Đồ án môn học - Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải pdf

TRƯỜNG………………
KHOA……………


BÁO CÁO TỐT NGHIỆP

ĐỀ TÀI:



Thiết kế hệ thống
dẫn động xích tải
Đồ án chi tiết máy



1




Lời nói đầu




Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của
máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng
dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh,
con ngườ
i đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng

lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết.
Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả
thi người ta chỉ chế tạo ra các độ
ng cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể
nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các
máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các
động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải
thông qua thiết bị chuyển đổ
i công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp
giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi
và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.
Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ
, bộ
truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ
thống dẫn động cơ khí.
Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu
kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong
đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu
đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi.

Đồ án chi tiết máy



2

Mục Lục

Trang

Lời nói đầu 1

Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế 3

CHƯƠNG 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1> Chọn động cơ.
1.2> Phân cấp tỉ số truyền.
1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động.
1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục.
1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục.

CHƯƠNG 2:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.

2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép.
2.1.2> Tính toán cấp chậm.
2.1.3> Tính toán cấp nhanh.
2.2> Thiết ké bộ truyền xích.
2.2.1> Chọn loại xích.
2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích.

CHƯƠNG 3:
THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI.

3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực.
3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục.
3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.
3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn.
3.2.1> Tính trục.
3.2.2> Chọn ổ lăn.
3.3> Chọn khớp nối.

CHƯƠNG 4:
THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC.



Đồ án chi tiết máy



3

Tài liệu tham khảo

[1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà Nội.

[2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy.
Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà nội 1994

[3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép.
Nxb Giáo dục. Hà nội 2004

[4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật.
Nxb Giáo dục Hà n
ội 2002.

Đồ án chi tiết máy



4






ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ dẫn động xích tải
Phần 1: Thuyết minh

ÌDữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế

• Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ
• T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi
• t1 = 6 (h) 3. Hộp giảm tốc
• t2 = 9 (h) 4. Bộ truyền xích
• tck = 16 (h) 5. Xích tải
Số liệu cho trước:

1. Lực kéo xích tải : F = 4.000 (N)
2. Vận tốc xích tải : v = 0,25 (m/s)
3. Số răng đĩa xích tải : z = 30
4. Bước xích tải : p = 25,4 (mm)
5. Thời hạn phục vụ
:
h
I = 23.000(h)
6. Số ca làm việc : 2
7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 30
0
.
8. Đặc tính làm việc : va đập nhẹ
Khối lượng thiết kế :

1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0.
2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 .
3. Một bản thuyết minh.

Đồ án chi tiết máy



5

CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN.

1.1,Chọn động cơ.
- Công suất công tác trên xích tải: P
ct
=
1000
.vF
=
1000
25,0.4000
= 1 (KW)
- Công suất yêu cầu trên trục động cơ: P
yc
=
Σ
η
ct
P

=
875,0
1
= 1,143 (KW)
Trong đó:
Σ
η
: Hiệu suất tổng của bộ truyền.

Σ
η
=
hngng
η
η
η
∗∗
21
= 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875

1ng
η
= 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi.

2ng
η
= 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích.

h
η

= 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc.
Chọn u
h
= 18 ; u
ng2
= 4 ; ( u
ng1
= 1). Suy ra u
Σ
= 18. 4.1 = 72
Số vòng quay sơ bộ của động cơ : n
sb
= n
ct
. u
Σ
= 19,69 . 72 = 1418 (vòng/phút)
Trong đó: Số vòng quay trên trục công tác: n
ct
=
pz
v
.
.60000
=
4,25.30
25,0.60000
=19,69(vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n
đb

= 1500(vòng/phút)
Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với P
yc
= 1,143 và n
đb
= 1500(vòng/phút)
⇒ Chọn động cơ DK41- 4; có P
đc
= 1,7 (KW) , n
đc
= 1420 (vòng/phút)
Hệ số quá tải K
qt
=
4,14,1
1
=≥=
T
T
T
T
mm
dn
K

Khối lượng động cơ: G = 39 (kg)
Đường kính trục động cơ d
đc
= 25 (mm)

1.2,Phân cấp tỉ số truyền:


1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động:


72
69,19
1420
===
Σ
ct
dc
n
n
u

Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc:
18
4.1
72
.
21
===
Σ
ngng
h
uu
u
u

Ta có :
21
.uuu
h
= = 18
Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u
1
= 5,31 ; u
2
= 3,39
Trong đó: u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục
:
Đồ án chi tiết máy



6

9 Trên trục công tác: n
ct
= 19,69 (vòng/phút)
9 Trục III : n

III
= n
ct
. u
ng2
= 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút)
9 Trục II : n
II
= n
III
. u
2
= 78,76 . 3,39 = 267(vòng/phút)
9 Trục I : n
I
= n
đc
=1420 (vòng/phút)

1.2.3, Công suất và mômen trên các trục
:

9 Trục công tác: P
ct
= 1 (KW)
T
ct
= 9,55. 10
6
. 8,485017

69,19
1
= (Nmm)
9 Trục III: P
III
= 075,1
93,0
1
2
==
ng
ct
P
η
(KW)
T
III
= 9,55. 10
6
. 5,130348
76,78
075,1
= (Nmm)
9 Trục II : P
II
=
12,1
97,0.99,0
075,1
.

075,1
===
− BRolIIIII
III
P
ηηη
(KW)
T
II
= 9,55 . 10
6
.
40060
267
12,1
=
(Nmm)
9 Trục I : P
I
=
1663,1
97,0.99,0
12,1
.
==
BRol
II
P
ηη
(KW)

T
I
= 9,55. 10
6
.
8,7843
1420
1663,1
=
(Nmm)
9 Trục động cơ: P
đc
=
178,1
99,0
1663,1
==
ol
I
P
η
(KW)
T
đc
= 9,55. 10
6
.
5,7922
1420
178,1

=
(Nmm)
Trong đó:
:
ol
η
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.

:
BR
η
Hiệu suất 1 cặp bánh răng.


Trục Động cơ I II III Làm Việc
Thông số
Tỉ số truyền u 1 5,31 3,39 4
Công suất P (KW) 1,178 1,1663 1,12 1,075 1
Số vòng quay n(vg/ph) 1420 1420 267 78,76 19,69
Mômen xoắn T(N.mm) 7922,5 7843,8 40060 130348,5 485017,8

CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:

Đồ án chi tiết máy



7

2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
:

9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:
Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn:
Bánh nhỏ
: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có MPaMPa
chb
580,850
11
=
=
σ
σ


Bánh lớn:
thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240,có MPaMPa
chb
450,750
22
=
=
σ
σ


9 Phân cấp tỉ số truyền u

h
=18; cấp nhanh là u
1
= 5,31 ; u
2
= 3,39.
9 Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350.
;1,1;702
0
lim
=+=
HH
SHB
σ
;75,1;8,1
0
lim
==
FF
SHB
σ

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
= 245 ; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230. Khi đó:

;56070245.2702
1
0
1lim
MPaHB
H
=+=+=
σ
.441245.8,18,1
1
0
1lim
MPaHB
F
===
σ

;53070230.2702
2
0
2lim
MPaHB
H
=+=+=
σ
.414230.8,18,1
2
0
2lim
MPaHB

F
===
σ

Theo (6.7), [1], tập1 có: N
HE
= 60c
Σ
(
max
TT
i
)
3
.n
i
.t
i
N
HE2
= 60c.(n
1
/u
1
).
()
i
i
i
t

t
TTt
Σ
Σ
Σ
.
3
max
= 60.1.
2
833
10.75,1
96
9
.5,0
96
6
.123000.
31,5
1420
HO
N〉=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
+

+

1
2
=⇒
HL
K
; Tương tự:
1
1
=
⇒
HL
K
;
Như vậy theo (6.1a),[1],tập1, sơ bộ xác định được:
[]
H
HL
HH
S
K
.
0
lim
σσ
=

[]
MPa

S
K
H
HL
HH
509
1,1
1.560
.
1
0
1lim
1
===
σσ

[]
MPa
S
K
H
HL
HH
8,481
1,1
1.530
.
2
0
2lim

2
===
σσ

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng
[
]
[
]
[
]
(
)
MPa
HHH
8,481,min
21
'
==⇒
σσσ

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng
⇒
[]
[
]
[
]
MPa
HH

H
4,495
2
8,481509
2
21
''
=
+
=
+
=
σ
σ
σ

Theo (6.8),[1],tập1: N
FE
= 60c.
Σ
t
()
i
i
i
t
t
TT
Σ
Σ .

6
max

N
FE2
= 60c
866
10.51,1
96
9
.5,0
96
6
.1.23000.
31,5
1420
=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
+
+
; N
fE2
> N
FO

= 4.10
6

Đồ án chi tiết máy



8
1
2
=⇒
FL
K
; tương tự
1
1
=
FL
K

Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: K
FC
= 1, ta có
[]
MPa
S
K
K
F
FL

FCFF
252
75,1
1.1.441

1
0
1lim1
===
σσ

[]
MPa
S
K
K
F
FL
FCFF
6,236
75,1
1.1.414

2
0
2lim2
===
σσ

ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14),[1],tập1 có:

[]
MPa
chH
1260450.8,2.8,2
2
max
===
σ
σ

[]
MPa
chF
464580.8,0.8,0
1
max
1
===
σ
σ

[]
MPa
chF
360450.8,0.8,0
2
max
2
=
==

σ
σ



2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )


♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
2
2
''
22
][
.
).1(
baH
HII
aw
u
KT
uKa
ψσ
β
+=
trong đó :

ba
ψ

: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta
chọn
ba
ψ
= 0,4

a
K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5),[1], tập1
được
a
K = 43.

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc.Với hệ số
bd
ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
2
+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta
được
β
H
K
= 1,15 ;

32,1=
β
F
K
(sơ đồ 3).
)(65,97
4,0.39,3.4,495
15,1.40060
).139,3(43
3
2
2
mma
w
=+=

=> lấy
2w
a = 115(mm).
♦ Xác định các thông số ăn khớp
Môđun m = (0,01
÷0,02).
2w
a = (0,01
÷
0,02).115 = 1,15
÷
2,3 mm. Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1])
Chọn sơ bộ
0

30=
β
866,0cos =⇒
β

Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1.
3,26
)139,3.(5,1
866,0.115.2
)1(
cos 2
2
2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
β
=> lấy
1
z
= 26
Số răng bánh lớn

14,8826.39,3.
122
=== zuz
=> lấy
2
z
= 88
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
Đồ án chi tiết máy



9
38,3
26
88
1
2
===
z
z
u
m

Khi đó: cos
'''00
2
21
24143124,31855,0
115.2

)8826.(5,1
.2
).(
==⇒=
+
=
+
=
ββ
w
a
ZZm

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).

Góc nghiêng răng :
β
=
"24'1431
0

Góc prôfin răng :
"33'323

855,0
20
cos
0
0
=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
=
tg
arctg
tg
arctg
t
β

α
α

Góc ăn khớp:
()
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+=
2
21
.2
cos
.arccos
w
tw
a
m
ZZ
α
α
()
"25'3236
115.2
20cos5,1
.8826arccos

0
0
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+


Khoảng cách trục :
)(115
2
mma
w
=

Mô đun: m=1,5mm
Chièu rộng vành răng:
)(46115.4,0.
2
mmab
wbaw
=
=
=
ψ

⇒ Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm

Số răng mỗi bánh răng: Z
1
= 26 ; Z
2
= 88
Tỉ số truyền cấp chậm: u
m
= 3,38
Đường kính chia :
)(6,45
855,0
26
.5,1
)cos(
.
1
1
mm
z
md ===
β


)(4,154
855,0
88
.5,1
)cos(

.
2
2
mm
z
md ===
β

Đường kính lăn :
)(66,45
138,3
115.2
1
2
2
1
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=

)(3,15438,3.66,45.
12
mmudd
mww
=
=
=
Đường kính đỉnh răng :
)(6,485,1.26,45.2
11
mmmdd
a
=
+
=
+
=


)(4,1575,1.24,154.2
22
mmmdd
a
=
+
=
+
=
Đường kính đáy răng :
)(85,415,1.5,26,45.5,2

11
mmmdd
f
=
−
=
−
=


)(65,1505,1.5,24,154.5,2
22
mmmdd
f
=
−
=
−
=

Hệ số trùng khớp ngang:

47,1855,0.
88
1
26
1
2,388,1cos
11
2,388,1

21
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+−=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=

βε
α
zz

Đồ án chi tiết máy



10
Hệ số trùng khớp dọc :
4,4
.5,1
''24'1431sin.40
.
sin.
0
===
ππ
β
ε
β
m
b
w

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :
"36'92916,29558,0''24'1431'.'33'323cos.cos
0000
==⇒===
btb

tgtgtg
ββαβ


♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc


Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1
⇒
M
Z
= 274 MP
3
1
a .
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
35,1
)54,36.2sin(
16,29cos.2
2sin
cos.2
Z
0
0
H
===
tw
b
α
β

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

825,0
47,1
11
Z ===
α
ε
ε

Vận tốc vòng của bánh răng :
)/(64,0
60000
267.66,45.
60000

21
sm
nd
v
w
===
π
π
.Tra bảng 6.13, [1], tập1=>
cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.
Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v<2,5⇒ .13,1

=
α
H
K 37,1
=
α
F
K
Tra bảng: (6.16) được g
0
= 73
(6.15) được
002,0=
H
δ
;
006,0
=
F
δ

508,0
38,3
100
.64,0.73.002,0
2
0
===⇒
m
w

HH
u
a
vg
δυ

K
Hv
=1+ 01,1
13,1.15,1.40060.2
66,45.40.508,0
1
2

1
=+=
αβ
υ
HHII
wwH
KKT
db


Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
3125,101,1.13,1.15,1 =
=
=
HvHHH
KKKK

αβ
.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
MPa
dub
uKT
ZZZ
ww
HII
HMH
390
66,45.38,3.40
)138,3.(3125,1.40060.2
825,0.35,1.274

)1.( 2

22
12
2
=
+
=
+
=
ε
σ

Từ cấp chính xác 8
95,0=⇒
R
Z
; Với d
a
< 700 1
=
⇒
xH
K ; v = 0,64 < 5m/s 1
=
⇒
v
Z . Do đó
theo (6.1) và (6.1a)
Đồ án chi tiết máy



11
[][]
MPaKZZ
xHRvHH
6,4701.95,0.1.4,495
'
'
===
σσ

Như vậy
[]
HH
σ
σ
<

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
68,0
47,1
11
===
α
ε
ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
777,0
140
24,31
1
140
1
0
=−=−=

β
β
Y .
Số răng tương đương :
42
855,0
26
cos
33
1
1
===
β
z
z
v


141
855,0
88
cos
33
2
2
===
β
z
z
v

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được :
7,3
1
=
F
Y


6,3
2
=
F
Y

525,1
38,3
100
.64,0.73.006,0
2
0
===
m
w
FF
u
a
vg
δυ

02,1
37,1.32,1.40060.2
66,45.40.525,1
1
2

1
1
=+=+=
αβ
υ
FFII
wwF
Fv
KKT
db
K
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
84,102,1.37,1.32,1 =
=
=
FvFFF
KKKK
αβ
.
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(252][)(105
5,1.66,45.40
7,3.777,0.68,0.84,1.40060.2

2
1
1
1
1
MPaMPa
mdb
YYYKT
F
ww
FFII
F
=<===
σσ
βε

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(6,236][)(102
7,3
60,3.105
.
2
1
21
2
MPaMPa
Y
Y
F

F
FF
F
=<===
σ
σ
σ

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :


Hệ số quá tải
4,1
4,1
1
1
1
max
====
T
T
T
T
T
T
K
mm
qt

ứng suất tiếp xúc cực đại :

)(1260][)(5,4614,1.390.
maxmax
MPaMPaK
HqtHH
=<===
σσσ
=> đã thoả mãn điều kiện tránh
biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
ứng suất uốn cực đại :
)(464][)(1474,1.105.
max11max1
MPaMPaK
FqtFF
=
<
===
σ
σ
σ

Đồ án chi tiết máy



12
)(360][)(8,1424,1.102.
max22max2
MPaMPaK
FqtFF
=

<
===
σ
σ
σ
=> đã thoả mãn điều kiện phòng
biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.





2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng )


♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
1
2
'
11
][
.
).1(
baH
HI
aw
u
KT
uKa

ψσ
β
+=
trong đó :

ba
ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn
ba
ψ
= 0,3 (theo
bảng 6.6 [1],tập1)

a
K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1
được
a
K = 49,5.

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc.Với hệ số
bd
ψ
=0,53.
ba
ψ
.(u

1
+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1
β
H
K
=1,03 ;
05,1=
β
F
K
(sơ đồ 7).
)(32,87
3,0.31,5.8,481
03,1.8,7843
).131,5(5,49
3
2
1
mma
w
=+=

=> lấy
1w
a = 90(mm).
♦ Xác định các thông số ăn khớp :
Môđun m=(0,01
÷0,02).
1w
a =(0,01

÷
0,02).90 = 0,9
÷
1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn
môđun pháp m=1,5.
Số răng bánh nhỏ
02,19
)131,5.(5,1
90.2
)1(
.2
1
1
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
=> lấy
1
z
= 19.
Số răng bánh lớn

89,10019.31,5.

112
=== zuz
=> lấy
2
z
= 101.
mm
zzm
a
w
90
2
)10119(5,1
2
)(
21
1¦
=
+
=
+
=⇒

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
316,5
19
101
1
2
===

z
z
u
m

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền
Đồ án chi tiết máy



13
Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
Góc nghiêng răng :
β
=0 (vì là răng thẳng) => cos
β
=1.
Khoảng cách trục :
)(90
1
mma
w
=

Mô đun m= 1,5mm

Tỉ số truyền u
m
= 5,316
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0 ; x
2
= 0
Số răng bánh răng z
1
= 19 ; z
2
= 101
Đường kính chia
)(5,28
1
19
.5,1
)cos(
.
1
1
mm
z
md ===
β


)(5,151
1

101
.5,1
)cos(
.
2
2
mm
z
md ===
β

Đường kính đỉnh răng

)(5,315,1.25,28.2
11
mmmdd
a
=
+
=
+
=

)(5,1545,1.25,1512
22
mmmdd
a
=
+
=

+
=

Đường kính vòng lăn :
)(5,28
1316,5
90.2
1
2
1
1
mm
u
a
d
m
w
w
=
+
=
+
=


)(5,151316,5.5,28.
12
mmudd
mww
=

=
=

Đường kính đáy răng :
)(75,245,1.5,25,28.5,2
11
mmmdd
f
=
−
=
−
=


)(75,1475,1.5,25,151.5,2
22
mmmdd
f
=
−
=
−
=

Chiều rộng vành răng :
)(2790.3,0.
1
mmab
wbaw

=
=
=
ψ

Hệ số trùng khớp ngang :
68,11.
101
1
19
1
2,388,1cos
11
2,388,1
21
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+−=
⎥

⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=
βε
α
zz

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị số của các hệ số
và
M
Z
” được
M
Z
= 274MP
3
1

a .
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
764,1
)20.2sin(
1.2
2sin
cos.2
Z
0
H
===
tw
b
α
β

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
88,0
3
68,14
3
4
Z =
−
=
−
=
α
ε
ε

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng
thẳng
1=
α
H
K .
Đồ án chi tiết máy



14
Vận tốc vòng của bánh răng :
)/(12,2
60000
1420.5,28.
60000

11
sm
nd
v
w
===
π
π
.Tra bảng ”Chọn cấp chính
xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1)
Tra bảng: (6.16) được g
0

= 56
(6.15) được
006,0=
H
δ
;
016,0
=
F
δ

93,2
316,5
90
.12,2.56.006,0
1
0
===⇒
m
w
HH
u
a
vg
δυ

K
Hv
=1+ 14,1
1.03,1.8,7843.2

5,28.27.93,2
1
2

1
=+=
αβ
υ
HHI
wwH
KKT
db


Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
174,114,1.1.03,1 =
=
=
HvHHH
KKKK
αβ
.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
MPa
dub
uKT
ZZZ
ww
H
HMH

425
5,28.316,5.27
)1316,5.(174,1.8,7843.2
88,0.764,1.274

)1.( 2

22
11
11
=
+
=
+
=
ε
σ

Từ cấp chính xác 8
95,0=⇒
R
Z
; Với d
a
< 700 1
=
⇒
xH
K ; v = 2,12 < 5m/s 1
=

⇒
v
Z . Do đó
theo (6.1) và (6.1a)
[][]
MPaKZZ
xHRvHH
71,4571.95,0.1.8,481
'
===
σσ

Như vậy
[]
HH
σ
σ
<

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
595,0
68,1
11
===
α
ε

ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
1
140
0
1
140
1
0
=−=−=
β
β
Y .
Số răng tương đương :
19
1
19
cos
3
1
1
===
β
z
z
v

101
1
101
cos
3
2
2
===
β
z
z
v

Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được :
08,4
1
=
F
Y


6,3
2
=
F
Y

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
với bánh răng thẳng
1=

α
F
K .
816,7
316,5
90
.12,2.56.016,0
1
0
===
m
w
FF
u
a
vg
δυ

Đồ án chi tiết máy



15
365,1
1.05,1.8,7843.2
5,28.27.816,7
1
2

1

1
=+=+=
αβ
υ
FFI
wwF
Fv
KKT
db
K
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
433,1365,1.1.05,1
=
=
=
FvFFF
KKKK
αβ
.
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(252][)(3,47
5,1.5,28.27
08,4.1.595,0.433,1.8,7843.2

2
1
1
11
1
MPaMPa

mdb
YYYKT
F
ww
FF
F
=<===
σσ
βε

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(6,236][)(7,41
08,4
6,3.3,47
.
2
1
21
2
MPaMPa
Y
Y
F
F
FF
F
=<===
σ
σ
σ

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :


Hệ số quá tải
4,1
4,1
1
1
1
max
====
T
T
T
T
T
T
K
mm
qt

ứng suất tiếp xúc cực đại :

)(1260][)(5034,1.425.
maxmax
MPaMPaK
HqtHH
=<===
σσσ

=> đã thoả mãn điều kiện tránh
biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.

ứng suất uốn cực đại :

)(464][)(22,664,1.3,47.
max11max1
MPaMPaK
FqtFF
=
<
===
σ
σ
σ

)(360][)(4,584,1.7,41.
max22max2
MPaMPaK
FqtFF
=
<
===
σ
σ
σ
=> đã thoả mãn điều kiện phòng
biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

2.2.Thiết kế bộ truyền xích:


2.2.1> Chọn loại xích
:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp
⇒ dùng xích con lăn.

2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền:


Theo bảng (5.4),[1], tập1, với u
x
= 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25,
số răng đĩa lớn Z
2
= u
x
.Z
1
= 4.25 = 100 <Z
max
=120

Đồ án chi tiết máy



16
Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán:
P
t
= P.k.k
z
.k
n
Z
1
= 25
1
25
1
==⇒
z
k
z
; Chọn
54,2
69,19
50
50
01
01
===⇒=

ct
n
n
n
kn

Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) có:
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
đ
.k
c
.k
bt
= 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
Trong đó:
k
0
=1 (vì tâm các đĩa xích làm với phương ngang 1 góc <40
0
)
k
a
= 1 (a= 4p)
k

đc
= 1(vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
k
đ
= 1,2 (va đập nhẹ)
k
c
=1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)
k
bt
=1,3 (Môi trường làm việc có bụi)
)(953,454,2.1.95,1.1 KWP
t
==⇒
Dùng xích 2 dãy
7,1=⇒
d
k
)(91,2
7,1
953,4
KW
k
P
P
d
t
d
===⇒
< [P] = 3,2(kW)

Tra bảng (5.5) ,[1], tập1, ta được bước xích p = 25,4mm
Khoảng cách trục a = 40. 25,4 = 1016mm
Theo công thức (5.12), [1],tập1, số mắt xích
x =
mm
a
pZZ
ZZ
p
a
146
1016 4
4,25.)25100(
)10025.(5,040.2
4
.)(
).(5,0
.2
2
2
2
2
12
21
=
−
+++=
−
+++
ππ

Số lần va đập của xích(công thức 5.14) i =
[]
30225,0
146.15
69,19.25
.15
.
11
=<== i
x
nZ

Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:


Theo (5.15),[1] : s = Q/(k
đ
.F
t
+F
0
+F
v
)
Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q=113400 (N); khối lượng 1m xích là: q = 5kg
k
đ
= 1,4 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)
v=Z

1
.p.n
1
/60000 = 25.25,4.19,69/60000 = 0,2084 (m/s)
F
t
= 1000P/v = 1000.1/0,2084 = 4798,5N
F
v
= q.v
2
= 5.0,2084
2
= 0,217N
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.4.5.1,016 = 199,34N
Trong đó : k
f
= 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40
0
)
Do đó: s = 113400/(1,4 . 4798,5 + 199,34 + 0,217) = 16,39
Theo bảng (5.10); với n
01
= 50 vg/ph
[
]

7
=
⇒ s
.Vậy s > [s] : bộ truyền bảo đảm độ bền.

Đường kính đĩa xích


Theo (5.17), đường kính vòng chia đĩa xích :
d
1
= p/sin(180/Z
1
) = 25,4/sin(180/25) = 202,66mm
Đồ án chi tiết máy



17
d
2
= p/sin(180/Z
2
) = 25,4/sin(180/100) = 808,64 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc


Theo công thức (5.18):
(

)
dvddtrH
kAEFKFk ./) (.47,0
1
+=
σ
()
MPa4,4647,1.306/10.1,2).63,02,1.5,4798.(42,0.47,0
5
=+=

Tương tự
2H
σ
()
MPa3367,1.306/10.1,2).63,02,1.5,4798.(22,0.47,0
5
=+=

k
r
: tra bảng
A : tra bảng (5.12),[1]
Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB1700
[
]
MPa
H
500
=

⇒
σ

Như vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc.
Lực tác dụng lên trục
: Theo (5.20), F
r
= k
x
.F
t
= 1,15.4798,5 = 5518,3
k
x
= 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40
0
)

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC


3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách ,lực.


Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có
b
σ
= 600(MPa), ứng suất xoắn cho phép
][
τ

=12 20(MPa) để chế tạo.







3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục

)(84,14
12.2,0
8,7843
].[2,0
3
3
1
1
mm
T
d ==≥
τ
=> chọn
1
d
=18(mm).
)(56,25
12.2,0
40060
].[2,0

3
3
2
2
mm
T
d ==≥
τ
=> chọn
2
d
= 28(mm).
)(87,37
12.2,0
5,130348
].[2,0
3
3
3
3
mm
T
d ==≥
τ
=> chọn
3
d = 40(mm).

3.1.2>
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Đồ án chi tiết máy



18
Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn .

d(mm) 18 28 40
0
b (mm)
15 19 23

Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng :
kmki
dl ).5,12,1(
÷
=

im
l
1
=(1,2 1,5).18= 21,6 27 =>
12m
l = 25 (mm)
im
l
2
=(1,2 1,5).28= 33,6…42 =>
22m

l =
24m
l = 35(mm)

23m
l = 40(mm)
im
l
3
=(1,2 1,5).40= 48 60 =>
32m
l =
33m
l = 55(mm)

)(50
34
mml
m
=

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
13m
l = (1,4 2,5).
1
d
=(1,4 2,5).18 = 25,2 45 => chọn
13m
l = 40(mm)
Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ :

nmkicki
hkbll +++=
30
)(5,0 =>
13c
l = 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(mm)

34c
l = 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm)
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:

)(4058)1935(5,0)(5,0
210223222
mmkkblll
m
=
+
+
+
=
+
++==
)(5,858)4035(5,040)(5,0
12322221223
mmklllll
mm
=
+
+
+

=
+
++==
)(131405,85.22
22233324
mmllll
=
−
=−==
)(1715,85.22
23311121
mmllll
=
====
)(5,2235,525,85.22
131213
mmlll
c
=
+=+=




3.1.3>
Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I :

F

x13
= (0,2…0,3).2T
1
/D
0
= (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13). Lấy F
x13
= 90N

Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III:
F
y34
= F
r
.cos30
0
= 5518,3.0,866 = 4779N
F
x34
= F
r
.sin30
0
= 5518,3.0,5 = 2759N
F
r
: được xác định khi thiết kế bộ truyền xích

Đồ án chi tiết máy

19
Trong đó D
0
:đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra bảng16-
10a,[1],tập 2)

Lực từ các bộ truyền bánh răng:
9 Trục I:
F
x12
=
N
d
T
w
550
5,28
8,7843.2
.2
12
1
==

F
y12
= F
x12
.

200
1
20
.550
cos
0
==
tg
tg
tw
β
α
N

9 Trục II: F
x23
= F
x12
= 550N; F
y23
= F
y12
= 200 N
F
x22
=
N
d
T
w

877
66,45.2
40060.2
.2
.2
22
2
==
= F
x24
F
y22
= F
x22
.
N
tg
tg
tw
760
855,0
54,36
.877
cos
0
==
β
α
= F
y24

F
z22
= F
x22
.tg
β
= 877.tg31,24
0
= 532 N = F
z24
9 Trục III:
F
x32
= F
x33
= F
x22
= 877(N)
F
y32
= F
y33
= F
y22
= 760(N)
F
z32
= F
z33

= F
z22
= 532 (N)

Trong đó:
mki
F : lực tác dụng theo phương m của chi tiết thứ i trên trục k

wki
d : đường kính vòng lăn của bánh răng ở tiết diện i trên trục k.

Chiều của các lực được xác định như trong hình

Chiều của lực nối trục có chiều sao cho mô men uốn tại mặt cắt của tiết diện bất kỳ là lớn nhất.

3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn


3.2.1 > Tính trục


Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục I
:

)(100
171
5,85.200
.F
0 F0)(
11

12y12
11
111112y120
N
l
l
F
lFlFm
y
yyk
===⇒
=+−⇔=
∑


)(100100200
00
111210
111012
NFFF
FFFF
yyy
yyyyk
=−=−=⇒
=−−⇔=
∑

Đồ án chi tiết máy

20

)(157
171
5,85.5505,223.90
F-
0 F0)(
11
121213x13
11
1212111113x130
N
l
lFl
F
lFlFlFm
x
x
xxxk
=
+−
=
+
=⇒
=+−−⇔=
∑

)(30355015790
00

12111310
12111310
NFFFF
FFFFF
xxxx
xxxxxk
=+−−=+−−=⇒
=+−−−⇔=
∑


Mô men xoắn
T
I
=7843,8 Nmm

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục II:


Do tính đối xứng của trục nên :
)(660
2
200760760
2
232422
2120
N
FFF
FF
yyy

yy
=
−+
=
−
+
==

)(1152
2
877550877
2
242322
2120
N
FFF
FF
xxx
xx
=
++
=
++
==

Mô men uốn
)(12145
2
66,45
.532

2
.532
2
.
2222
222422
Nmm
dd
Fmm
ww
zyy
=====

Mô men xoắn
)(20030
2
66,45
.877
2
.
22
222422
Nmm
d
Fmm
w
xzz
====
=T
II

/2
Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục III:


Mô men uốn
)(41044
2
3,154
.532
2
.
32
323332
Nmm
d
Fmm
w
zyy
====

Mô men xoắn
)(67661
2
3,154
.877
2
.
32
323332
Nmm

d
Fmm
w
xzz
====

N
l
llFlFl
F
llFlFlFlFm
cyy
y
cyyyyk
5738
171
)5,61171.(477940.760131.760
)( F-
0).( F0)(
31
343134323333y32
30
3431343130323333y321
=
++−−
=
++−
=⇒
=++−−−⇔=
∑

)(247947795738760760
00
3430333231
3431333230
NFFFFF
FFFFFF
yyyyy
yyyyyyk
=−++=−++=⇒
=++−−−⇔=
∑

Đồ án chi tiết máy



21
N
l
llFlFl
F
llFlFlFlFm
cxx
x
cxxxxk
4628
171
)5,61171.(275940.877131.877
).( F

0).( F0)(
31
343134323333x32
30
3431343130323333x321
=
+++
=
+++
=⇒
=+−+−−⇔=
∑

)(11527594628877877
00
3430333231
3431333230
NFFFFF
FFFFFF
xxxxx
xxxxxxk
−=+−+=+−+=⇒
=−+−−⇔=
∑


Dấu “-“ chứng tỏ F
x31
ngược với chiều trong biểu đồ phân tích lực.

Đường kính các đoạn trục: Vì ở đây trục vào lắp khớp nối để nối với trục động cơ điện
có đường kính trục là d
đc
= 25 mm nên chọn đường kính trục đầu vào d
13
= 0,8.d
đc
= 0,8.25 = 20
mm
Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
10
= d
11
= 25 mm
Vì đường kính chân bánh răng d
f12
= 24,75mm nhỏ hơn đường kính chỗ lắp ổ lăn nên ta
chế tạo bánh răng liền trục.

9 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục


Sơ đồ trục, chi tiết quay, lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục, biểu đồ mômen uốn
ky
M
,
kx
M trong các mặt phẳng zoy, zox và biểu đồ mômen xoắn
k
T đối với các trục được vẽ ở các

trang tiếp theo. Trên các biểu đồ này ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với thiết diện thứ j
của trục.
Mômen uốn tổng
22
kyjkxjkj
MMM += tại thiết diện j trên trục k :

kj
M
(Nmm)
0 1 2 3 4
II 0 0 53107 59390 53107
III 339371 0 272607 140240 0

Mômen tương đương
22
75,0
kjkjtdkj
TMM += tại thiết diện j trên trục k :

tdkj
M
(Nmm)
0 1 2 3 4
II 0 0 55868 61871 55868
III 357653 0 295055 151172 112885

Đồ án chi tiết máy

22
Đường kính trục k tại các tiết diện j sơ bộ được tính:
3
].[1,0
σ
tdkj
kj
M
d =
trong đó ứng suất cho
phép tra bảng 10.5 [1]

kj
d
(mm)
0 1 2 3 4
II 0 0 20,7 21,41 20,7
III 39,85 0 37,38 29,9 27,13

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ và có sử dụng các dẫy số tiêu chuẩn
ta chọn cụ thể đường kính các đoạn trục như sau:

kj
d
(mm)
0 1 2 3 4
II 30 30 34 38 34
III 45 45 50 50 40

9 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi


ở đẩy trục III là trục chịu tải lớn nhất có mômen xoắn lớn , các trục khác không có yêu cầu gì
đặc biệt thì ta chỉ cần kiểm nghiệm độ bền mỏi ở các tiết diện nguy hiểm của trục III
Với thép 45 có :
b
σ
= 600MPa
MPa
b
6,261600.436,0436,0
1
=
==
−
σ
σ

MPa7,1516,261.58,058,0
11
=
==
−−
σ
τ

Tra bảng 10.7 [1] được:
05,0=
σ

ψ

0=
τ
ψ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó
0=
mj
σ
và
3
.
.32
j
j
j
j
aj
d
M
W
M
π
σ
==
được các giá trị cho ở bảng sau :

Tiết diện của
trụcIII
0 1 2 3 4
aj
σ

37,9 0 22,2 11,43 0

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó :
Đồ án chi tiết máy



23
3
.
.8
2
j
j
oj
j
ajmj
d
T
W
T
π
ττ

===
và được các giá trị cho ở bảng dưới đây :

Tiết diện
củaIII
0 1 2 3 4
ajmj
τ
τ
=

3,64 0 2,66 1,33 5,19

-Các trục đựơc gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt R
a
= 2,5…0,63
m
μ
do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K
x
= 1,06
-Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K
y
=1
-Theo bảng 10.12 [1], khi dùng dao phat ngón, hệ số tập trung tại rãnh then ứng với vật
liệu có
b
σ
= 600Mpa là 76,1=
σ

K ; 54,1
=
τ
K
Theo bảng 10.10 [1] ta có bảng sau:

Các tiết diện nguy hiểm của trục
III
0 2
σ
ε
0,83 0,81
τ
ε
0,77 0,76
σσ
ε
K 2,12 2,173
ττ
ε
K 2 2,03

Theo bảng 10.11 [1] ,ứng với kiểu lắp đã chọn,
MPa
b
600
=
σ
, và đường kính của tiết diện nguy
hiểm tra được tỉ số

σσ
ε
K và
ττ
ε
K do lắp căng tại tiết diện này, trên cơ sở này dùng giá trị lớn
hơn so với tỉ số ở bảng trên để tính
d
K
σ
và
d
K
τ

Tra bảng10.11 ta được

Các tiết diện của trục
III
0 2
Đường kính 45 50
σσ
ε
K 2,06 2,06
ττ
ε
K 1,64 1,64

Theo công thức 10.25, 10.26 [1] ta xác định được
dj

K
σ
và
dj
K
τ


Tiết diện j của trục III 0 2
dj
K
σ

2,18 2,23
dj
K
τ

2,06 2,09

Đồ án chi tiết máy



24
áp dụng công thức 10.20, 10.21 và 10.19 [1] ta xác định được hệ số an toàn xét riêng thành phần
ứng suất pháp
j
S
σ

, hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất tiếp
j
S
τ
và hệ số an toàn ứng với
các tiết diện nguy hiểm S
mjajdj
j
K
S
σψσ
σ
σσ
σ
+
=
−1
;
mjajdj
j
K
S
τψτ
τ
ττ
τ
+
=
−1
;

22
/.
jjjjj
SSSSS
τστσ
+=
[
]
S≥


Tiết diện j của trục III 0 2
j
S
σ

3,17 5,28
j
S
τ

20,23 27,3
S

3,13 5,18

[S] = 1,5…2,5
Tại các tiết diện nguy hiểm của trục III, S > [S]
Vậy các tiết diện nguy hiểm của trục III đều đảm bảo an toàn về mỏi.

9 Chọn kích thước then và kiểm nghiệm độ bền then

Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.
Kích thước của then (bảng 9.1)ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đườngkínhtrụcb
×
h t
1

13 20
66
×

3,5
22 34
810
×

5
23 38
810
×

5
32 50
914
×

5,5

34 40
812
×

5

9 Tính kiểm nghiệm độ bền của then


Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập
theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Kết quả tính toán trong bảng dưới đây(với l
t
= 1,35d)
d
t
l
hb
×

1
t

T(Nmm)
)(MPa
d
σ
)(MPa
c
τ

20 26
66
×

3,5 7843,8 12 5
34 46
810
×

5 20030 11 2,56
38 52
810
×

5 20030 8 2
50 68
914
×

5,5 130348,5 21,9 5,5
40 54
812
×

5 130348,5 40,2 10
Theo bảng 9.5, với tải trọng va đập nhẹ [
d
σ
] =100, [
c

τ
] = 40…60.
Vậy tất cả các mối ghép then đềuđảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.