảm tốc ......................................................................11
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ.........................................................................12
b. Chọn vật liệu làm trục....................................................................................12
c. Đường kính sơ bộ của trục.............................................................................12

d. Thu gọn về dầm sức bền , tính các phản lực gối đỡ và biểu đồ moment ......13
e. Tính các phản lực gồi đỡ ..............................................................................13
f. Biểu đồ momen..............................................................................................14
g. Xác định chính xác đường kính trục theo momen tương đương ..................15
Thiết kế trục 2 trong hộp giảm tốc.......................................................................17
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ.........................................................................17
b. Tính tốn đường kính sơ bộ của trục.............................................................17
c. Thu gọn về dầm sức bền , tính phản lực gối đỡ và biểu đồ momen..............18
d. Tính phản lực tại các gối đỡ..........................................................................19
e. Biểu đồ momen..............................................................................................19
f. Xác định chính xác đường kính trục theo momen tương tương....................21
g. Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn............................................................22
Chương 5: Thiết kế hai cặp ổ lăn trong hộp giảm tốc....................................26
Thiết kế cặp ổ lăn trên trục 1................................................................................26
Thiết kế cặp ổ lăn trên trục 2................................................................................27
TÀI LIỆU THAM KHẢO.................................................................................30

SVTH:

1


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Chương 1: Chọn động cơ điện, phân phối tỉ số truyền
I. TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
Hiệu suất truyền động:
Ta có :   dbrknol2
Tra bảng 3.3 tài liệu [1] ta chọn được các hiệu suất sau:
d 0,95 : Hiệu suất bộ truyền đai dẹt.

br 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón.
kn 0,98 : Hiệu suất của khớp nối trục đàn hồi.
ol 0,995 : Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
Nên :   dbr knol2 0,95 0,95 0,98 0,9952 0,88
 Vậy, hiệu suất truyền động là:  0,88
Cơng suất tính tốn:
Trường hợp tải trọng thay đổi thì: Pt = Ptđ (Cơng suất tương đương)
 “Công suất tương đương” được xác định bởi công thức:
2

2

2

2

 T1 
T 
T 
 0,7T 
t1   2  t2
60  




 12
Ptđ =
kW = Pt
T

T 
T
T 




Pm
6
5,739
t1  t2
60  12
Trong đó: Tm = T
T1 = T; T2 = 0,7T; t1 = 60s và t2 = 12s
 Vậy, cơng suất tính tốn là: Pt = 5,739 kW
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Công suất cần thiết trên trục động cơ điện được xác định bởi:
P 5,739
Pct  t 
6,522 kW

0,88
 Vậy, công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 6,522 kW
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Số vòng quay trên trục thùng trộn : n = 105 vòng/ phút
Tỉ số truyền toàn bộ của hệ thống dẫn động: ut ud ubr 4 3,15 12,6
Trong đó, ta chọn:
ud = 4 và ubr = 3,15
 Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb 12, 6   vòng/phút.

SVTH:

2


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Chọn động cơ điện:
Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:
 Pdc Pct
 Pdc 6,522 kW
, tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn 

ndc nsb
ndc 1323 vg / ph
Tra bảng Phụ lục 15.1 tài liệu [2] ta chọn được động cơ sau:
Công
Kiểu động
Vận tốc
suất
cơ
quay, vg/ph
kW
4A132S4
7,5
1455
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động:
n
1455

ut  dc 
13,86
nlv 105
Chọn ubr = 3,15
Tỉ số truyền của bộ truyền đai dẹt:
u 13,86
ud  t 
4,4
ubr 3,15
III. LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH.
Tính tốn cơng suất trên các trục:
P
6
PII  max 
6,12 kW
kn 0,98
P
6,12
PI  II 
6,47 kW
brol 0,95 0,995
P
6,47
Pdc  I 
6,845 kW
dol 0,95 0,995
Tính tốn số vịng quay các trục:
Số vòng quay của trục I:
n
1455

nI  dc 
331 vòng/phút
ud
4,4
Số vòng quay của trục II:
n
331
nII  I 
105 vòng/phút
ubr 3,15
SVTH:

3


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

 Vậy:
- Số vòng quay trục I là: nI = 331 vòng/phút.
- Số vòng quay trục II là: nII = 105 vịng/phút.
Tính tốn moment xoắn trên các trục:
Moment xoắn trên trục động cơ:
P
6,845
Tdc 9,55.106 dc 9,55.106
44927,66 Nmm
ndc
1455
Moment xoắn trên trục I:
P

6,47
TI 9,55.106 I 9,55.106
186672 Nmm
nI
331
Moment xoắn trên trục II:
P
6,12
TII 9,55.106 II 9,55.106
556629 Nmm
nII
105
Bảng đặc tính:

Thơng số/Trục
Động cơ
Cơng suất (kW)
6,845
44927,66
Moment xoắn (Nmm)
Số vịng quay (vịng/phút)
1455
Tỉ số truyền
4,4

Trục I
6,47
186672
331

Trục II
6,12
556629
105
3,15

Chương 2: Thiết kế bộ truyền đai dẹt
I. THƠNG SỐ KĨ THUẬT THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.
Cơng suất bộ truyền:
P = 6,845 kW.
Số vòng quay bánh dẫn: n1 = nđc = 1455 vòng/phút.
Tỉ số truyền:
uđ = 4,4.
Moment xoắn:
T = 44927,66 Nmm.
II. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT.
1. Chọn dạng đai: vải cao su
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ d1:
d1 (1100 1300) 3

P1
6,845
(1100 1300) 3
184,32 217,83
n1
1455

Theo tiêu chuẩn, ta chọn d1 = 200 mm.
3. Vận tốc đai:
SVTH:

4


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

 d1n1  200 1455

15,24 m/s
60000
60000
Giả sử ta chọn hệ số trượt tương đối  0,02 . Đường kính bánh đai lớn:
d 2 ud d1  1    4,62 200  1  0,02  905,52 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn d2 = 900 mm.
d2
900

4,6
Tỷ số truyền thực tế: u 
d1  1    200  1  0,02 
Sai lệch so với giá trị chọn trước 0,43%
Khoảng cách trục nhỏ nhất xác định theo công thức:
15000 a 2  d1  d 2  2 (200  900) 2200
15000 a 2200 mm
Ta có thể chọn sơ bộ a = 2200mm.
Chiều dài tính tốn của đai:
2
  d 2  d1   d 2  d1 
L 2a 


2
4a
2
  200  900   900  200 
2 2200 

6183,56 mm
2
4 2200
Chọn theo tiêu chuẩn L = 6200 mm = 6,2m.
Số vòng chạy của đai trong một giây:
v 15,24
i 
2, 458 s-1 ; vì [i] = 10s-1, do đó điều kiện được thỏa.
L
6,2
Góc ơm bánh đai nhỏ:
d d
900  200
1 180o  57 2 1 180o  57
161,86o 2,83 rad.
a
2200
v1 

4.

5.

6.

7.

8.

9. Chọn chiều dày đai  6mm thoả

d1
25


10. Các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai:
C 1  0,003  180o  1  1  0,003(180o  161,86o ) 0,9456
- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:
Cv 1  cv  0,01v 2  1 1  0,04  0,01 15,24 2  1 0,9471
- Co 1
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ làm việc và sự thay đổi tải trọng (làm việc
hai ca) : Cr = 0,6

SVTH:

5


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Tra bảng 4.7 trang 157 với

d1 200


33,3 => chọn [ t ]o 2,1964 MPa

6

Nên ta có:
1000 P1
1000 6,845
b

63, 43 mm
 v[ t ] 6 15, 24 2,1964 0,9456 0,94710, 6 1

Chọn theo tiêu chuẩn b=71 mm
11. Theo bảng 4.5 tài liệu [1], chọn chiều rộng bánh đai : B= 80 mm
12. Lực căng đai ban đầu:
Fo  ob 1,8 71 6 766,8 N
 161,86o 
1 

3

766,8

sin

 2271, 64 N

2 
 2




Lực tác dụng lên trục: Fr 3Fo sin 

13.Lực vịng có ích:
1000 P1 1000 6,845
Ft 

449,15 N
v1
15,24
14.Từ điều kiện để không xảy ra trượt trơn
Ft e f   1
Fo 
2 e f  1
từ đây suy ra:
1 2 F  Ft
1
2 766,8  449,15
f  ln o

ln
0,22
 2 Fo  Ft 2,82 2 766,8  449,15
15.Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
 max  1   v   u1  o  0,5 t   v   u1
F
F
2y

 max  o  t   v 2 .10 6  0 E
A 2A
d1
766,8
449,15
6


 1200 15,242.10 6 
100 5,34 MPa
6 80 2 6 80
200
16. Tuổi thọ đai xác định theo công thức
m

5
 r 
6  7

7

 10
 5,34  10
giờ
 max 



Lh 


1011,9
2 3600i
2 3600 2,458

Chương 3: Thiết kế bộ truyền bánh răng nón
SVTH:

6


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

ubr=3,15
T1=186672 Nmm
n=331vg/ph
Vì bộ truyền bánh răng ở đây là bộ truyền kín (hộp giảm tốc) được bơi trơn
tốt nên dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng. Do đó, ta tiến hành tính toán
thiết kế theo ứng suất tiếp xúc
1. Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn.
Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện.
Theo bảng 6.13 trang 249 tài liệu [1] độ rắn của thép 40Cr là HB 180 ÷ 350
Để bộ truyền bánh răng có khả năng chạy mịn tốt thì độ rắn của bánh dẫn H1
và bánh bị dẫn H2 phải theo quan hệ: H1 ≥ H2 + (10 ÷ 15) HB
Do đó, đối với bánh dẫn chọn độ rắn trung bình HB1 = 250, đối với bánh bị
dẫn chọn độ rắn trung bình HB2 = 228.
2. Số chu kì làm việc cơ sở
NHO1 = 30HB2,4 = 30.2502,4 = 1,71.107 chu kì
NHO2 = 30HB2,4 = 30.2282,4 = 1,37.107 chu kì
3. Số chu kì cơ sở
NFO=NFO1=NFO2=5.106 chu kì

4. Số chu kì làm việc tương đương

NHE1 = 60c.

)3.ni.ti

= 60.1.314,94.
Trong đó t1=0,83.Lh ; t2=0,17Lh
Lh= Kng.24.Kn.365.L=16.300.5=24000(giờ)
Từ đây suy ra:
NHE1=60.1.314,94.(13.0,83 + 0.73.0,17).24000=40,29.107 chu kì
Suy ra
N HE2

=

N HE1
ubr



40, 29.107
12, 79.107 chu kì
3,15

Tương tự ta có

SVTH:

7

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

NFE1 = 60.1.314,94.(16.0,83 + 0,76.0,17).24000 = 38,55.107 chu kì
N FE2

=

N FE1
ubr



38,55.107
12, 24.107 chu kì
3,15

Vì: NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NF01; NFE2 > NFO2 cho nên:
KHL1 = KHL2 = KFL1= KFL2 =1
5. Theo bảng 6.13 tài liệu [1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của bánh rang được
xác định như sau:
= 2HB + 70 và

= 1,8.HB suy ra:



= 2.250 + 70 = 570 MPa



= 2.228 + 70 = 526 MPa



= 1,8.250 = 450 MPa



= 1,8.228 = 410,4 MPa

6. Ứng suất tiếp xúc cho phép:
=

.KHL

Khi tơi cải thiện SH=1,1; do đó:
570.0,9
.1 = 466,4 MPa
1,1

=

.KHL1=

=

.KHL2 = .1 = 430,4 MPa

=>> ứng suất tiếp xúc cho phép tính tốn:

=

= 430,4MPa

7. Ứng suất uốn cho phép:
=
=>>

.KFL chọn SF theo bảng 6.13 ta có SF=1,75
=

.KFL1 =

450
.1 = 257 MPa
1, 75

=

.KFL2 =

410, 4
.1 = 234,5 MPa
1, 75

8. Chọn hệ số chiều rộng vành răng
SVTH:

8


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Theo bảng 6.15 ta chọn ѱbe= 0,285.
 be .u

0, 285.3,15

Ta có : 2    2  0, 285 0,523
be
Theo bảng 6.19 trang 286 tài liệu [1] trục được lắp trên ổ đũa côn, chọn sơ bộ
hệ số tải trọng tính
=1,4107
Giá trị

có thể xác định gần đúng theo công thức:

=1+(

1).1,5 = 1 + (1,4107 1).1,5 = 1,62

9. Tính tốn sơ bộ đường kính vịng chia ngoài de1
d e1 95 3

T1 K H 
2

0,85.(1  0,5 be )  beu[ H ]

2

95 3

186672.1, 4107
125mm
0,85.(1  0,5.0, 285) 2 .0, 285.3,15.430, 42

Với de1 = 125 và u = 3,15 ta tra bảng 6.20 ta chọn z1p=20
Do H1, H2 350HB nên ta có Z1 = 1,6.z1p= 1,6.20= 32 => chọn Z1 = 30
Khi đó Z2 = Z1.u = 30.3,15=95
d

125

e1
Mơđun vịng chia ngồi: me  z  30 4, 2 chọn me =5 mm
1
10.Các thông số chủ yếu của bánh răng

+ Góc cơn chia:
1 arctan(1/ u ) arctan(1/ 3,15) 17, 60   2 900  17, 60 72, 40

+ Chiều dài cơn ngồi:
Re 

d e1. u 2  1 125. 3,152  1

206, 6mm

2
2

+ Chiều dài côn trung bình:
Rm = Re .(1– 0,5ѱbe )= 206,6(1– 0,5.0,285) = 177,2mm
+ Mơđun vịng trung bình:
mm= me.(1-0,5 ) = 5.(1-0,5.0,285) = 4,3mm
+ Đường kính vịng chia trung bình:
dm1 = mm.Z1 = 4,3.30 = 129mm, dm2 = mm.Z2 = 4,3.95 = 408,5mm
+ Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền

SVTH:

9


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
utt 

Z 2 95
 3,167
Z1 30

u 

3,167  3,15
0, 0053 0,53%
3,15

 Thỏa mãn

+ Chiều rộng vành răng:
b  be .Re 0, 285.206, 6 58,9 mm

11.Cấp chính xác bộ truyền
Vận tốc vịng theo đường kính trung bình:
v

 .d m1.n1  .64, 2.1455

4,89m / s
60000
60000

 chọn cấp chính xác bằng 7
Theo bảng 6.18 tài liệu [1] ta có hệ số tải trọng động KHv=KFv = 1,05
12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp:
Ứng suất tiếp xúc được xác định theo cơng thức:
= ZH.ZM.
Trong đó:
ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, ZH = 1,76 khi = 20o
ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, ZM = 275 MPa1/2
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng,
= 0,96
KH -hệ số tải trong tính KH =

=

nếu ta lấy

= 1,2 thì

.KHv = 1,4107.1,05 = 1,4812

Từ các thơng số trên ta có:
2.186672.1, 4812 3,152  1
 H 275.1, 76.0,96
387, 75MPa
0,85.1292.58,9.3,15

Ứng suất tiếp xúc cho phép:
=

.

ZR - hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt khi Ra = 1,25 – 0,63 m thì ZR = 1

SVTH:

10


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Zv - hệ số ảnh hưởng vận tốc vịng khi HB
thì Zv= 0,85v0,1 =
0,85.4,890,1 = 0,9962
Kl - hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn thong thưởng chọn Kl = 1
- hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:
K xH  1, 05 

d
64, 2
 1, 05 
1, 022
4
10
104

Suy ra
[ H ]  H lim

K HL .Z R .ZV .K l .K xH
1.1.0,9962.1.1, 022
526
486,8 MPa
sH
1,1

= 387,75 MPa < [ ]= 486,8 MPa
Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.

Chương 4: Thiết kế hai trục trong hộp giảm tốc

SVTH:

11


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Thiết kế trục 1 trong hộp giảm tốc :

SVTH:

12


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Fr

Fr1

I
Ft1

Fa1

1
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
Lực tác dụng lên bộ truyền đai : Fr =2271,64 N
Lực tác dụng lên bánh răng:
2T

2.186672

1
+ Ft1  d  129 1322,94 N
m1
F


F
+ r1 t1.tan  .cos 1 1322,94.tan(200 ).cos(17, 6 0 ) 458,97 N
+ Fa1 Ft1.tan  .sin 1 1322,94.tan(200 ).sin(17, 60 ) 145,59 N
b. Chọn vật liệu làm trục:
Thép C45 có [σ]b = 785 ( MPa ) . chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20
( MPa ) .
c. Đường kính sơ bộ của trục:

d1  3

16T 3 16.186672

36, 22mm
 [ ]
 20

Chọn d1 = 38 mm theo tiêu chuẩn tại vị trí lắp bánh đai đầu trục bên ai đai đầu trục bên ầu trục bên
trái , và chọn các kích thước khác như sau :
Tra bảng 10.3 tài liệu [1] ta có:
e=70 mm; u=70 mm; f=75 mm
Ta có :
l1 e  u  0,5b.cos  2 70  70  0,5.58,9 cos(72, 4 0 ) 134, 4mm

SVTH:

13


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

d. Thu gọn về dầm sức bền , tính các phản lực gối đai đầu trục bên ỡ và biểu đai đầu trục bên ồ
moment :
z
x

Fr

RCy

RBy

A1

RBx

B1

RCx

y

Ma1 Fr1

Fa1
C1 Mt1

Ft1

D1

A1B1=f=75mm;B1C1=e=70mm;C1D1=u=70mm
e. Tính các phản lực gồi đai đầu trục bên ỡ :
+ Tính RCy :

M

B
x

 Fr . f  RCy .e  M a1  Fr1.l1 0

 RCy 

Fr . f  Fr1.l1  Fa1.
e

d m1
129
2271, 64.75  458,97.134, 4  145,59.
2 
2 3248, 4( N )
70

+ Tính RBy :

SVTH:

14

BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

F

y

 Fr  RBy  RCy  Fr1 0

 RBy Fr  RCy  Fr1 2271, 64  3248, 4  458,97 5061,1( N )

+ Tính RCx :

M

B
y

RCx .e  Ft1.l1 0

 RCx 

Ft1.l1 1322,94.134, 4

2540, 04( N )
e
70

+ Tính
=0

 RBx RCx  Ft1 2540, 04  1322,94 1217,1( N )
i.

f. Biểu đai đầu trục bên ồ momen:
Biểu đai đầu trục bên ồ Mx:
Ta có momen uốn Mx tại các tiết diện A , B , C , D :
MAx = 0 .
MBx = Fr.f= 2271,64.75 = 170373 (Nmm).
MDx = Ma1 = Fa1. dm1/2 = 145,59.129.0,5 = 9390,6 (Nmm)
MCx =Ma1 – Fr( l1 – e ) = 4673,44-2271,64(134,4-70)=-141620,18 (Nmm)

ii.

Biểu đai đầu trục bên ồ My :
Momen uốn My tại các tiết diện :
MAy = 0 .
MBy = 0.

SVTH:

15


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

MCy = Ft1.(l1-e)=1322,94(134,4-70)=85197,34(Nmm)

iii.

Biểu đai đầu trục bên ồ momen xoắn T :

T1=186672 (Nmm)

g. Xác đai đầu trục bên ịnh chính xác đai đầu trục bên ường kính tại các tiết diện bằng moment tương
đai đầu trục bên ương :
Chọn sơ bộ [σ] = 70 ( MPa ) (bảng 10.2 trang 403 tài liệu [1])
Momen tương đai đầu trục bên ương tại các tiết diện :
- Tại A:
2
2
M tdA  M Ax
 M Ay
 0, 75.T 2  02  02  0, 75.1866722 161662, 7 Nmm

- Tại B:
SVTH:

16


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY
2
2
M tdB  M Bx
 M By
 0, 75.T 2  1703732  02  0,75.1866722 234865,5 Nmm

- Tại C:
2
2
M tdC  M Cx

 M Cy
 0, 75.T 2  ( 141620,18) 2  85197,342  0, 75.1866722 231191,9 Nmm

- Tại D:
2
2
M tdD  M Dx
 M Dy
 0, 75.T 2  9390, 62  02  0,75.1866722 161935 Nmm

- Đường kính tại A1 :
M tdA
161662, 7
d A1 
3
28,5mm
0,1.[ ]
0,1.70
3

Chọn dA1=30 mm
- Đường kính tại B1 :
d B1  3

M tdB
234865,5
3
32, 25mm
0,1.[ ]
0,1.70

Chọn dB1=34 mm
- Đường kính tại C1 :
M tdC
231191,9
dC1 
3
32, 08mm
0,1.[ ]
0,1.70
3

Chọn dC1=34 mm
- Đường kính tại D1 :
d D1  3

M tdD
161935
3
28,5mm
0,1.[ ]
0,1.70

Chọn dD1 = 30 mm
Các đường kính được chọn đều nhỏ hơn hoặc bằng 50 (mm) nên việc chọn [σ] =
70 (MPa) là hợp lý.
Chọn theo cho trục 1:
- Tại D1 (∅ 30 mm): b=10, h=8, t=5.
- Tại A1 (∅ 30 mm): b=10, h=8, t=5.

SVTH:

17


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Thiết kế trục 2 trong hộp giảm tốc:

Fa2

II

Fr2

Ft2

A2

C2
B2

D2
Fr

2
a. Phân tích lực tác dụng lên hệ :
- Lực tác dụng lên bánh răng :
Ft2 = Ft1 = 1322,94 ( N )
Fa2 = Fr1 = 458,97 (N )

Fr2 = Fa1 = 145,59 (N )
- Lực tác dụng lên khớp nối :
+ Chọn khớp nối trục đàn hồi : Với T2 = 556629 (Nmm)  ta chọn nối
trục đàn hồi theo Phụ lục 11.6 tài liệu [2] ta được các thông số sau:
d = 45mm; D=170mm ; dm=80mm; D0 =120mm; l1=25mm; l2=45mm;
c=4mm; dc=18mm; lc=42mm; đai ốc M12; z=6; d0=35mm; l0=36mm
Lực khớp nối tác dụng nên trục:
Fr 0,3.

2T2
2.556629
0,3.
1392 N
D0
120

Chọn vật liệu làm trục là thép C45 có [σ]b = 785 ( Mpa ) . chọn ứng
suất xoắn cho phép [τ] = 15 ( MPa ) .
b. Tính tốn đường kính sơ bộ của trục :
d2  3

16.T2 3 16.556629

57,39mm
 [ ]
 15

Chọn d2=60mm

SVTH:

18


BÀI TẬP LỚN CHI TIẾT MÁY

Tính tốn khoảng cách giữa các điểm theo :
l2 (1 1,5)d 2 (1 1,5).60 60 90( mm)

Chọn:
l2 80( mm)
x 10(mm)
w 60(mm)
f 90(mm)
w
60
l 2(l2  2 x  ) 2(80  2.10  ) 260(mm)
2
2
l
1
260
1
l1   x  b.cos  2 
 10  .58,9.cos(72, 40 ) 148,9( mm)
2
2
2
2

c. Thu gọn về dầm sức bền , tính phản lực gối đỡ và biểu đồ momen:

SVTH:

19