đồ án môn học chi tiết máy

Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng trong
công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng
năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an
toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trong
tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một cách nghiêm
túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước đi
chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình vào đó.
Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua đó có cách
nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho mỗi
sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ năng
mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần mềm: Autocad,
Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong những môn học nền
tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy TS
Phạm Huy Hoàng cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là nguồn
động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian lao vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải
những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Lê Tiến Khôi Nguyên
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 1
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU 2
Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: 3
1.1. Tính toán chọn động cơ: 3
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải: 3

Phần hai: Tính toán thiết kế bộ truyền đai: 6
2.1. Thông số ban đầu: 6
2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: 6
Phần ba:Thiết kế bánh răng trong hộp giảm tốc 12
3.1 Tính toán bộ truyền cấp chậm: 12
3.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh: 16
Phần bốn:Tính toán thiết kế trục và chọn then 19
4.1 Thiết kế trục 1 19
4.2 Thiết kế trục 2 24
4.3 Thiết kế trục 3 29
Phần năm: Chọn ổ lăn và nối trục 35
5.1 Chọn ổ lăn 35
5.2 Chọn nối trục vòng đàn hồi 37
Phần sáu: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ 38
Phần bảy: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép 43
TÀI LIỆU THAM KHẢO 45
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 2
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I. Chọn động cơ
* Công suất đẳng trị trên trục xích tải
* Hiệu suất của toàn bộ hệ thống:
Chọn:
- Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): η
d
= 0,95
- Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (được khép kín): η
br
= 0,97
- Hiệu suất của cặp ổ lăn: η

ol
= 0,99
- Hiệu suất của khớp nối trục: η
kn
= 1
- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống: η = η
d
.η
br
2
.η
ol
3
.η
kn
= 0,95.0,97
2
.0,99
3
.1 = 0,8673
* Công suất cần thiết trên trục động cơ:
* Chọn động cơ:
Căn cứ theo Pct, ta chọn động cơ không đồng bộ 3 pha do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam-
Hungary sản xuất:
Kiểu động
cơ
Công
suất
Vận tốc
quay

η%
Khối
lượng
(kg)
3K132M4 7,5 1460 vg/ph 87,5 7,0 2,2 0,86 72
II. Phân phối tỷ số truyền
* Tỷ số truyền chung:
Mà: u
t
= u
d
.u
n
Với: u
d
là tỷ số truyền của bộ truyền đai
u
n
là tỷ số truyền của hộp giảm tốc
Chọn: u
h
= 8 => u
d
= 3,3188
u
h
= u
br1
.u
br2

Chọn u
br1
= 2 => u
br2
= 4
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 3
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
* Công suất trên các trục:
P
1
= P
dc
.η
d
. η
ol
= 7,5.0,95.0,99 = 7,0538 kW
P
2
= P
1
.η
br
. η
ol
= 7,0538.0,97.0,99 = 6,7738 kW
P
3
= P
2

.η
br
. η
ol
= 6,7738.0,97.0,99 = 6,5049 kW
P
4
= P
3
.η
kn
. η
ol
= 6,5049.1.0,99 = 6,4399 kW
* Số vòng quay trên các trục:
* Moment xoắn trên các trục:
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 4
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Bảng thông số
Trục
Thông số
Động cơ I II III IV
Tỷ số truyền 3,3188 2 4 1
Công suất (kW) 7,5 7,0538 6.7738 6.5049 6.4399
Số vòng quay (vg/ph) 1460 440 220 55 55
Moment T (N.mm) 49058,22 153099.52 294044.5
1129487.1
8
1118200.8
2

SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 5
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
1. Chọn dạng đai
Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:
- n
dc
= 1460 vòng/phút
- P
dc
= 7,5 kW
- u
d
= 3,3188
Theo sơ đồ hình 4.22 [1], ta chọn loại đai thang thường loại B, ta chọn như sau:
L = 8006300
d
1
= 140280
T = 40190
 = 36
o
Thông số cơ bản của bánh đai
Loại đai
Kích thước mặt cắt (mm) Diện tích
B
t
(mm) b (mm) h (mm) y
0
(mm) A (mm

2
)
14 17 10,5 4 138
2. Tính đường kính bánh đai nhỏ
d
1
= 1,2d
min
= 1,2.140 = 168 mm trang 152[1]
Với d
min
= 140 mm cho trong bảng 4.3[1]
Theo tiêu chuẩn chọn d
1
= 180 mm
Vận tốc dài của đai:
3. Đường kính bánh đai lớn
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 6
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Do sự trượt đàn hồi giữa hai bánh đai nên v
1
> v
2
và giữa chúng có liên hệ
v
2
= v
1
(1 - ξ) 4.9[1]
Trong đó ξ là hệ số trượt tương đối, thường ξ = 0,010,02 ta chọn ξ = 0,015

Đường kính bánh đai lớn
d
2
= u
d
.d
1
(1 – ξ)
= 3,3188.180.(1 – 0,015) = 588.42 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn: d
2
= 600 mm
Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là:
Sai lệch so với giá trị định trước 0,44%
4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai L
4.1 Chọn khoảng cách trục a
2(d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55(d1 + d2) + h
2(180 + 600) ≥ a ≥ 0,55(180 + 600) + 10,5
1560 ≥ a ≥ 439,5
Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 1400 mm
4.2 Chiều dài đai L
Theo tiêu chuẩn ta chọn L = 4000 mm = 4 m
Xác định lại khoảng cách trục a
Với:
Giá trị a vẫn thoả mãn trong khoảng cho phép
5. Tính góc ôm đai nhỏ
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 7
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm
bánh đai nhỏ được thoã thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thoã.

Vì α
1
> α
min
= 120
o
thoã mãn điều kiện trượt trơn.
6. Tính số đai z
- Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai
C
α
= 1,24.(1 –e
-α
1
/110
) = 1,24.(1-e
-162,5/110
) = 0,96
- Hệ số xét đến ảnh hưởng tỷ số truyền u:
C
u
= 1,14 vì u = 3,3188 > 2,5
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C
z
, ta chọn sơ bộ bằng 1.
- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: C
r
= 0,85
- Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc:

C
v
= 1 – 0,05(0,01v
2
– 1) = 1 – 0,05(0,01.13,76
2
– 1) = 0,96
Theo đồ thị hình 4.21c[1], ta chọn [P
0
] = 4,2 kW.
Số dây được xác định theo công thức:
Ta chọn Z = 2 đai
7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
7.1 Chiều rộng bánh đai
Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1)t + 2e 4.17[2]
Với t và e tra bảng 4.21[2]
- t = 25,5 mm
- e = 17 mm
- h
0
= 5,7 mm
Thay số vào ta được: B = (2 – 1).25,5 + 2.17 = 59,5 mm
7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai:
- d
n1
= d
1
+ 2h
0
= 180 + 2.5,7 = 191,4 mm

- d
n2
= d
2
+ 2h
0
= 600 + 2.5,7 = 611,4 mm
8. Lực tác dụng lên trục F
t
, và lực căn ban đầu F
0
.
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 8
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Lực căn đai ban đầu
Lực vòng có ích:
Lực tác dụng lên trục:
9. Đánh giá đai
Để đảm bảo cho đai hoạt động có lợi nhất (khả năng tải tương đối lớn, không xảy ra hiện tượng trượt
trơn và hiệu suất truyền động cao nhất), công suất trên bánh đai chủ động phải đảm bảo:
Với [P] = [P
0
].C
α
.C
u
.C
L
.C
Z

= 4,2.0,96.1,14.1,101.1 = 5,06 kW
Vậy bộ truyền bánh đai được thoã.
10. Tuổi thọ đai
Hệ số ma sát tương đương:
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn:
Ứng suất lớn nhất trong mỗi đai:
σ
max
= σ
0
+ 0,5σ
t
+ σ
v
+ σ
u1
Với: - σ
0
: ứng suất do lực căng ban đầu gây ra , ta chọn σ
0
= 1,5 MPa
- σ
t
: ứng suất có ích
- σ
v
: ứng suất do lực căng phụ gây nên
ρ = 1200 kg/m
3
: là khối lượng riêng của đai (đai vải cao su)

E: modun đàn hồi của đai, E = 100 MPa
=> σ
max
= 1,5 + 0,5.1,98 + 0,23 + 4,44 = 7,16 MPa
Tuổi thọ đai:
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 9
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Trong đó:
σ
r
: giới hạn mỏi của đai thang, σ
r
= 9MPa
m: chỉ số mũ của đường cong mỏi
đối với đai thang m = 8
i: số vòng chạy của đai trong 1 giây:
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 10
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
* Tính toán cấp chậm:
Các thông số ban đầu:
+ T
2
= 294044,5 N.mm
+ n
2
= 220 vg/ph
+ u
br2
= 4

- Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn. Chọn thép C45 vì loại thép này thông dụng và rẻ
tiền. Với phương pháp tôi cải thiện ta được:
+ Bánh răng dẫn: HB
1
= 270
+ Bánh bị dẫn: HB
2
= 265
- Số chu kỳ làm việc cơ sở
N
HO1
= 30.HB
1
2,4
= 2,05.10
7
chu kỳ
N
HO2
= 30.HB
2
2,4
= 1,96.10
7
chu kỳ
N
FO1
= N
FO2
= 5.10

6
chu kỳ
- Số chu kỳ làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:
Từ đây suy ra:
• N
HE1
= 60.220.1.(1
3
.4843 + 0,7
3
.5327 + 0,9
3
.7749) = 16,3.10
7
chu kỳ
• N
HE2
= 60.55.1.(1
3
.4843 + 0,7
3
.5327 + 0,9
3
.7749) = 4,1.10
7
chu kỳ
Từ đây suy ra:
• N
FE1
= 60.220.1.(1

6
.4843 + 0,7
6
.5327 + 0,9
6
.7749) = 12,7.10
7
chu kỳ
• N
FE2
= 60.55.1.(1
6
.4843 + 0,7
6
.5327 + 0,9
6
.7749) = 3,1.10
7
chu kỳ
Vì N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N
FO1
N
HE2
> N

HO2
N
FE2
> N
FO2
Cho nên: K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
= 1
- Theo bảng 6.13[1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:
+ σ
OHlim
= 2.HB + 70
Suy ra:σ
OHlim1
= 2.270 + 70 = 610 MPa
σ
OHlim2
= 2.265 + 70 = 600 MPa
+ σ
OFlim
= 1,8.HB
Suy ra:σ
OFlim1
= 1,8.270 = 486 MPa

σ
OFlim2
= 1,8.265 = 477 MPa
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Khi tôi cải thiện s
H
= 1,1, do đó:
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 11
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[σ
H
] = [σ
H2
] = 490,9 MPa
Ứng suất uốn cho phép:
Chọn s
F
= 1,75, ta có:
- Theo bảng 6.15[1], do các bánh răng không nằm đối xứng các ổ nên ta chọn
Ψ
ba
= 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
Theo bảng 6.7[2] ta chọn K
H
β
= 1,11; K
F
β
= 1,23

- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng xác định theo công thức:
Theo tiêu chuẩn ta chọn a
w
= 250 mm
- Modun răng m = (0,010,02).a
w
= 2,55 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 4
- Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:
- Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vòng chia:
d
1
= z
1
.m = 25.4 = 100 mm
d
2
= z
2
.m = 100.4 = 400 mm
+ Đường kính vòng đỉnh:
d
a1
= d
1
+ 2m = 100 + 2.4 = 108 mm
d
a2
= d

2
+ 2m = 400 + 2.4 = 408 mm
+ Đường kính vòng đáy:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 100 – 2,5.4 = 90 mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 400 – 2,5.4 = 390 mm
+ Khoảng cách trục:
+ Chiều rộng vành răng:
• Bánh bị dẫn: b
2
= Ψ
ba
.a
w
= 0,4.250 = 100 mm
• Bánh dẫn: b
1
= b
2
+ 5 = 100 + 5 = 105 mm
- Vận tốc vòng bánh răng:
Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác 8 với v
gh

= 6 m/s
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 12
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Hệ số tải trọng động theo bảng P2.3[2], ta chọn:
K
HV
= 1,08 K
FV
= 1,20
- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Do đó độ bền tiếp xúc được thoả
- Hệ số dạng răng Y
F
:
- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn
- Ứng suất uốn tính toán:
Do đó độ bền uốn được thoả.
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 13
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
* Tính toán cấp nhanh:
Các thông số ban đầu:
- T
1
= 153098,44 N.mm
- n
1
= 440 vòng/phút
- u
br1

= 2
So với bộ truyền bánh răng cấp chậm , bộ truyền bánh răng cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn,
nhưng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm
+ Bánh răng dẫn: HB
1
= 270
+ Bánh bị dẫn: HB
2
= 265
- Số chu kỳ làm việc cơ sở
N
HO1
= 30.HB
1
2,4
= 2,05.10
7
chu kỳ
N
HO2
= 30.HB
2
2,4
= 1,96.10
7
chu kỳ
N
FO1
= N
FO2

= 5.10
6
chu kỳ
- Số chu kỳ làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:
Từ đây suy ra:
• N
HE1
= 60.440.1.(1
3
.4843 + 0,7
3
.5327 + 0,9
3
.7749) = 32,5.10
7
chu kỳ
• N
HE2
= 60.220.1.(1
3
.4843 + 0,7
3
.5327 + 0,9
3
.7749) = 16,3.10
7
chu kỳ
Từ đây suy ra:
• N
FE1

= 60.440.1.(1
6
.4843 + 0,7
6
.5327 + 0,9
6
.7749) = 25,3.10
7
chu kỳ
• N
FE2
= 60.220.1.(1
6
.4843 + 0,7
6
.5327 + 0,9
6
.7749) = 12,7.10
7
chu kỳ
Vì N
HE1
> N
HO1
N
FE1
> N
FO1
N
HE2

> N
HO2
N
FE2
> N
FO2
Cho nên: K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
= 1
- Theo bảng 6.13[1], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:
+ σ
OHlim
= 2.HB + 70
Suy ra:σ
OHlim1
= 2.270 + 70 = 610 MPa
σ
OHlim2
= 2.265 + 70 = 600 MPa
+ σ
OFlim
= 1,8.HB
Suy ra:σ
OFlim1

= 1,8.270 = 486 MPa
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 14
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
σ
OFlim2
= 1,8.265 = 477 MPa
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Khi tôi cải thiện s
H
= 1,1, do đó:
Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
[σ
H
] = [σ
H2
] = 490,9 MPa
Ứng suất uốn cho phép:
Chọn s
F
= 1,75, ta có:
- Theo bảng 6.15[1], do các bánh răng không nằm đối xứng các ổ nên ta chọn
Ψ
ba
= 0,4 theo tiêu chuẩn. Khi đó:
Theo bảng 6.7[2] ta chọn K
H
β
= 1,03; K
F
β

= 1,08
- Do hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh bằng khoảng cách trục cấp chậm
a
w
= 250 mm
- Modun răng m = (0,010,02).a
w
= 2,55 mm
Theo tiêu chuẩn ta chọn m = 4
- Tỷ số truyền sau khi chọn số răng:
- Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vòng chia:
d
1
= z
1
.m = 42.4 = 168 mm
d
2
= z
2
.m = 83.4 = 332 mm
+ Đường kính vòng đỉnh:
d
a1
= d
1
+ 2m = 168 + 2.4 = 176 mm
d
a2

= d
2
+ 2m = 332 + 2.4 = 340 mm
+ Đường kính vòng đáy:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 168 – 2,5.4 = 158 mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 332 – 2,5.4 = 322 mm
+ Khoảng cách trục:
+ Chiều rộng vành răng:
• Bánh bị dẫn: b
2
= Ψ
ba
.a
w
= 0,4.250 = 100 mm
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 15
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
• Bánh dẫn: b
1
= b
2
+ 5 = 100 + 5 = 105 mm

- Vận tốc vòng bánh răng:
Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác 8 với v
gh
= 6 m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng P2.3[2], ta chọn:
K
HV
= 1,16 K
FV
= 1,38
- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Do đó độ bền tiếp xúc được thoả
- Hệ số dạng răng Y
F
:
- Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn
- Ứng suất uốn tính toán:
Do đó độ bền uốn được thoả.

Bảng thông số bộ truyền bánh răng
Thông số
Cấp nhanh Cấp chậm
Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị dẫn
Môđun m 4 4 4 4
Đường kính vòng chia d
w
168 332 100 400
Đường kính vòng đỉnh d
a

176 340 108 408
Đường kính chân răng d
f
158 322 90 390
Chiều rộng vành răng b
w
105 100 105 100
Số răng Z 42 83 25 100
Khoảng cách trục a
w
250
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 16
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN
Thiết kế trục I:
Các thông số ban đầu:
• Moment xoắn: T
1
= 153098,44
• Số vòng quay: n
1
= 440 vòng/phút
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:
• Giới hạn bền: σ
b
= 600 MPa
• Giới hạn chảy: σ
ch
=340 MPa

• Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa. Chọn kích thước chiều dài trục
2. Chọn sơ bộ đường kính
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức sau với [τ] = 28 MPa
Ta chọn đường kính trục d
1
= 35 mm
3. Chiều rộng ổ lăn
Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2[2] ta được B
01
= 21
mm
4. Tính toán phát thảo kích thước độ dài trục
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đế thành hộp: k
1
= 10 mm
• Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp: k
2
= 10 mm
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k
3
= 15 mm
• Chiều cao nắp ổ và đầu bulong: h
n
= 20 mm
• Chiều dài mayơ bánh đai: l
m12
= 60 mm
• Chiều dài mayơ bánh răng: l
m13
= 105 mm

• Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:
• Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng:
• Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục:
5. Tính phản lực gối tựa
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 17
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
* Các lực tác dụng lên trục:
F
r
= 1275,13 N
F
r1
= 663,37 N
F
t1
= 1822,6 N
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 18
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 19
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
6. Xác dịnh đường kính trục
Tính moment uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện a-a:
Tiết diện b-b:
Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức:
[σ] = 70 N/mm
2
Điều kiện trục ở tiết diện a-a:
Điều kiện trục ở tiết diện b-b:
Vậy điều kiện ở tiết diện a-a lấy 35 mm và tiết diện b-b lấy 39 mm

7. Tính chọn then bằng
Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có:
Ứng suất cắt cho phép [τ
c
] = 60 MPa
Ứng suất dập cho phép [σ
d
] = 100 MPa
* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77)
d = 39 mm; b = 12 mm; h = 8 mm; t
1
= 5 mm; t
2
= 3,3 mm; l = 80 mm
Chiều dài làm việc của then đầu tròn: l1 = l – b = 80 – 12 = 68 mm
Kiểm tra ứng suất cắt
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 20
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Kiểm tra ứng suất dập
* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (TCVN 2261 – 77)
d = 30 mm; b = 8 mm; h = 7 mm; t
1
= 4 mm; t
2
= 3,1 mm; l = 45 mm
Chiều dài làm việc của then 1 đầu tròn, 1 đầu bằng
l
1
= l – b/2 = 45 – 8/2 = 41 mm
Kiểm tra ứng suất cắt

Kiểm tra ứng suất đập
Thiết kế trục II:
Các thông số ban đầu:
• Moment xoắn: T
2
= 294044,5 Nmm
• Số vòng quay: n
2
= 220 vòng/phút
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:
• Giới hạn bền: σ
b
= 600 MPa
• Giới hạn chảy: σ
ch
=340 MPa
• Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa. Chọn kích thước chiều dài trục
2. Chọn sơ bộ đường kính
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức sau với [τ] = 28 MPa
Ta chọn đường kính trục d
2
= 40 mm
3. Chiều rộng ổ lăn
Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2[2] ta được B
02
= 23
mm
4. Tính toán phát thảo kích thước độ dài trục
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đế thành hộp: k

1
= 10 mm
• Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp: k
2
= 10 mm
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k
3
= 15 mm
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 21
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
• Chiều dài mayơ bánh răng: l
m22
= l
m23
= 105 mm
• Khoảng cách từ ổ lăn đến bánh răng thứ nhất:
• Khoảng cách từ ổ lăn đến bánh răng thứ hai:
• Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục:
5. Tính phản lực gối tựa
* Các lực tác dụng lên trục:
F
r2
= 663,37 N F
r3
= 2140,44 N
F
t2
= 1822,6 N F
t3
= 5880,82 N

SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 22
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 23
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
6. Xác dịnh đường kính trục
Tính moment uốn tại các tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện c-c:
Tiết diện d-d:
Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện c-c và d-d theo công thức:
[σ] = 70 N/mm
2
Điều kiện trục ở tiết diện c-c:
Điều kiện trục ở tiết diện b-b:
Vậy điều kiện ở tiết diện c-c lấy 43 mm và tiết diện d-d lấy 46 mm
7. Tính chọn then bằng
Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có:
Ứng suất cắt cho phép [τ
c
] = 60 MPa
Ứng suất dập cho phép [σ
d
] = 100 MPa
* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng bị dẫn cấp nhanh (TCVN 2261 – 77)
d = 43 mm; b = 12 mm; h = 8 mm; t
1
= 5 mm; t
2
= 3,3 mm; l = 80 mm
Chiều dài làm việc của then đầu tròn: l
1

= l – b = 80 – 12 = 68 mm
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 24
Trường ĐHBK TPHCM Đồ án chi tiết máy
Kiểm tra ứng suất cắt
Kiểm tra ứng suất dập
* Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng dẫn cấp chậm (TCVN 2261 – 77)
d = 46 mm; b = 14 mm; h = 9 mm; t
1
= 5,5 mm; t
2
= 3,8 mm; l = 80 mm
Chiều dài làm việc của then đầu tròn: l
1
= l – b = 80 – 14 = 66 mm
Kiểm tra ứng suất cắt
Kiểm tra ứng suất đập
Thiết kế trục III:
Các thông số ban đầu:
• Moment xoắn: T
3
= 1129487,18 Nmm
• Số vòng quay: n
3
= 55 vòng/phút
1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:
• Giới hạn bền: σ
b
= 600 MPa
• Giới hạn chảy: σ

ch
=340 MPa
• Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 MPa. Chọn kích thước chiều dài trục
2. Chọn sơ bộ đường kính
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức sau với [τ] = 28 MPa
Ta chọn đường kính trục d2 = 60 mm
3. Chiều rộng ổ lăn
Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2[2] ta được B
03
= 31
mm
4. Tính toán phát thảo kích thước độ dài trục
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đế thành hộp: k1 = 10 mm
• Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm
• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm
SVTH:Lê Tiến Khôi Nguyên GVHD: TS.Phạm Huy Hoàng Trang 25