THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

MỤC LỤC
I. Tính động học Hệ dẫn động : .................................................. 1
I-1.1 Chọn động cơ điện : ........................................................................ 1
I-1.1.a Xác định công suất đặt trên trục động cơ : ................................. 1
I-1.1.b Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : ............................... 2
I-1.2 Phân phối tỉ số truyền : ................................................................... 4
I-1.2.a Xác định tỉ số truyền chung: ...................................................... 4
I-1.2.b Phân phối tỉ số truyền trong hộp: ............................................... 4
I-1.2.c Xác định các thông số trên các trục: ........................................... 4

II. Thiết kế chi tiết : ................................................................... 5
II-1 Thiết kế bộ truyền : .......................................................................... 5
II-1.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng : .................................................... 5
II-1.1.a Chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện : ............................ 5
II-1.1.b Xác định ứng suất cho phép : ................................................ 5
II-1.1.c Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng : .................................. 7
II-1.2 Thiết kế bộ truyền trục vít : ....................................................... 10
II-1.2.a Chọn vật liệu và tính sơ bộ vận tốc trượt : ............................ 11
II-1.2.b Xác định ứng suất cho phép : ............................................. 11
II-1.2.c Tính bộ truyền trục vít : ...................................................... 12
II-1.2.d Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc : ............................................ 13
II-1.2.e Kiểm nghiệm độ bền uốn : .................................................. 14
II-1.2.f Các thông số bộ truyền : ..................................................... 14
II-1.2.g Tính nhiệt truyền động trục vít : .......................................... 15
II-1.3 Thiết kế bộ truyền xích : ........................................................... 15
II-1.3.1 Chọn loại xích : .................................................................. 15
II-1.3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích :................ 15
II-1.3.3 Kiểm tra độ bền xích : ........................................................ 17
II-1.3.4 Tính đường kính đĩa xích : .................................................. 17
II-1.3.5 Tính lực tác dụng lên trục : ................................................. 18
II-1.4 Nối trục đàn hồi: ...................................................................... 18

II-1.4.1 Chọn các kích thước nối trục : ............................................. 18
II-1.4.2 Kiểm tra điều kiện bền của nối trục đàn hồi : ........................ 18
II-1.5 Thiết kế trục : .......................................................................... 19
II-1.5.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục : ........................................... 19
II-1.5.2 Xác định sơ bộ đường kính trục : ......................................... 19
II-1.5.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực : ....... 19


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
T

Chế độ tải

T1
T2

t1

t

t2

tck
1.
2.
3.

4.
5.

Trục động cơ.
Nối trục đàn hồi.
Hộp giảm tốc.
Bộ truyền xích.
Băng tải.

t1
t2
tck
T2
Tmm

5
3
8
0,8.T1
1,4.T1

Dữ liệu đầu vào
F=25.103
v=0,14
D=300
H=----lh=17.103
soca=2
Va đập nhẹ

Lực kéo băng tải

Vận tốc băng tải
Đường kính tâm tang
Chiều cao tâm tang
Thời hạn phục vụ
Số ca làm việc
Đặc tính làm việc

I. Tính động học Hệ dẫn động :
I-1.1 Chọn động cơ điện :

I-1.1.a Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

Ta có công thức :
Py/c=Pt/d=βPct/ŋ.
Trong đó :
Pct=Fv/1000 (kW).
Với : F(N)
: Lực kéo trên băng tải hay xích tải.
v(m/s)
: Vận tốc dài.
ŋ
: Hiệu suất của Hệ dẫn động.
Suy ra :
Pct=25.103.0,14/1000=3,5 (kW).
2

Ta có :

T  t
5

3
β=   i  i = 12.  0,8 2. =0,93.
8
8
 T1  t1

ŋ= ŋK.ŋmol.ŋkbr.ŋx.ŋtv.
1

giờ
giờ
giờ
Nmm
Nmm

N
m/s
mm
mm
giờ
ca


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Với các giá trị được tra trong bảng 2.3/19T1-1993 :
ŋK
: Hiệu suất nối trục đàn hồi, ŋK=1.

m
ŋ ol : Hiệu suất ổ lăn.
m=4 (cặp).
ŋol=0,99 (che kín, cho 1 cặp).
k
ŋ br : Hiệu suất bánh răng.
k=1 (cặp).
ŋbr=0,97 (bánh trụ, che kín).
ŋx
: Hiệu suất bộ truyền xích, ŋx=0,96 (che kín).
ŋtv
: Hiệu suất trục vít, ŋtv=0,79.
(không tự hãm, z1=2, che kín).
Suy ra :
ŋ=1.0,994.0,971.0,96.0,79=0,71.
Do đó :
Py/c=0,93.3,5/0,71=4,58 (kW).

I-1.1.b Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :

Với động cơ xoay chiều 3 pha không đồng bộ, ta có thể chọn số vòng
quay khác nhau ứng với cùng một phạm vi công suất :
nđb=3000 (vg/ph)
nđb=1500 (vg/ph).
nđb=1000 (vg/ph)
nđb=750 (vg/ph).
Ta nhận thấy, khi số vòng quay đồng bộ của động cơ tăng thì khuôn
khổ, khối lượng, giá thành động cơ càng giảm (do số đôi cực từ p giảm), trong
khi đó, hiệu suất và hệ số công suất càng tăng nên người sử dụng mong muốn
được dùng động cơ có nđb cao.

Tuy nhiên, với nđb cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức là phải sử
dụng hệ thống dẫn động với tỉ số truyền lớn hơn, dẫn đến kích thước và giá
thành các bộ truyền tăng lên. Cho nên trong thiết kế, ta phải phối kết hợp hai
yếu tố này, đồng thời dựa vào sơ đồ của hệ thống dẫn động để chọn số vòng
quay thích hợp.
Dựa vào bảng 2.4/21T1-1993, ta có : Ứng với loại truyền động hộp
giảm tốc 2 cấp, bánh răng-trục vít ta có tỉ số truyền nên dùng là :
usbh=60…90.
Ta chọn sơ bộ tỉ số truyền của bộ truyền xích :
usbng=2…5.
Suy ra :
usb=usbh.usbng=120…450.
Ta có :
nct=60000.v/(  .D)=60000.0,14/(3,14.300)=8,9 (vg/ph).
Do đó :
nsb=nct.usb=8,9.(120…450)=1068…4005.
Dựa những lập luận trên, ta có nsb của động cơ :
nsb=1500 (vg/ph).
Hệ số quá tải :
2


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

k=Tmm/T1=1,4.
Tra bảng P1.1…P1.7/229…237T1-1993, ứng với các giá trị Ptđ, nsb, k,
ta có các gam máy có thể sử dụng như sau :

Động cơ điện K :

Thông số : 2p=2; 220V/380V.
Kiểu động cơ : K132M4.
Công suất : Pđc=5,5 (kW).
Vận tốc quay : nđc=1445 (vg/ph) – dòng điện 50 Hz.
Hiệu suất : ŋđc=86,0 (%).
Hệ số Cos(φ)=0,86.
Hệ số Tk/Tdn=2,0 (>k=1,4).
Đường kính trục động cơ : dđc=32 (mm).

Động cơ điện DK :

Thông số : 2p=4.
Kiểu động cơ : DK52-4.
Công suất : Pđc=7 (kW).
Vận tốc quay : nđc=1400 (vg/ph).
Hệ số Cos(φ)=0,85.
Hệ số Tk/Tdn=1,5 (>k=1,4).
Đường kính trục động cơ : dđc=35 (mm).

Động cơ điện 4A :

Thông số : 2p=4.
Kiểu động cơ : 4A112M4Y3.
Công suất : Pđc=5,5 (kW).
Vận tốc quay : nđc=1425 (vg/ph).
Hiệu suất : ŋđc=85,5 (%).
Hệ số Cos(φ)=0,85.
Hệ số Tk/Tdn=2,0 (>k=1,4).

Đường kính trục động cơ : dđc=32 (mm).
Dựa vào hiệu suất, hệ số Cos(φ) và kích thước động cơ, ta chọn động cơ
điện như sau :
Động cơ điện K
Kí hiệu động cơ điện : K132M4.
Công suất : Pđc=5,5 (kW).
Vận tốc quay : nđc=1445 (vg/ph) – dòng điện 50 Hz.
Hiệu suất : ŋđc=86,0 (%).
Hệ số Cos(φ)=0,86.
Hệ số Tk/Tdn=2,0 (>k=1,4).
Đường kính trục động cơ : dđc=32 (mm).
3


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

I-1.2 Phân phối tỉ số truyền :

I-1.2.a Xác định tỉ số truyền chung:

Ta có tỉ số truyền chung :
uc=nđc/nct=1445/8,9=162,36.
Chọn tỉ số truyền ngoài của bộ truyền xích :
ung=3,5.
Suy ra tỉ số truyền của hộp giảm tốc là :
uh=uc/ung=162,36/3,5=46,39.

I-1.2.b Phân phối tỉ số truyền trong hộp:

Ta có : uh=u1.u2.
Trong đó :
u1 : là tỉ số truyền cấp nhanh của cặp bánh răng trụ răng
nghiêng, ta chọn u1=2,5.
u2 =18,5 (tỉ số truyền cấp chậm-trục vít).
Tính lại tỉ số truyền hộp giảm tốc :
uh=u1.u2=2,5.18,5=46,25.
Tính lại tỉ số truyền ngoài :
ung=uc/uh=162,36/46,25=3,51.

I-1.2.c Xác định các thông số trên các trục:

Để xác định các thông số tính toán trên các trục, ta xuất phát từ công
suất trên trục công tác :
Pct=β.P=3,5 (kW) (coi β=1).

Ta có bảng tính toán sau :
Công thức

Pct=F.v/1000
P3=Pct/(ŋx.ŋol)
P
P2=P3/(ŋtv.ŋol)
P1=P2/(ŋbr.ŋol)
n1=nđc
n2=n1/u1
n
n3=n2/u2
nct

Thay số
3

Kết quả
3

25.10 .0,14/10
3,5/(0,96.0,99)
3,68/(0,79.0,99)
4,71/(0,97.0,99)
1445
1445/2,5
578/18,5
nct
4

Trục

3,50 Ctác
3,68 III
4,71
II
4,90
I
1445,00
I
578,00
II
31,24 III

8,9 Ctác

Đơn vị

kW

vg/ph


Đồ án môn học Chi tiết máy

T Ti=9,55.106.Pi/ni

SV : Hồ Trí Dũng
9,55.106.4,90/1445
32384
I
6
9,55.10 .4,71/578
77821
II
6
9,55.10 .3,68/31,24 1124968 III
9,55.106.3,5/8,9 3755618 Ctác

Nmm

Bảng kết quả :
Trục động cơ
Khớp

P
n
T

4,90
1445
32384

I

II

III

Trục c.tác

u1=2,5
u2=18,5
ux=3,51
4,90
4,71
3,68
3,5
1445
578
31,24
8,9
32384
77821

1124968
3755618

II. Thiết kế chi tiết :
II-1 Thiết kế bộ truyền :
II-1.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng :
II-1.1.a Chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện :

Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, không có yêu cầu đặc
biệt và công suất của hộp là vừa, nhỏ nên ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng
là như nhau.
Dựa vào bảng 6.1/90T1-1993, ta có :
Bánh nhỏ :
Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có :
b1=850 (MPa) ; ch1=580 (MPa).
Bánh lớn :
Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có :
b2=750 (MPa) ; ch2=450 (MPa).
II-1.1.b Xác định ứng suất cho phép :

Tra bảng 6.2/92T1-1993, ứng với thép 45, tôi cải thiện, ta có :
Ứng suất tiếp xúc cho phép :
oHlim=2HB+70.
Ứng suất uốn cho phép :
oFlim=1,8HB.
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :
SH=1,1.
Hệ số an toàn khi tính về uốn :
SF=1,75.
Để tăng khả năng chạy mòn răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ

rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10…15 đơn vị :
HB1=HB2+(10…15) HB.
5


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Chọn độ rắn bánh nhỏ : HB1=245.
Chọn độ rắn bánh lớn : HB2=230.
Do đó :
oHlim1=2HB1+70=560 (MPa).
oHlim2=2HB2+70=530 (MPa).
oFlim1=1,8.245=441 (MPa).
oFlim2=1,8.230=414 (MPa).
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở thử về tiếp xúc :
NHO=30.(HHB)2,4.
Do đó :
 NHO1=1,626.107.
 NHO2=1,397.107.
Theo công thức 6.7, 6.8/91T1-1993, ta có :
NHEi=60.c.niti(Ti/Tmax)3.ti/ti.
NFEi=60.c.niti(Ti/Tmax)mF.ti/ti.
Trong đó :
mF : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.
c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.
NFO=4.106 đối với tất cả các loại kim loại.
Với HB≤350 thì mF=6.
Và c=1.

Suy ra :
 NHE1=60.1.1445.17000.(13.5/8+0,83.3/8) =5,896.107> NHO1.
 NHE2=NHE1/u1=5,896.107/2,5=2,358.107> NHO2.
 NFE1=60.1.1445.17000.(16.5/8+0,86.3/8)=106,6.107> NFO.
 NFE2=NFE1/u1=42,64.107> NFO.
Do đó ta có hệ số tuổi thọ (xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền):
KHL=1.
KFL=1.
Vậy theo công thức 6.1a/91T1-1993, ta sơ bộ xác định được ứng suất
uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép như sau :
[H]’=oHlim.KHL/SH.
[F]’=oFlimKFCKFL/SF.
Trong đó :
KFL: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải.
 KFL=1 (bộ truyền quay 1 chiều, đặt tải 1 phía).
 [H1]’=560.1/1,1=509,1 (MPa).
 [H2]’=530.1/1,1=481,82 (MPa).
 [F1]’=441.1/1,75=252 (MPa).
 [F2]’=414.1/1,75=236,57 (MPa).
Với bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép [H] được tính :
6


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

[H] = ([H1] + [H2])/2 = (509,1 + 481,82)/2 ≤ 1,25.[H]min.
 [H] = 495,46 ≤ 602,275 (MPa).

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
[H]max=2,8.ch=2,8.450=1260 (MPa).
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải :
[F1]max=0,8.ch1=0,8.580=464 (MPa).
[F2]max=0,8.ch2=0,8.450=360 (MPa).
II-1.1.c Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng :

a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức 6.15a/94T1-1993, ta có :
aw=Ka.(u+1). 3

T1 .K H

 H 2 u ba

(ăn khớp ngoài).

Trong đó :
Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra
bảng 6.5/94T1-1993, có : Ka=43 (bánh răng nghiêng, thép-thép).
 ba : tra bảng 6.6/95T1-1993, ứng với vị trí bánh răng đối với
các ổ trong hộp giảm tốc là không đối xứng (bánh răng cấp chậm),  ba =0,3.
 bd = 0,5. ba .(u+1)=0,5.0,3.3,5=0,525.
K H :tra bảng 6.7/96T1-1993, ứng với sơ đồ số 6, có K H =1,02.
Suy ra : aw=43.(2,5+1). 3

32384.1,02
=84,88.
495,46 2 2,5.0,3

Vậy : aw=85 (mm).
b) Xác định các thông số ăn khớp :
Ta có mô đun của bánh răng : m=(0,01… 0,02).aw=0,85 … 1,7.
Với cùng đường kính vòng chia, nếu chọn m lớn sẽ làm tăng đường kính
vòng đỉnh, tăng chiều cao răng, chiều dày răng và chiều rộng rãnh do đó
làm tăng khối lượng cắt gọt kim loại.
Mặt khác, cùng 1 đường kính vòng chia, tăng m sẽ làm giảm số răng Z,
làm tăng tổn thất khi ăn khớp, do đó làm giảm hiệu suất, đồng thời tăng Z
cũng làm giảm hệ số trùng khớp do đó làm tăng tiếng ồn. Vì những lý do
đó, trong điều kiện bảo đảm độ bền uốn, không nên chọn môđun m lớn.
Tuy nhiên cũng không nên lấy m nhỏ, nếu không khi quá tải răng dễ bị gãy.
Trong khoảng giá trị m nên lấy : m=1,5… 2, kết hợp tiêu chuẩn bảng
6.8/97T1-1993, ta chọn m=1,5.
Chọn sơ bộ góc nghiêng  =10o. Suy ra cos(  )=0,9848.
Theo công thức 6.31/101T1-1993, số răng bánh nhỏ :
7


Đồ án môn học Chi tiết máy
Z1=

SV : Hồ Trí Dũng

2a w . cos(  ) 2.85.0,9848
=
=31,98.
1,5(2,5  1)
m(u  1)

Lấy Z1=32 (răng). Do số răng Z1>30 nên không dùng dịch chỉnh.

Số răng bánh lớn :
Z2=u.Z1=2,5.32=80 (răng).
Tỉ số truyền thực :
um=Z2/Z1=80/32=2,5.
Do đó : cos(  )=

m.( Z1  Z 2 ) 1,5.(32  80)
=
=0,9882.
2.a w
2.85

Suy ra :  =8,811o (8o48’38” trong khoảng 8o20o).
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Theo công thức 6.33/103T1-1993, ta có :

 H  Z M .Z H .Z  .

2.T1 .K H (u  1)
≤[  H ].
b .u.d w21

Trong đó :
ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp, tra bảng
6.5/94T1-1993, ta có ZM =273 (MPa)1/3.
ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức :
2. cos(  b )
ZH 

sin(2.atw )

Với  b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :
tg(  b )=cos(  t ).tg(  ).
Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh:  t =  tw =arctg(
 =20o, suy ra :  t =  tw =arctg(

tg ( )
).
cos(  )

tg (20)
)=20,2196=20,22.
cos(8,811)

tg(  b )=cos(  t ).tg(  )=cos(20,22o).tg(20o)=0,3415
Suy ra  b =18,855o=18o51’18”.
Nên Z H 

2. cos(18,855)
=1,708.
sin(2.20,22)

Z  : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, tính theo công thức :
(4    ).(1    )  
Z 

3

Với   =(1,88-3,2(

1
1
)).cos(  )=

Z1 Z 2

8


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

=(1,88-3,2(

1
1
 )).cos(8,811)=1,7195.
32 80

Với   : hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức :

)
  =bw.sin(
m.
Với bw là chiều rộng vành răng, bw= ba .aw=0,3.85 =25,5.
Suy ra :   =25,5.sin(
Nên Z  

8,811

)=0,832.
1,5.

(4  1,7195).(1  0,832) 0,832
=0,782.

3
1,7195

Theo bảng 6.11/102T1-1993, ta có :
Đường kính vòng bánh nhỏ :
dw1=2.aw/(u+1)=2.85/(2,5+1)=48,571.
Vận tốc vòng :
v=  dw1n1/6000=3,14.48,571.1445/6000=3,676 (m/s).
Tra bảng 6.13/104T1-1993, ta có cấp chính xác là 9:
Tra bảng 6.14/105T1-1993, với cấp chính xác 9, v≤5 (m/s) ta có :
K H =1,16.
Theo công thức 6.42/105T1-1993, ta có :
 H   H gov

aw
.
u

Với  H : Tra bảng 6.15/105T1-1993, ta có :  H =0,002.
g o : Tra bảng 6.16/105T1-1993, ta có : g o =73.
Suy ra :  H  0,002.73.3,673

85
=3,127.

2,5

Tra bảng 6.6/96T1-1993, ta có K H =1,02.
Theo công thức 6.41/105T1-1993, ta có :
 b d
3,127.0,3.85.48,571
K Hv =1+ H w w1 =1+
=1,051.
2T1 K H K H

2.32384.1,02.1,16

Theo công thức 6.39/104T1-1993, ta có :
K H = K H . K H . K H =1,02.1,16.1,051=1,244.
Suy ra :

 H  Z M .Z H .Z  .

2.T1.K H (u  1)
b .u.d w21

2.32384.1,244(2,5  1)
=501,13 (MPa).
25,5.2,5.48,5712
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
9
=274.1,708.0,782.


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Theo công thức 6.1/89T1-1993, ta có :
Với vận tốc V=3,673 ≤ 5 (m/s), ta có : hệ số xét ảnh hưởng
của vận tốc vòng Zv=1.
KxH : hệ số kích thước bánh răng với (da)max=121,43 < 700
(mm), nên KxH=1.
Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức
tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra=2,5…1,25 (µm), khi đó
ZR=0,95.
Suy ra :
[  H ]=[  H ]’.Zv.ZR.KxH
=495,46.1,095.1=470,69.
Như vậy :  H >[  H ], ta phải tăng chiều rộng răng từ 25,5 lên :
bw=25,5.(  H /[  H ])2=28,9 . Chọn bw=29 (mm).
d) Các thông số và kích thước bộ truyền :
Dựa vào bảng 6.11/102T1-1993, ta có kết quả sau :
STT
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11

12

Các thông số
Khoảng cách trục chia
Khoảng cách trục
Đường kính chia
Đường kính lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng
Đường kính cơ sở
Góc profile gốc
Góc profile răng
Góc ăn khớp
Tổng hệ số dịch chỉnh
Hệ số trùng khớp ngang

Kí hiệu
a
aw
d
dw
da
df
db

t
w
xh


Kết quả

Đơn vị

85
85
d1= 48,57, d2= 121,43
dw1= 48,57, dw2= 121,43
da1= 48,57, da2= 121,43
df1= 44,82, df2= 117,68
db1= 45,64, db2= 114,11
20o
20,22o=20o13’12”
20,22o
0
127,654

II-1.2 Thiết kế bộ truyền trục vít :
Dữ liệu đầu vào
Công suất truyền P1
Tỉ số truyền u
n1
Thời gian sử dụng t

4,71
18,5
578
17000

10

kW
vg/ph
h


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

II-1.2.a Chọn vật liệu và tính sơ bộ vận tốc trượt :

Vì trong bộ truyền, trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và điều kiện hình
thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối
hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát
thấp, bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính. Mặt khác, do tỉ số truyền u
lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít nên vật liệu
trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu của bánh vít. Kết hợp hai yêu
cầu đó, ta chọn trục vít thép ăn khớp với bánh vít bằng đồng thanh.
Theo công thức 7.1/145T1-1993, ta có vận tốc trượt sơ bộ là :
vsb=8,8.10-3. 3 P1 .u.n12
=8,8.10-3. 3 4,71.18,5.578 2 =2,71 (m/s) < 5(m/s).
 Chọn vật liệu bánh vít là đồng thanh không thiếc, cụ thể là nhôm-sắtniken :  AH 10-4-4.
 Chọn vật liệu bánh vít là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn 45 HRC.
II-1.2.b Xác định ứng suất cho phép :

Tra bảng 7.1/144T1-1993, ứng với vật liệu bánh vít bằng  AH 104-4, đúc ly tâm, ta có :
b=600 (MPa).
ch=200 (MPa).
Theo bảng 7.2/146T1-1993, ứng với vận tốc trượt vsb=2,71 (m/s),

cặp vật liệu bánh vít-trục vít là  AH 10-4-4 và thép 45 tôi bề mặt, có :
[H]=228,7 (MPa).
Bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất uốn cho phép tính theo công
thức 7.7/147T1-1993 :
[Fo]=0,25.b+0,08.ch
=0,25.600+0,08.200=166 (MPa).
Ta có :
NFE=60.(n1/u1)ti(T2i/T2max)9.ti/ti
=60.(578/18,5).17000.(19.5/8+0,89.3/8)
=21,522.106.
Suy ra hệ số tuổi thọ được tính theo công thức :
KFL= 9

10 6
10 6
=9
=0,711.
N FE
21,522.10 6

Do đó theo công thức 7.6/147T1-1993 ta có ứng suất uốn cho phép :
[F]=[Fo].KFL=166.0,711=118,03 (MPa).
Theo công thức 7.14/147T1-1993 ta có :
[F]max=0,8ch=0,8.600=480 (MPa).
[H] max=2ch= 2.200=400 (MPa).
11


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

II-1.2.c Tính bộ truyền trục vít :

a) Xác định aw :
Chọn sơ bộ KH=1,2.
Với u=18,5, chọn Z1=2 (ren), suy ra Z2=uZ1=37 (răng).
Với Z1=2 ta chọn sơ bộ hiệu suất theo bảng /148T1-1993
=0,79, suy ra :
T2=9,55.106P1u/n1
=9,55.106.4,71.18,5.0,79/578
=1137353 (Nmm).
Tính sơ bộ hệ số đường kính trục vít q theo công thức thực
nghiệm:
q’=0,3Z2=0,3.37=11,1.
Theo bảng tiêu chuẩn 7.3/147T1-1993 , ta chọn : q=12,5.
Theo công thức 7.16/148T1-1993 , ta có khoảng cách trục của
bộ truyền trục vít :
2

 170  T2 .K H

aw=(Z2+q). 3 
q
 Z 2  H  
2

 170  1137352.1,2
=(37+12,5). 3 


12,5
 37.228,7 

=174,84.
Chọn aw=175 (mm).
b) Tính môđun :
Theo 7.7/149T1-1993 , ta có mođun dọc trục của trục vít được
xác định từ aw :
m=2.aw/(q+Z2)
=2.175/(12,5+37)
=7,07
Chọn m theo tiêu chuẩn, có :
m=8.
c)Xác định chính xác aw :
Do đó :
aw=(q+Z2).m/2
=(12,5+37).8/2
=198 (mm).
Chọn theo tiêu chuẩn, ta có : aw=195 (mm).
Với aw=195, theo công thức 7.18/149T1-1993 , ta có hệ số dịch
chỉnh :
x=(aw/m)-0,5(q+Z2)
=(195/8)-0,5.(12,5+37)
12


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

=-0,375.
II-1.2.d Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc :

Theo công thức 7.3/147T1-1993, ta có :
vs=mn1 Z12  q 2 /19100
=8.578. 2 2  12,5 2 /19100
=3,1 (m/s).
Theo bảng 7.2/146T1-1993, ta có :
[H]=218 (MPa)
Ta có góc vít  :
=arctg(Z1/q)
=arctg(2/12,5)
=arctg(0,16)
=9,09 (o).
Tra bảng 7.4/150T1-1993, ứng với vs=3,1 ta được : =2,58 (o).
Do đó hiệu suất của bộ truyền :
=0,95tg/tg(+)
=0,95.0,16/tg(9,09+2,58)
=0,74.
Suy ra :
T2=251797.0,74/0,79=1065369 (Nmm).
Đặt :
kt=1.5/8+0,8.3/8=0,925.
Với Z1=2, q=9, tra bảng 7.5/151T1-1993, có hệ số biến dạng của trục
vít :
=125.
Do đó :
KH=1+(Z2/)3(1-kt)=1,002.
Với vs=3,1 (m/s) :
Theo bảng 7.6/151T1-1993, ta có : cấp chính xác 8.

Theo bảng 7.7/151T1-1993, ta có : KHv=1,3.
Với hệ số tải trọng KH=KH.KHv.
Theo công thức 7.19/149T1-1993, ta có :
3

 Z  q  T2 .K H
 .
H=(170/Z2).  2
q
 aw 
3

 37  12,5  1065369.1,002.1,3
 .
12,5
 195 

=(170/37). 

=196 (MPa) < [H]=218 (MPa).
13


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

II-1.2.e Kiểm nghiệm độ bền uốn :

Qua bảng 7.9/153T1-1993, ta có :

Đường kính vòng đỉnh da1=m(q+2)=8.(12,5+2)=116 (mm).
Khi Z1=2, b20,75.da1=0,75.116=87.
Chọn b2=90 (mm).
Suy ra số răng tương đương : Zv=Z2/cos3=37/cos3(9,09o)=38,43.
Chọn Zv=37.
Tra bảng 7.8/152T1-1993, ta được :
Suy ra : YF=1,61.
Có: KF= KH=KH.KHv=1,002.1,2=1,2024.
Môđun pháp bánh răng : mn=m.cos=8.cos(9,09o)=7,9
Theo công thức, ta có :
F=1,4T2YFKF/(b2d2mn)
=1,4.1137353.1,61.1,2024/(90.296.7,9)
=14,65 (MPa)< [F]=118,03 (MPa).
Trong đó d2=mZ2=8.37=296 (mm).
II-1.2.f Các thông số bộ truyền :

Ta có các công thức tính thông số bộ truyền như sau :
x=-0,375.
aw=(2.x+q+Z2).m/2
=(12,5+37-2.0,375)=195 (mm).
d1=qm=12,5.8=100.
d2=Z2m=37.8=296.
da1=d1+2m=100+2.8=116.
da2=m(Z2+2+2x)=8(37+2-2.0,375)=306.
df1=m(q-2,4)=8(12,5-2,4)=80,8.
df2=m(Z2-2,4+2x)=8(37-2,4-2.0,375)=270,8.
daM2≤da2+1,5m=306+1,5.8=318. Chọn daM2=320
b2≤0,75.da1=0,75.116=87. Chọn b2=90.
δ=arcsin(b2/(da1-0,5m))=arcsin(90/(116-0,5.8))=43,22 (o).
Vậy các thông số cơ bản của bộ truyền như sau :

Các thông số

Kí hiệu

Khoảng cách trục
Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Đường kính ngoài của bánh vít

Kết quả
aw
x
d
da
df

daM2
14

d1=100
da1=116
df1=80,8

195
-0,375
d2=296
da2=306
df2=270,8

daM2=320


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Chiều rộng bánh vít
Góc ôm

b2
δ

90
43,22

II-1.2.g Tính nhiệt truyền động trục vít :

Thừa nhận :
td=90oC (trục vít đặt dưới bánh vít), to=20oC.
Chọn :
Ktq=29 (ứng tốc độ vòng quay của quạt là nq=1500 v/p).
Kt=13 W/(m2 oC) – Hệ số toả nhiệt không khí.
=0,25 – Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy.
Dựa vào công thức 7.30/154T1-1993, ta có :
=tck/(Piti/P1)=1/(1.5/8+0,8.3/8)=1,081.
Theo công thức 7.30/154T1-1993, ta có :
1000(1   ) P1
A=
=

[0,7 K t (1   )  0,3K tq ] (t d  t o )
=

1000.(1  0,74).4,71
=0,806 (m2).
[0,7.13(1  0,25)  0,3.29].1,081.(90  20)

Vậy : A=0,806 (m2).
II-1.3 Thiết kế bộ truyền xích :
Dữ liệu đầu vào
Công suất truyền P1
Tỉ số truyền ux=ung
Vận tốc đĩa xích dẫn n1
Thời gian sử dụng t

3,68
3,5
31,24
17000

kW
vg/ph
h

II-1.3.1 Chọn loại xích :

Tuy vận tốc làm việc của xích nhỏ nhưng thời gian sử dụng lớn
(Ih=17000 giờ) điều này không thích hợp với xích ống do bản lề xích mòn
nhanh nên ta chọn loại xích ống con lăn.
II-1.3.2 Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích :

1) Chọn số răng đĩa xích :
Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động
năng va đập lớn, xích mòn nhanh. Vì vậy khi thiết kế phải đảm bảo số răng
đĩa xích lớn hơn Zmin=17÷19 (răng).
Có : Z1=29-2u=29-2.3,5=2219.
Nên chọn số răng đĩa nhỏ là số lẻ : Z1=23 (răng).
Suy ra Z2=uZ1=3,5.23=80,5.
Chọn Z2=80 (răng).
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích : um=Z2/Z1=80/23=3,48.
15


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

2) Xác đinh bước xích p :
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề.
Tra bảng 5.6, 5.7/80T1-1993 ta có :
Giá trị hệ số
Ko=1
Ka=1
Kđc=1
Kđ=1,2
Kc=1,25
Kbt=0,8
Kd=2,5

Điều kiện làm việc

Chọn bộ truyền có đường nối tâm nằm ngang.
Chọn khoảng cách trục a=40.t.
Vị trí trục điều chỉnh được bằng 1 trong các đĩa xích.
Làm việc trong điều kiện tải trọng va đập nhẹ.
Làm việc 2 ca.
Làm việc trong môi trường không bụi, bôi trơn loại I.
Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (3 dãy).

Hệ số điều kiện sử dụng xích :
K= Ko.Ka.Kđc.Kđ.Kc.Kbt=1.1.1.1,2.1,25.0,8=1,2.
Hệ số răng đĩa dẫn :
Kz=Z01/Z1=25/23=1,087.
Chọn số vòng quay đĩa nhỏ khi thực nghiệm : n01=50 (vg/ph).
Hệ số số vòng quay :
Kn= n01/n1=50/31,24=1,6.
Để chọn được bước xích nhỏ thích hợp, ta dùng xích nhiều dãy.
Theo công thức 5.3/79T1-1993, ta có công suất tính toán :
Pt=K.Kz.Kn.P=1,2.1,087.1,6.3,68=7,68 (kW).
Từ công thức 5.5/81T1-1993, ta có bước xích thoả mãn điều
kiện :
Pd=Pt/kd=7,68/2,5=3,072 (kW)
Tra bảng 5.5/79T1-1993, với p=25,4 (mm) và n01=50 (v/p) :
[P]=3,20 (kW). Thoả mãn điều kiện : Pd[P].
Bước xích đã chọn :
p=25,4 (mm). Thoả mãn điều kiện : pkhông xác định được trong bảng nhưng pmax>50,8 (mm)).
3) Xác đinh khoảng cách trục và số mắt xích :
Khoảng cách trục : a=40.p=40.25,4=1016 (mm).
Số mắt xích :
Z 1  Z 2 2.a ( Z 2  Z1 ) 2 p

x=
+
+
2
p
4 2 a
23  80 2.1016 (80  23) 2 .25,4
=
+
+
2
25,4
4 2 .1016

=133,56.
Chọn số mắt xích : 134 (mắt xích).
Tính chính xác khoảng cách trục :
16


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

a=0,25p(x-0,5(Z2+Z1)+ [ x  0,5( Z1  Z 2 )]2  2[

( Z 2  Z1 )



]2 )

=0,25.25,4.(134-0,5(80+23)+ [134  0,5(23  80)]2  2[

80  23



]2 )

= 1021,768 (mm).
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng 0,3% :
a=a-0,003.a=0,997.1021,768=1018,7 (mm).
Chọn : a=1020 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây :
i=Z1n1/(15.x)=23.31,24/(15.134)=0,36[i]=30.
(Với [i] tra bảng 5.9/83T1-1993 ).
II-1.3.3 Kiểm tra độ bền xích :
Tra bảng 5.2/76T1-1993, ứng với p=25,4 (mm), xích con lăn 3 dãy ta
có tải trọng phá hỏng : Q=170,1 (kN)=170100 (N).
Khối lượng 1 mét một xích : q=7,5 (kg).
Hệ số tải trọng động : kđ=1,2 (do Tmm=1,4T1).
Vận tốc xích : v= n1Z1p/60000=31,24.23.25,4/60000=0,304 (m/s).
Hệ số phụ thuộc độ võng của xích : kf=6 (bộ truyền nằm ngang).
Lực vòng : Ft=1000P/v=1000.3,68/0,304=12105 (N).
Lực căng do ly tâm gây ra : Fv=qv2=25,4.0,3042=2,347 (N).
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
Fo=9,81kfqa=9,81.6.7,5.1,02=450,28 (N).
Tra bảng 5.10/84T1-1993, ta có hệ số an toàn cho phép, ứng với
n1<50 (vg/ph), bước xích p=25,4 (mm) : [s]=7

Hệ số an toàn về quá tải :
s=Q/(kđFt+Fo+Fv)=170100/(1,2.12105+450,28+2,347)
=11,356 > [s]=7
Vậy bộ truyền xích bảo đảm đủ bền.
II-1.3.4 Tính đường kính đĩa xích :
Theo công thức 5.17/84T1-1993, ta có :
d1=p/sin(/Z1)=25,4/sin(/23)=186,536 (mm).
d2=p/sin(/Z2)=25,4/sin(/80)=646,972 (mm).
da1=p[0,5+cotg(/Z1)]=25,4[0,5+cotg(/23)]=197,499 (mm).
da2=p[0,5+cotg(/Z2)]=25,4[0,5+cotg(/80)]=773,473 (mm).
Tra bảng 5.2/76T1-1993, có : d1=15,08 (mm).
r=0,5025d1+0,05=0,5025.15,08+0,05= 7,628 (mm).
df1=d1-2r=186,536-2.7,628=171,28 (mm).
df2=d2-2r=646,972-2.7,628=631,716 (mm).
Lực va đập trên m=3 dãy xích :
Fvđ=13.10-7n1p3m=13.10-7.31,24.25,43.3=1,997 (N).

17


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Tra bảng /85T1-1993, ta có hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích :
kr=0,48.
Tra bảng 5.6/80T1-1993, ta có hệ số tải trọng động :
Kđ=1,2 (Làm việc trong điều kiện tải trọng va đập nhẹ).
E=2,1.105 (MPa).
Tra bảng 5.12/85T1-1993, ta có diện tích chiếu bản lề :

A=450 (mm2).
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích :
H1=0,47
=0,47

k r ( Ft K d  Fvd ) E
Ak d
0,48.(12105.1,2  1,997).2,1.10 5
450.2,5

=536 (MPa)[H1]=600 (Mpa).
Dựa vào bảng 5.11/84T1-1993, ta chọn vật liệu đĩa 1 là thép 45 tôi
cải thiện đạt độ rắn bề mặt 210HB với ứng suất tiếp xúc cho phép là
[H1]=600 (MPa).
Do chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện nên ta cũng có với đĩa xích
2 : H1[H1].
II-1.3.5 Tính lực tác dụng lên trục :
Khi bộ truyền nằm ngang, ta có : kx=1,15.
Lực vòng : Ft =6.107.P/(Z1.n1.t)= 6.107.3,68/(23.31,24.25,4)
=12098 (N).
Lực động tác dụng lên trục : Fr=kx.Ft=1,15.12098
=13912,7 = 13913 (N).

II-1.4 Nối trục đàn hồi:
II-1.4.1 Chọn các kích thước nối trục :
Tra bảng 15.1/57T2-1993, với loại máy công tác là băng tải, ta có :
k=1,35.
Nối trục đàn hồi nhờ có bộ phận đàn hồi nên nó có khả năng giảm va
đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù
lại độ lệch trục.

Mômen xoắn danh nghĩa : T1=32384 (Nmm).
Mômen xoắn tính toán : Tk=k.T1=1,35.32384 =43718,4 (Nmm).
Tra bảng 15.10/67T2-1993, với giá trị của Tk, ta có :
d=10 (mm)
Z=4 (chốt).
D=58 (mm)
l=15 (mm).
II-1.4.2 Kiểm tra điều kiện bền của nối trục đàn hồi :

Ứng suất dập phân bố đều trên các chốt :
18


Đồ án môn học Chi tiết máy
d=

SV : Hồ Trí Dũng

2.Tk
2.43718,4
=
=2,51 (MPa) < [d]=3 (MPa).
Z .D.d .l 4.58.10.15

Ứng suất uốn trong các chốt :
u=

Tk .l
43718,4.15
=

=28,27 (MPa) < [u]=60 (MPa).
3
0,1.4.58.10 3
0,1.Z .D.d

II-1.5 Thiết kế trục :
II-1.5.1 Chọn vật liệu chế tạo các trục :

Thép 45 có b=600 (MPa).
Ứng suất xoắn cho phép là : []=12…20 (MPa). Chọn []=16 (MPa).
II-1.5.2 Xác định sơ bộ đường kính trục :

Dựa vào công thức 10.9/186T1-1993, có :
dk= 3

Tk
(ứng với k=1…3)
0,2[ ]

Suy ra :
d1= 3

32384
=21,63 (mm).
0,2.16

Chọn d1=20 (mm).

d2= 3

77821
=28,97 (mm).
0,2.16

Chọn d2=30 (mm).

d3= 3

1124968
=70,57 (mm).
0,2.16

Chọn d3=70 (mm).

Dựa vào bảng 10.2/187T1-1993, ta có chiều rộng ổ lăn :
Với d1=20 (mm), có bo=15 (mm).
Với d2=30 (mm), có bo=19 (mm).
Với d3=70 (mm), có bo=35 (mm).
II-1.5.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

Dựa vào bảng 10.3/187T1-1993, có :
k1=11 (mm).
k2=10 (mm).
k3=15 (mm).
hn=17,5 (mm).
1) Trục I :
Dựa vào sơ đồ 10.6/188T1.
Dựa vào công thức 10.10...10.14/187,188T1-1993, ta có :
Chiều dài mayơ bánh răng :
lm13=1,35.d=1,35.20=27 (mm).

Chiều dài mayơ nửa khớp nối :
lm12=2.d=2.20=40 (mm).
19


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Các khoảng cách khác :
l13=0,5.(lm13+bo)+k1+k2
=0,5.(27+15)+11+10=42 (mm).
l11=2.l13=2.42=84 (mm).
lc12=0,5.(lm12+bo)+k3+hn
=0,5.(40+15)+15+17,5=60 (mm).
l12=-lc12.
Dựa vào tiêu chuẩn /193T1-1993, ta chọn đường kính các
đoạn trục :
d01=d11=30 (mm).
d12=0,8.dđ/c=0,8.32=25,6.
d13=35 (mm).

Chọn d12=26 (mm).

2) Trục II :
Dựa vào sơ đồ 10.11/188T1-1993.
Dựa vào công thức 10.10...10.14/187,188T1-1993, ta có :
Chiều dài mayơ bánh răng :
lm22=1,35.d=1,35.30=40,5 (mm).
Chọn lm22=40 (mm).

Các khoảng cách khác :
lc22=0,5.(lm22+bo)+k3+hn
=0,5.(40+19)+15+17,5=62 (mm).
l22=-lc22.
l21=0,95.daM2=0,95.320=304 (mm).
l23=l21/2=304/2=152 (mm).
3) Trục III :
Dựa vào sơ đồ 10.11/188T1.
Dựa vào công thức 10.10...10.14/187,188T1-1993, ta có :
Chiều dài mayơ bánh răng :
lm32=1,5.d=1,5.70=105 (mm).
Chiều dài mayơ đĩa xích :
lm33=1,35.d=1,35.70=94,5 (mm).
Chọn lm33=95 (mm).
Các khoảng cách khác :
l32=0,5.(lm32+bo)+k1+k2
=0,5.(105+35)+11+10=91 (mm).
l22=-lc22.
l31=2.l32=2.91=182 (mm).
lc33=0,5.(lm33+bo)+k3+hn
=0,5.(95+35)+15+17,5
=97,5 (mm).
Chọn lc33=98 (mm).
l33=l31+lc33=182+98=280 (mm).
4) Đặt lực :
20


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

4.a) Trục I :
Fy13
Mx13
Fx12

Y
Mz13
Z

Fx13
X

Mx

My

T

Dựa vào công thức 10.1/182T1-1993, ta có :
21


Đồ án môn học Chi tiết máy
Fx13=

SV : Hồ Trí Dũng

2T1 2.32384

=
=1333 (N).
dw1
48,57

Fy13=Fx13.tg(  tw )/cos(  )
=1333.tg(20,22o)/cos(8,811o)
=497 (N).
Fz13=Fx13.tg(  )
=1333.tg(8,811o)
=207 (N).
Fx12=0,25.Fx13=0,25.1333=333 (N).
Mz13=Fz13.d3/2=207.48,75/2=5027 (Nmm).
Có :
 M 0 ( Fk ) =Fx11.l11-Fx12.l12-Fx13.l13=0.
Suy ra :
Fx11=

Fx12 .l12  Fx13 .l13 333.60  1333.42
=
l11
84

=904 (N).
Fx10=Fx13-Fx12-Fx11=1333-333-904
=96 (N).
Có :
 M 1 ( Fk ) =Fy13.l13-Fy11.l11-Mz13=0.
Suy ra :
Fy11=

Fy13 .l13  M z13
l11

=

497.42  5027
84

=189 (N).
Fy10=Fy13-Fy11=497-189
=308 (N).
Kết cấu trục :

Chọn then :
1) Then tại đường kính nối trục :
Kích thước tiết diện then thường lấy 0,8…0,9 chiều dài mayơ.
Suy ra : lt=0,85.lm12=0,85.40=34 (mm).
22


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng

Dựa vào bảng 9.1a/171T1-1993, với đường kính trục d12=26,
ta có :
b=8 (mm).
h=7 (mm).
t1=4 (mm).

t2=2,8 (mm).
Tra bảng 9.5/176T1-1993, ứng với dạng lắp cố định, vật liệu
thép, đặc tính tải trọng là va đập nhẹ, ta có : [d]=100 (MPa).
Dựa vào công thức 9.1,9.2/171T1-1993, ta có:
Điều kiện bền dập :
2.T
d .lt .(h  t1 )
2.32384
=
=24,4 (MPa) < [d]=100 (MPa).
26.34.(7  4)

d=

Điều kiện cắt :
2.32384
2.T
=
d .l t b 26.34.8
2.32384
=
=24,4 (MPa) < [  c]
26.34.(7  4)

 c=

2) Then tại đường kính bánh răng trụ :
Kiểm nghiệm điều kiện bánh răng là liền trục :
Khoảng cách từ chân ren tới rãnh then :
X=

d f  d13

 t2
2
44,82  35
=
 2,8
2

=2,11 (mm) <2,5.m = 3,75 (mm).
Vậy bánh răng làm liền trục.
4.b) Trục II :

23


Đồ án môn học Chi tiết máy

SV : Hồ Trí Dũng
Fy13
Mx13

Fx12

Y
Mz13
Z

Fx13

X

Mx

My

T

24