đồ án nguyên lý chi tiết máy spkt Văn hữu thịnh

GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ
* Theo sơ đồ tải trọng ta chọn động cơ làm việc ở chế độ ngắn hạn lặp lại
_Chọn thời gian làm việc thực tế bằng thời gian làm việc tiêu chuẩn :
tlv= t1 + t2 = 0,7tck + 0,3tck = 1 tck = 10 phút .
_ Công suất đònh mức : Nđm
Nđm ≥

N 12 t1 + N 22 .t 2
=
t1 + t 2

M 2 .0,7t ck + (0,8M ) 2 .0,3t ck
0,7t ck + 0,3t ck

Với N1 N2 :là công suất phụ tải ứng với thời gian t1 và t2
2 P.V
4800.1,3
_ Mà M = N =
=
= 6,24 (KW)
1000
1000
Với . N : là công suất trên băng tải (KW)
P : là lực vòng trên xích
(N)
V : là vận tốc xích tải
(m s)

6,24 2 .0,7 + (0,8.6,24 ) 2 .0,3
=5,89 (KW)
0,7 + 0,3
Pdm
_ Công suất cần thiết : Nct = Pct =
η
mà : Pđm = Nđm = 5,89 (KW)
η = η1 .η 23 .η 34 .η 4
với : η1 = 0,94 : hiệu suất bộ truyền đai
η 2 = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng
η 3 = 0,995 : h hiệu suất của 1 cặp ổ lăn
η4 = 1
: hiệu suất khớp nối trục
3
4
⇒ η = η1 .η 2 .η 3 .η 4 = 0,94.(0,97) 3 .(0,995) 4 =0,84
N dm 6,24
_ Vậy : Nct =
=
= 7,43(KW)
0,84
η
Số vòng quay của trục công tác :
Z .t.n
60.1000.V
⇒n=
V=
60.1000
Z .t
với : Z = 9 : là số răng đóa xích (răng)

t =110 : là bước xích
(mm)
60.1000.1,3
⇒ n ct =
= 71(vòng/phút)
11.100
_ Vậy ta chọn đông cơ : A02-51-4
Công suất động cơ :
Nđc =7,5
(KW)
Số vòng quay động cơ : nđc = 1460 (vòng/ phút)
⇒ Nđm ≥

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang1


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

_ Tỷ số truyền chung :
⇒i =

n dc 1460
=
= 20,56

nct
71

Ta có i = iđ . ibn. ibc
iđ : tỉ số truyền của bộ truyền đai .Chọn iđ =2,5
ibn : tỉ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng thẳng cấp nhanh
ibc : tỉ số truyền của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cấp chậm
i
20,56
⇒ ibn. ibc = =
= 8,22
id
2,5
Chọn ibn =1,2 ibc
2
⇒ 1,2 i bc
= 8,22
⇔ ibc =
•

8,22
= 2,62
1,2

Thử lại : i= iđ . ibn. ibc = 2,5.3,14.2,62=20,57
và i = 20,56
Lấy (2) - (1) = 20,57 – 20,56= 0,01

Trục
Thông số

i
n(vòng/phút)
N (KW)

Trục
Động cơ
iđ =2,5
1460
7,43

I
ibn=3,14
584
6,98

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

(2)
(1)

II

III
ibc=2,62

186
6,74

71
6,50

Khớp nối
1
71
6,50

Trang2


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
1. Chọn loại đai:
Giả thiết vận tốc của đai v>5(m/s) có thể dùng lọai đai A hoặc B
Theo bảng (5-13), ta tính cả 2 phương án và chọn phương án có lợi hơn.
Tiết diện đai
A
B
Kích thước tiết diện đai h (mm)
13×8
17×10,5
2
Diện tích tiết diện F (mm )
81
138
2. Đònh đường kính đai nhỏ
Theo bảng (5-14) lấy D1 (mm)
160

220
Kiểm nghiệm vận tốc đai
π .1460.D1
V=
=0,0764D1 (m/s)
12,7
15,8
60.1000
V < Vmax = ( 30 ÷ 40 ) (m/s)
3. Tính đường kính D2 của bánh lớn
Hệ số trượt của đai thang . Chọn ξ = 0,02
1460
D2 = iD1(1- ξ ) =
(1-0,02)D1 = 2,45D1
392
539
584
Với : Trục dẫn
: n1=1460 (vòng/phút)
Trục bò dẫn : n2= 584 (vòng/phút)
Lấy theo tiêu chuẩn bảng (5-15) D2 là :
400
540
,
Số vòng quay thực n 2 của trục bò dẫn
D1
D1
n’2 = (1-0,02).1460.
= 1431.
(vòng/phút)

572
583
D2
D2
n 1 sai lệch rất ít so với yêu cầu
n1
Tỷ số truyền =
n' 2
,

2,55

2,50

4. Chọn sơ bộ khỏang cách trục A
Theo bảng (5-16) : A ≈ D2 (mm)
400
540
5. Tính chiều dài đai L theo A
π
( D2 − D1 ) 2
L = 2A + (D2 + D1) +
1490
2321
2
4A
Lấy L theo tiêu chuẩn theo bảng (5-12)
1800
2400
Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1s

v
u=
< umax =10
6,8
7,0
L
6. Xác đònh khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn :
A=

2 L − π ( D2 + D1 ) + [2 L − π ( D2 + D1 )]2 − 8( D2 − D1 ) 2
8

444

581

Ta thấy A thỏa mãn điều kiện
0,55(D2+D1) + h ≤ A ≤ 2(D2+D1)
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang3


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

Khoảng cách cần thiết cần thiết để mắc đai
Amin = A – 0,015L (mm)
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng

Amax = A + 0,03L (mm)
7. Tính góc ôm α 1
D − D1
α 1 = 180 0 - 2
. 57 0
A
góc ôm thỏa mãn điều kiện α 1 ≥ 120 0
8. Xác đònh số đai Z cần thiết
Chọn ứng suất căng đai ban đầu σ 0 =1,2 N mm 2
Theo trò số D1 tra bảng (5-17), ta tìm được ứng suất có ích
cho phép [σ p ]0 ( N mm 2 )
- Các hệ số : Ct ( tra bảng 5-6 )
Cα ( tra bảng 5-18)
Cv ( tra bảng 5-19)
- Tính số đai theo công thức :
1000.N dc
Z≥
v.[σ p ]0 .C t .Cα .C v .F

417

545

498

653

149,2 0

148,6 0

1,7

1,74

0,8
0,92
1,00

0,8
0,92
0,94

5,8

2,8

6

3

100
16
3,5
10

52
20
5
12,5

Đường kính vùng ngoài của bánh đai dẫn
Dn1 = D1 + h0

167

230

Đường kính vùng ngoài của bánh đai bò dẫn
Dn2 = D2 + h0

407

550

105

179

1823

1551

Lấy số đai Z
9. Đònh kích thước chủ yếu của bánh đai
Chiều rộng bánh đai : B = (Z -1).t + 2.S
Tra bảng (10-3)

t
h0

S

10. Tính lực căng ban đầu S0 và lực tác dụng lên trục R
S0 = σ 0 .F
(N)
α
Lực tác dụng lên trục R = 3. S0. Z.sin 1
(N)
2
Kết luận : Chọn phương án đai loại B

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang4


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 4 : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG
CẤP NHANH

1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
* Bánh nhỏ : Thép 45 thường hóa

σ b = 600 N

mm 2

σ ch = 300 N

HB = 200
mm 2 ,
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 100 ÷300 mm
* Bánh lớn : Thép 35 thường hóa σ b = 500 N mm 2
σ ch = 260 N
HB = 170
mm 2 ,
Phôi rèn, gỉa thiết đường kính phôi
300 ÷ 500 mm
2. Đònh ứng suất cho phép :
- Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :
Ntd2 = 5.300.2.6.60.186.(0,7.13+0,83.0,3) =171.106 >N0 = 107
n1 584
=
Trong đó : n2=
= 186
i 3,14
- Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ :
Ntđ1 = i.Nt đ2 =3,14. 171.106 = 537. 106 ≥ N0= 10 7
Như vậy cả Nt đ1 và Nt đ2 đều lớn hơn N0 = 107
⇒ Ta lấy K’N = K”N =1
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ : [ σ ]= 2,6 .200 = 520 N

mm 2
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :[ σ tx 2 ]
= 2,6 .170 = 442 N mm 2
* Để xác đònh ứng suất cho phép, ta lấy n = 1,5 và K σ = 1,8
-Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :

Ntđ2 = 5.300.2.6.60.186.(1 6 .0,7 + 0,8 6 .0,3) =156.10 6
- Số chu kỳ tương đương của bánh lớn :
Ntđ1 = i. Ntđ2 = 3,14. Ntđ2 = 490.10 6
- Giới hạn mỏi của thép 45 là : σ −1 = 0,43.600 =258 N mm 2
- Giới hạn mỏi của thép 35 là : σ −1 = 0,43.500 =215 N mm 2
- Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ, bánh răng làm việc một mặt nên :
+ Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
σ − 1 .K '' N 270.1,5
[ σ u1 ] =
=
=150 N mm 2
1,5.1,8
n.K
tx1

σ

+ Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
σ − 1 .K '' N 225.1,5
[ σ u1 ] =
=
=125 N mm 2
1,5.1,8
n.K σ
3. Chọn sơ bộ hệ thống tải trọng :
K = Kt t .Kđ= 1,3
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang5

GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :
b
ψ A = = 0,4
A
5. Tính khoảng cách trục A : lấy θ ' = 1,25
A = (i+1) (
3

1,05.10 6 2 K .N
1,05.10 6 2 1,3.6,98
3
) .
(
) .
= (3,14+1)
= 170 mm
[σ tx ] .i ψ A .n 2
442.3,14 0,4.186

6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng :
2.π .170.584
2.π . A.n1
π .d 1 .n1
Vận tốc vòng : V =
=

=
= 2,5
60.1000 60.1000.(i + 1) 60.1000.(3,14 + 1)
Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 .
7. Đònh chính xác hệ số tải trọng K :
_ Chiều rộng bánh răng : b = Ψ .A = 0,4.170 = 68 (mm)
_ Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ :
2. A 2.170
d1=
=
= 82
(mm)
i + 1 3,14 + 1
b
65
Do đó : Ψd1 =
=
= 0,8
d1 82
⇒ Ktra bang =1,22
_ Hệ số tập trung tải trọng thực tế theo công thức :
K + 1 1,22 + 1
Kt t = tb
=
= 1,1
2
2
_ Tra bảng (3-14) ⇒ Kđ= 1,2
⇒ K = Kt t+Kđ = 1,1.1,2 = 1,32
K − K sobo

⇒ ∆ K=
.100 = 2,5% < 5%
K
K
1,32
3
⇒
3
K sobo
1,3 =170 mm
A= Asobo
= 170
⇒ Lấy A = 170 mm
8. Xác đònh mun, số răng, chiều rộng bánh răng :
_ Môđun pháp : mn = (0,01 ÷ 0,02)A = 1,7 ÷ 3,4
⇒ Lấy mn = 3 mm
_ Tổng số răng 2 bánh : Zt = Z1+Z 2
2. A 2.170.
mà : Zt =
=
=111
mn
3
2. A
2.170
_ Số răng bánh nhỏ : Z1 =
=
= 27
mn (i + 1) 3.(3,14 + 1)

m

s

_ Số răng bánh lớn :
Z2 = i.Z1 = 3,14.27 = 84
_ Tính lại chiều rộng bánh răng :
b = ψ A . A = 0,4.170 = 68
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng :
_ Hệ số dạng răng của bánh nhỏ : y1 = 0,476

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang6


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

_ Hệ số dạng răng của bánh lớn : y2 = 0,517
_ Lấy hệ số :
θ " = 1,5
* Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng :
_ ng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ :
19,1.10 6 K.N
19,1.10 6.1,32.6,98
σ u1 = 2
.
= 2

= 38 N mm 2
m . y1 .Z 1 .b n
3 .0,476.27.584.68
⇒ σ u1 ≤ [ σ u1 ]= 143,3 N
mm 2
_ ng suất uốn tại chân răng bánh lớn :
y
0,476
σ u 2 = σ u1 . 1 = 38.
= 32 N mm 2
y2
0,517
⇒ σ u 2 ≤ [ σ u 2 ]= 119,4 N
mm 2
10. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :
_Môđun pháp mn =3 mm
_ Số răng : Z1=27 , Z2 =84
_ góc ăn khớp : α = 200
_ Đường kính vòng chia :
d1 = mn. Z1 = 3.27 = 81 (mm)
d2 = mn. Z2 = 3.84 = 252 (mm)
d + d 2 81+ 252
_ Khoảng cách trục A :
A= 1
=
=166 (mm)
2
2
_ Chiều rộng bánh răng : b= 68(mm)
_ Đường kính vòng đỉnh răng : De1 = d1 + 2.mn =81 + 2.3 = 87 (mm)

De2 = d2 + 2.mn = 252 + 2.3 = 258 (mm)
_ Đường kính vòng chân răng : Di1 = d1-2,5mn = 81 – 2,5.3 = 73 (mm)
Di2 = d2 -2,5mn = 252 – 2.3 = 246 (mm)
11. Tính lực vòng tác dụng lên trục :
2.9,55.10 6.N
2.9,55.10 6.6,98
_ Lực vòng :
P=
=
=2817
(N)
d1 .n1
81.584
_ Lực hướng tâm :
Pr = P. tg α = 2535. tg200 = 2535.0,364 =1025 (N)

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang7


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 5. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP
CHẬM

1. Chọn vật liệu chế tạo :

* Bánh nhỏ : Thép 45 thường hóa

σ b = 580 N

mm 2

σ ch = 290 N

HB = 190
mm 2 ,
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300 (mm)
σ b = 480 N
* Bánh lớn : Thép 35 thường hóa
mm 2
σ ch = 240 N
HB = 160
mm 2 ,
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi 300 ÷ 500 mm
2. Đònh ứng suất cho phép :
_ Số chu kỳ làm việc của bánh lớn :
Ntd2 = 5.300.2.6.60.71[1 3 .0,7 + (0,8) 3 .0,3] = 60.10 6 > N0 = 107
n 2 186
Trong đó : n3=
=
= 71
ibc 2,62
_ Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ :
Ntd1 = i.Nt d2 = 2,62.60.106 = 157.10 6 > N0 = 107
Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 107
⇒ Ta lấy K’N = K”N =1

_ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ : [ σ tx1 ] = 2,6 .190 = 494 N mm 2
_ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn : [ σ tx1 ] = 2,6 .160 = 416 N mm 2
* Ứng suất uốn cho phép :
_ Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
Ntd2 = 5.300.2.6.60.71.[1 6 .0,7 + (0,8) 6 .0,3] = 55.10 6
_ Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
Ntd1 = i. Ntd2 = 2,62. 55.10 6 = 144. 10 6
N
σ −1 = 0,43.580 =249,4
_ Giới hạn mỏi của thép 45 là :
mm 2
σ −1 = 0,45.480 =206,4 N
_Giới hạn mỏi của thép 35 là :
mm 2
_ Hệ số an toàn :
n = 1,5
K σ = 1,8
_ Hệ số tập trung ứng suất :
_ Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ, bánh răng làm việc 1 mặt
+ Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
σ 0 .K N" 1,5.σ − 1 .K N" 1,5.249,4.1
N
=
= 139
[ σ ] u1 =
=
mm 2
1
,
5

.
1
,
8
n.Kδ
n.Kδ
+ Ứng uất uốn cho phép của bánh lớn :

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang8


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

[σ ] u 2 =

σ 0 .K " 1,5.σ − 1 .K N" 1,5.249,4.1
=
=
= 115
1,5.1,8
n.K σ
n.Kσ

Đồ án chi tiết máy
N

mm 2

3. Chọn sơ bộ hệ thống tải trọng :
K = Ktt.Kđ = 1,3
4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng :
b
ψ A = = 0,4
A
5. Tính khoảng cách trục A :
chọn θ ' = 1,25
A ≥ (i+1) 3 (

1,05.10 6 2 K .N
1,05.10 6 2 1,3.6,74
3
) .
(
) .
= (2,62+1)
= 176
[σ tx 2 ] .i ψ A .n3 .θ '
416.2,62 2.0,4.1,25.71

(mm)
6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng :
2.π .176.186
2.π . A.n2
m
_ Vận tốc vòng :
V=
=
= 1

s
60.1000.(i + 1) 60.1000.(2,62 + 1)
Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 .
7 . Đònh chính xác hệ số tải trọng K :
_Chiều rộng bánh răng : b = Ψ .A = 0,4.176 = 70 (mm)
_ Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ :
2.176
2. A
d1=
=
= 97 (mm)
i + 1 2,62 + 1
b
70
=
= 0,72
d1 97
⇒ Ktra bảng =1,2
_ Hệ số tâp trung tải trọng thực tế tính theo công thức :
K + 1 1,2 + 1
Kt t = tb
=
= 1,1
2
2
_ Theo bảng (3-14) ⇒ Kđ =1,2
⇒ K = Ktt.Kđ=1,1.1,2 = 1,32
1,32 − 1,3
K − K sobo
.100 = 1,54 % < 5%

⇒ ∆ K=
.100 =
1,3
K
⇒ Chọn A = 176 (mm)
Do đó : Ψd1 =

8. Xác đònh mun, số răng, chiều rộng bánh răng :
_ Môđun pháp : mn = (0,01 ÷ 0,02)A = (1,76 ÷ 3,52)
(mm)
⇒ Lấy mn = 3 (mm)
_ Chọn sơ bộ góc nghiêng : β = 100
⇒ cos β = 0,985
_ Tổng số 2 bánh răng :
2. A. cos β
2.176.0,985
Z t = Z1 + Z2 =
=
= 115
mn
3
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang9


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

115
Zt
=
= 32
i + 1 2,62 + 1
_Số răng bánh lớn : Z2 = i.Z1 = 2,62. 32 = 83
• Tính chính xác góc nghiêng β :
Z .m
115.3
⇒ β = 11 0 26 '
_ cos β = t n =
= 0,9801
2.176
2. A
_ Chiều rộng bánh răng :
b = ψ A . A = 0,4. 176 =70 (mm)
2,5mn
2,5.3
Lấy b = 70 (mm)
thỏa b >
=
= 38 (mm)
sin β
sin 110 26 '
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng :
Z1
32
_ Số răng tương đương bánh nhỏ :
Ztđ1 =
= 34

3 =
0,980113
(cos β )
Z2
83
_ Số răng tương đương bánh lớn : Ztđ2 =
= 84
3 =
0,98013
(cos β )
_ Số răng bánh nhỏ : Z1 =

_ Hệ số dạng răng của bánh nhỏ :
y1 = 0,476
_ Hệ số dạng răng của bánh lớn :
y2 = 0,511
"
_ Lấy hệ số :
θ = 1,5
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn :
_ Bánh răng nhỏ :
19,1.10 6.K .N
19,1.10 6.1,32.6,74
σ u1 =
=
= 32 N mm 2
2
2
0,476.3 .32.186.70.1,5.2
y1 .mn .Z td 1 .n1 .b.θ "2

⇒ σ u1 < [ σ u1 ] = 139 N
mm 2
_ Bánh răng lớn :
y
0,476
N
σ u 2 = σ u1 . 1 = 32 .
=9
mm 2
y2
0,511
⇒ σ u 2 < [ σ u 2 ] = 115 N
mm 2
10. Kiểm nghiệm sức bền khi răng chòu qua tải đột ngột trong thời gian ngắn :
_ Ứng suất tiếp súc cho phép của bánh nhỏ :
[ σ ]txqt1 = 2,5.[ σ ]tx1= 2,5.494 = 1235 N mm 2
_ Ứng suất tiếp súc cho phép của bánh lớn :
[ σ ]txqt2= 2,5.[ σ ]tx2 = 2,5.416 = 1040 N mm 2
_ Ứùng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
[ σ ]uqt1= 0.8. σ ch1 = 0,8.290 = 232 N mm 2
_ Ứùng suất uốn cho phép của bánh lớn :
[ σ ]uqt2 = 0,8. σ ch 2 = 0,8.240 = 192 N mm 2
* Kiệm ứng suất bền tiếp súc :

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang10


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

6
(i + 1) 3 .K σ .N 1,05.10 6
σ txqt = 1,05.10
=
176.2,62
b.n3 .θ ' .2
A.i
σ txqt < σ txqt1 , σ txqt 2

* Kiệm ứng suất uốn :
_ Bánh nhỏ : σ uqt1 = K σ . σ u1 = 1,8.32 = 58
⇒ σ uqt1 < [ σ ]uqt 1 = 232
_ Bánh lớn :

N

N

mm 2

mm 2

σ uqt 2 = K σ . σ u 2 = 1.8.30 = 54

⇒ σ uqt 2 < [ σ ]uqt2 = 192

(2,62 + 1) 3 .1,8.6,74

= 490 N mm 2
70.71.1,25.2

N

mm 2

N

mm 2
11 .Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền :
_Môđun pháp :
mn = 3
(mm)
_ Số răng
: Z1 = 32 , Z2 =83
_ Góc ăn khớp : α n = 200
_ góc nghiêng : β = 11 0 26 '
mn .Z 1
3.32
_ Đường kính vòng chia :
d1 =
=
= 98
(mm)
0,980
cos β
mn .Z 2
3.83
d2 =

=
= 254
(mm)
0,9801
cos β
_ Khoảng cách trục A :
A = 176
(mm)
_ Chiều rộng :
b = 70
(mm)
_ Đường kính vòng đỉnh răng :
De1 = d1 + 2.mn = 98 + 2.3 = 104 (mm)
De2 = d2 + 2.mn = 254 + 2.3 = 260 (mm)
_ Đường kính vòng chân răng :
Di1 = d1 – 2.mn = 98 – 2.3 = 92
(mm)
Di2 = d2 – 2.mn = 254 – 2.3 = 248 (mm)
12. Tính lực tác dụng lên trục :
2.9,55.10 6.N
2.9,55.10 6.6,74
_ Lực vòng : P =
=
=3531 (N)
d1 .n1 .2
98.186.2
3531.0,364
P.tg 20 0
_ Lực hướng tâm : Pr =
=

= 1311
(N)
0
'
0,9801
cos11 26
_ Lực dọc trục : Pa = P. tg 110 26 ' = 3531.0,2025 = 715
(N)

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang11


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 6. THIẾT KẾ TRỤC – TÍNH THEN – CHỌN Ổ
1. Tính đường kính sơ bộ của các trục
N
d≥ C3
, Chọn : C = 130
n
Trong đó : d : là đường kính trục
C :là hệ số tính toán
N :là công suất truyền
n : là số vòng quay trong 1 phút của trục
+ Đối với trục I :
N = 6,98 ( KW)

n = 584 (vòng/phút)
6,98
⇒
dI = 130 3
= 30 (mm)
584
+ Đối với trục II :
N = 6,74
(KW)
n = 199
(vòng phút)
⇒ dII = 130 3 6,74 =45 (mm)
186
+ Đối với trục III :
N = 6,50
( KW)
n = 71
(vòng/phút)
⇒ dIII = 130 3 6,50 = 60
(mm)
71
* Trong 3 trò số dI, dII, dIII ta lấy trò số dII = 45 (mm) để chọn lọai ổ bi đỡ chặn trung
bình, tra bảng 14P ta có chiều rộng của ổ bi : B = 25 (mm)
• Tính gần đúng :
- Khoảng cách giữa các chi tiết quay: 10 mm
- Khe hở giữa các bánh răng và thành trong củahộp: 10 mm
- Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lănlà : 10mm
- Chiều rộng ổ lăn : B = 25 mm
- Chiều cao của nắp và đầu bulông: 20 mm
- Đường kính bulông cạnh ổ đếp ghép nắp vào thân hộp: d1= 16 mm

- Chiều dài bulông: l1=40 mm
- Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông: 15 mm
- Chiều rộng bánh đai:Bđ= 52` mm
- Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: bn = 64 mm
- Chiều rộng bánh răng cấp chậm: bc = 65 mm

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang12


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

l
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang13


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

`
* Trục I :
52
25
l=

+ 15 + 20 +
= 74 mm
2
2
25
71
a1= a2 =
+ 10 + 10 +
= 68 mm
2
2
bc
b
70
70
b1= b2 = n +
+ 10 =
+
+ 10 =80 mm
2
2
2
2
a+ b = 74+80 = 154 mm
P1 =2817 N ; Pr1 =1025 N
;
Rđ1 = 1551 N
+ Tính phản lực ở các gối trục:
∑ m Ay = Rđ.l + Pr1.(a+b) – 2RBy(a+b) =0
R .l + Pr1 (a + b) 1551.74 + 1025.154

⇒ RBy = d
=
= 885 N
2( a + b)
2.154
+ Rđ - RAy – Pr1 + RBy = 0
⇒ RAy = Rd-Pr1+ RBy = 1551 – 1025 + 885 = 1411 N
∑ m Ax = - P1(a+b) +2 BBx (a+b) = 0
P1 (a + b)
2817
P
= 1 =
= 1409 N
2( a + b)
2
2
+ RAx – P1 + RBx = 0
⇒ RAx = P1- RBx =2817 – 1409 = 1409 N
* Tính momen uốn tại những mặt cắt nguy hiểm :
⇒ RBx =

+ ở tiết diện n-n : Mun-n=

M uy2 + M ux2

Muy =171644 N.mm
Mux = 0
N.mm
⇒ Mun-n = Muy = 171644 N.mm
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang14


GVHD :VĂN HỮU THỊNH
+ ở tiết diện m-m : Mum-m=

Đồ án chi tiết máy
M uy2 + M ux2

Mu = 173280 N.mm
Mux = 240008 N.mm
⇒ Mum-m =

(173280) 2 + (240008) 2 = 296023 N.mm

* Tính đường kính 2 tiết diện n-n , m-m theo công thức :
M td
d≥ 3
Lấy [ σ ] = 50 N mm
0,1.[σ ]
+ Đường kính trục tại tiết diện n-n : Mtd =

2

M u + 0,75.M x

2

Mu = 171644 N.mm

d1
81
Mx1 = P1.
= 2817.
= 114089 N.mm
2
2
⇒ Mtd =
⇒ dn-n =

3

(171644) 2 + 0,75.(132636) 2 = 206533 N.mm
206533
= 35 mm
0,1.50

+ Đường kính trục tại tiết diện m-m : Mtd =

2

M u + 0,75.M x

2

Mu = 296023 N.mm
Mx = 132636 N.mm
⇒ Mtd =
⇒ dm-m =

3

(296023) 2 + 0,75.(132636) 2 = 317528 N.mm
317528
= 40 N.mm
0,1.50

⇒ Lấy đường kính ở tiết diện n-n : dn-n = 35 mm
Lấy đừờng kính ở tiết diện m-m : dm-m = 40 mm

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang15


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Đồ án chi tiết máy

Trang16


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

Trục II :
P1 = P2 =2535 N

P3 = P4 =3127 N
d3 = d4 = 93 mm
Pr1 = Pr2 = 923 N
Pr3 = Pr4 = 1149 N
a = 64
mm
d2 = 240 mm
Pa3 = Pa4 = 422 N
b = 74,5
mm
*Tính phản lực ở các gối tựa :
d
d
∑ mCy = Pr4.a + Pa4. 24 - Pr2.(a+b) – Pa3. 23 +Pr3.(a+2b) – RDy2(a+b) = 0
d
d
Pr 4 .a + Pa 4 . 4 − Pr 2 (a + b) − Pa 3 . 3 + Pr 3 (a + 2b)
⇒ RDy =
2
2
2( a + b)
93
93
− 923.138,5 − 422. + 1149(138,5)
=
=378 N
2
2
277
+ Rcy – Pr4 + Pr2 –Pr3 +RDy = 0

⇒ Rcy = Pr4-Pr2+Pr3-RDy
= 1149-923+1149-378 = 997 N
∑ m Cx = P4.a + P2(a+b) +P3(a+2b) – 2RDx(a+b) = 0
P .a + P 2 (a + b) + P3 (a + 2b)
⇒ RDx = 4
2(a + b)
3127.64 + 2535.138,5 + 3127.213
=
= 4395 N
277
+RCx – P4 – P2 – P3 + RDx = 0
⇒ RCx = P4+P2+P3- RDx
= 3127+2535+3127-4395= 4394 N
*Tính momen uốn tại những mặt cắt nguy hiểm:
1149.64 + 422.

+Ở tiết diện 1-1 và 3-3 giống nhau nên :

Mu1-1= Mu3-3 =

M 2 u + M ux

2

Muy = 55166
N.mm
Mux = 379470 N.mm
⇒ Mu1-1 =Mu3-3=
+Ở tiết diện 2-2:

(55166) 2 + (379470) 2 = 383459 N.mm
Mu2-2=

2

M uy + M 2 ux

Muy = 7728 N.mm
Mux = 509738 N.mm
⇒ Mu2-2 =

(7728) 2 + (509738) 2 = 509797 N.mm

*Tính đường kính ở tiết diện 1-1 , 2-2 và 3-3 theo công thức :
M td
d≥ 3
Lấy [ σ ] = 50 N mm
0,1.[σ ]

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang17


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

+ Tính đường kính trục ở tiết diện 1-1 và 3-3:

Mtd =

2

M u + 0,75.M x

2

Mu = 383459
N.mm
d2
Mx2 = P2
= 203619 N.mm
2
⇒ Mtd = (383459) 2 + 0,75.(203619) 2 = 422062 N.mm
⇒ d≥

3

422062
= 44 mm
0,1.50

+ Tính đường kính ở tiết diện 2-2 :

Mtd =

2

M u + 0,75.M x

2

Mu = 509797 N.mm
Mx = 203619 N.mm
⇒ Mtd =
⇒ d2-2 ≥

(509797) 2 + 0,75.(2036219) 2 = 539434
3

539434
= 48
0,1.50

N.mm

mm

⇒ Lấy đường kính ở tiết diện 1-1 & 3-3 : d= 45 mm
Lấy đường kính ở tiết diện 2-2 :
d = 50 mm
Lớn hơn giá trò tính được vì trục có rãnh then

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang18


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

m

n
R Cy

R Cx

C

P2
Pa3

Pr3
P3

n

n
R Dy

Pr2

Pr3
P3
m

Pa3

n

R Dx

D

Qy

M uy

Qx

M ux

Mx

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang19


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

Trục III :
P5 = P6 = P3 = 3127 N
d5 = d6 = 233 mm
a= 64 mm
Pr5 = Pr6 = Pr3 = 1149 N

Pa5 = Pa6 = Pa3 = 422 N
b = 74,5 mm
*Tính phản lực ở các gối tựa:
d
d
∑ mEy = - Pr6.a + Pa6. 26 - Pr5(a+2b) – Pa5. 25 + 2RFy(a+b) = 0
d
d
Pr 6 .a − Pa 6 . 6 + Pr 5 (a + 2b) + Pa 5 . 5
⇒ RFy =
2
2
2(a + b)
79369 − 50350 + 267799 + 50350
=
= 1149 N
277
+ REy – Pr6 – Pr5 + RFy = 0
⇒ REy = Pr6+Pr5-RFy
= 2.1149-1149=1149 N
∑ mEx = - P6a – P5(a+2b) + RFx2(a+b) = 0
P .a + P5 ( a + 2b) 269730 + 910095
⇒ RFx = 6
=
= 3127 N
2(a + b)
277
+REx – P6 – P5 + RFx = 0
⇒ REx =P6+P5-RFx=2.3881 – 3881 = 3127 N
*Tính momen uốn tại những mặt cắt nguy hiểm:

+Ở tiết diện 4-4 và 5-5 giống nhau nên:

Mu4-4 = Mu5-5 =

2

M uy + M ux

2

Muy = 79369 N.mm
Mux = 269730 N.mm
⇒ Mu =

(79369) 2 + (269730) 2 = 281165 N.mm

*Tính đường kính ở tiết diện 4-4 và 5-5 theo công thức :
M tđ
d≥ 3
Lấy [ σ ] = 50 N mm
0,1[σ ]
+ Đường kính ở tiết diện 4-4 :
Mu = 281165
Mx = 514233
⇒ Mtd =
⇒d≥ 3

Mtd =

2

M u + 0,75M 2 x

N.mm
N.mm

(281165) 2 + 0,75(514233) 2 = 526669 N.mm

526669
= 46 mm
0,1.50

+Đường kính ở tiết diện 5-5 :

Mtd =

2

M u + 0,75M 2 x

Mu = 281165 N.mm
Mx = 1028466 N.mm
⇒ Mtd =
⇒d≥

(281165) 2 + 0,75(1028466) 2 = 934002 N.mm
934002
= 55 mm
0,1.50

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang20


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

⇒ Lấy đường kính ở tiết diện 4-4 là : d4-4 = 50 mm
Lấy đường kính ở tiết diện 5-5 là : d5-5 = 60 mm
Lớn hơn giá trò tính được vì trục có rãnh then
*Tính chính xác trục:
+ Tại mặt cắt 2-2 : d= 55 mm
Hệ số an toàn được tính theo công thức:
nσ .nτ
≤ [σ ] `
n≥
2
nσ + n 2 τ

τ −1

Trong đó : nτ = kτ .τ a + ψ .τ
τ m
ε .β

,

nσ =

σ −1

Kσ
.σ + Ψσ .σ m
ε .β
Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đối xứng:
M
σ a = σ max = σ min = u
σm= 0
,
Wu
Do bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch
động:
Mx
τ
τ a = τ m = max =
2W0
2
Giới hạn mỏi uốn và xoắn:

σ −1 = 0,45. 600 = 270 N
mm 2
τ −1 = 0,25.600 = 150 N
mm 2
Tra bảng 7.3b ta có : W = 14510
mm 3
W 0 = 30800 mm 3
509797
M

Vậy σ a = u =
= 35,13 N mm 2
14510
W
Mx
203619
⇒ τa = τm =
=
= 3,34 N.mm 2
2W0 2.30800
Ta chọn hệ số ψ τ và ψ σ theo vật liệu đối,với thép các bon trung bình: ψ τ = 0,05

Hệ số tăng bền: β = 1
Chọn các hệ số kσ , kτ , ε σ , ε τ :
Theo bảng 7-4 Lấy ε σ = 0,78 ; ε τ = 0,67 .
Theo bảng 7-8, tập trung ứng suất do rãnh then kσ =1,63 ; kτ = 1,5
kσ 1,63
kτ
1,5
Tỷ số:
=
= 2,09 ;
=
= 2,24
ε σ 0,78
ε τ 0,67

ψ σ = 0,1

Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt

kσ
ghép ≥ 30 N mm 2 ,
tra bảng 7-10 ta có:
= 3,3 .
εσ
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang21


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

kτ
kσ
= 1 + 0,6.(
-1 ) = 1 + 0,6.(3,3 – 1) = 2,38
ετ
εσ
Thay các trò số vừa tìm được vào công thức nτ và nσ :

σ −1

270
⇒ nσ = kσ .σ a
=
+ ψ σ .σ m 3,3.34,56 + 0,1.0 = 2,37
ε σ .β
τ −1

150
nτ = kτ .τ a
=
+ ψ τ .τ m 2,38.3,34 + 0,05.3,34 = 18,48
ε τ .β
nσ .nτ
⇒n =
= 2,35
2
nσ + n 2τ
Hệ số an toàn cho phép thường bằng 1,5 đến 2,5
+ Tại mặt cắt 1-1 : d = 50 mm
Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng:
M
σ a = σ max = σ min = u
σm= 0
,
Wu
Do bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch
động:
Mx
τ
τ a = τ m = max =
2W0
2
τ −1
Vậy nτ = kτ .τ a + ψ .τ
τ m
ε .β
Giới hạn mỏi uốn và xoắn:

σ = 0,45. 600 = 270 N
−1

τ −1 = 0,25.600 = 150 N
σa=

Mu
W

N
σ
mm 2 (Trục bằng thép 45 : b =600
mm 2 )

mm 2

Với : Mu = 38345 N.mm

W = 10650 (mm 3 ) (bảng 7-3b)
383459
⇒ σa=
= 36,06 N mm 2
10650
M x 205875
τa = τm =
=
= 4,45 N mm 2
2W0 2.22900
Ta chọn hệ số ψ τ và ψ σ theo vật liệu đối,với thép các bon trung bình:
ψ τ = 0,05 ; ψ σ = 0,1

Hệ số tăng bền: β = 1
Chọn các hệ số kσ , kτ , ε σ , ε τ :
Theo bảng 7-4 ε σ = 0,82 ; ε τ = 0,7 .
Theo bảng 7-8, tập trung ứng suất do rãnh then kσ =1,63 ; kτ = 1,5
SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang22


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Tỷ số:

Đồ án chi tiết máy

kσ 1,63
kτ
1,5
=
= 1,987 ;
=
= 2,14 .
ε σ 0,82
ε τ 0,7

Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề
kσ
mặt ghép ≥ 30 N mm 2 ,
tra bảng 7-10 ta có:
= 3,3 .

εσ
kτ
kσ
= 1 + 0,6.(
-1 ) = 1 + 0,6.(3,3 – 1) = 2,38
ετ
εσ
Thay các trò số vừa tìm được vào công thức nτ và nσ :

σ −1

270
⇒ nσ = kσ .σ a
=
+ ψ σ .σ m 3,3.36,06 + 0,1.0 = 2,27
ε σ .β
τ −1
150
nτ = kτ .τ a
=
+ ψ τ .τ m 2,38.4,45 + 0,05.4,45 = 13,87
ε τ .β
nσ .nτ
⇒ n=
= 2,2
2
nσ + n 2τ
Hệ số an toàn cho phép thường bằng 1,5 đến 2,5

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang23


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Đồ án chi tiết máy

Trang24


GVHD :VĂN HỮU THỊNH

Đồ án chi tiết máy

§Bài 8 : TÍNH THEN

* Để cố đònh bánh răng theo phương tiếp tuyến, nói cách khác là để truyền momen
xoắn và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then.
+ Đối với trục I để lắp then là: d= 29 mm
- Tra bảng 7-23 ta chọn then có: b=8 ; h = 7 ; t = 4 ; t1= 3,1 ; k = 3,5
- Chiều dài then : l = 0,8lm = 0,8.1,3d = 0,8.1,3.29 = 30 mm
. Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức:
2M x
σd =
< [ σ d ] N mm 2
d .k .l
ở đây : Mx = 132636 N.mm

d = 29
mm
k = 3,5
mm
l = 30
mm
N
[ σ d ] = 150 mm 2
2.132636
⇒ σd =
=25,1 N mm 2
45.5.47
Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức:
2M x
τc =
< [τ c ]
d .k .l
ở đây : Mx=132636
N.mm
b=8
mm
d = 29
mm
l = 30
mm
[ τ c ]= 120 N mm 2
(bảng 7-21)
2.132636
⇒ τc =
= 8,96 N mm 2

45.14.47
+Đối với trục II: Có thể chọn then cùng kích thước
- Đường kính trục để lắp then : d = 40 mm
- Tra bảng 7-23 ta chọn then co ù: b = 16 ; h = 10 ; t = 5 ; t1 = 5,1 ; k=6,2
- Chiều dài then : l =0,8lm = 0,8.1,3d = 0,8.1,3.55 = 57 mm
- Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức:
2M x
σd =
. Bánh dẫn :
< [ σ d ] N mm 2
d .k .l
Mx = 203619 N.mm
d = 55
mm , b = 16
mm
k = 6,2
mm
N
[ σ d ] = 150
mm 2
l = 57
mm
2.203619
⇒ σd =
= 20,95 N mm 2
55.6,2.57

SVTH :NGUYỄN THANH MINH

Trang25