THUYET MINH Chi Tiết Máy phân đôi cấp chậm, dẫn động xích tải

Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

TRƯỜNG CAO ĐẲNG CÔNG NGHỆ
KHOA CƠ KHÍ
*****

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Đề số 16:

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

1.
Động cơ
2.
Nối trục đàn hồi
3.
Hộp giảm tốc
4.
Bộ truyền đai thang
5.
Xích tải
Số liệu cho trước:
1
Stt

2
Sinh viên thiết kế

3

Lực
kéo
xích
tải F
(N)

6

Nguyễn Ngọc Hùng

20000

4
Vận
tốc
xích tải
V(m/s)

1

5
Số
răng
đĩa
xích
tải Z

6
Bước
xích

tải P
(mm)

7
Thời
gian
phục vụ
lh (giờ)

42

25,4

20000

8
Số
ca
làm
việc
Soca

2

9
Góc
nghiêng
đường
nối tâm
bộ

truyền
ngoài
α (0)
40

10
Đặc
tính
làm
việc

Va
đập

Khối lượng thiết kế:
1/ Bản vẽ lắp hộp giảm tốc – khổ A0
2/ Bản vẽ chế tạo chi tiết – khổ A3
3/ 1 bản thuyết minh (kèm theo đĩa CD)
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 1


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt
khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy,
việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong

công cuộc hiện đại hoá đất nuớc. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào
thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ
sư cơ khí.
Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp noi, có thể nói nó dóng
một vai trò quan trọng trong cuộc sống cung nhu sản xuất. Ðối với các hệ thống truyền
dộng thuờng gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Ðồ án thiết kế máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua dó ta có thể củng cố
lại các kiến thức dã học trong các môn học nhu Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ
thuật…, và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế co khí. Hộp giảm tốc
là một trong những bộ phận diển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen
với các chi tiết co bản nhu bánh rang, ổ lan,… Thêm vào dó, trong quá trình thực hiện
các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ nang vẽ AutoCad, diều rất cần thiết với
một sinh viên cơ khí.
Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Lê Văn, đã giúp dỡ em rất nhiều trong quá trình
thực hiện dồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là diều không thể tránh khỏi, em rất mong
nhận duợc ý kiến từ thầy cô.
Kính chúc quý thầy cô sức khỏe và hạnh phúc.

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 2


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

PHẦN A: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG:
I. CHỌN ĐỘNG CƠ:

- Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là giai đoạn
đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy. Trong trường hợp dùng hộp giảm tốc
và động cơ biệt lập thì việc chọn động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến việc chọn và thiết
kế hộp giảm tốc và các bộ truyền ngoài hộp. Trong công nghiệp thường sử dụng hai
loại động cơ chính: động cơ một chiều và động cơ xoay chiều. Mỗi loại động cơ có ưu
nhược điểm khác nhau, tùy thuộc vào từng yêu cầu thiết kế khác nhau mà lựa chọn
động cơ sao cho phù hợp.
- Với yêu cầu thiết kế hệ dẫn động xích tải đã cho, dựa vào đặc tính và phạm vi sử
dụng của loại động cơ ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi
là rô to ngắn mạch) vì nó các ưu điểm đó là: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ,
dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần
biến đổi dòng điện. Tuy nhiên loại động cơ này vẫn có một số nhược điểm nhất định
sau: hiệu số và hệ số cosφ thấp hơn (so với đông cơ ba pha đồng bộ), không điều chỉnh
được tốc độ.
1. Xác định công suất động cơ:
- Công suất động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ , đảm bảo cho khi động cơ làm
việc nhiệt độ sinh ra không được lớn hơn nhiệt độ cho phép.
- Do vậy ta cần chọn động cơ theo tiêu chuẩn sau: Pđm ≥ Pđt
Trong đó:
Pđm là công suất định mức của động cơ (kW)
Pđt là công suất đẳng trị của động cơ (kW)
- Vì tải trọng trên hệ thống là tải trọng tĩnh nên ta có Pđt = Pyc
Pyc là công suất yêu cầu trên trục động cơ (kW)

⇒ Pdm ≥ Pyc
Pyc =

Pt

ηΣ

(2.8/19 [1])

Trong đó:
Pt là công suất tính toán trên trục công tác (kW)
ηΣ là hiệu suất chung của hệ thống

F .V
(kW)
1000
20000.1
Pt =
= 20 (kW)
1000
ηΣ =ηd .(ηol ) n .(ηbr ) m .ηk .ηot
Pt =

(2.11/20 [1])

(2.9/19 [1])

n : số cặp ổ lăn (n=4)
m : số cặp bánh răng (m=2)
Tra theo bảng (2.3/19 [1])
ηd :trị số hiệu suất của bộ truyền đai ( để hở )=0,95
ηbr :trị số hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ = 0,96
ηol :trị số hiệu suất của một cặp ổ lăn =0,99
ηot : trị số hiệu suất của một cặp ổ trượt =0,98
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 3


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

ηk :trị số hiệu suất nối trục đàn hồi =0,99

ηΣ = 0,96.(0,99)3.(0,96) 2 .0,99.0,98 = 0,8242
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là :

Pyc =

20
= 21,26 (kW)
0,8242

2. Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:
- Đường kính của đĩa xích tải :

D=

p.z
(mm)
π

- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

nsb = nct .ut

2.18 [1]

Trong đó:
Ut Tỉ số truyền của toàn hệ thống được chọn sơ bộ theo bảng (2.4/21 [1])

ut = ubr .u x = 2.20 = 40

Ubr Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền bánh răng.
Ux Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích.
⇒ nlv=

60.10 3.V 60000.1
= 42.25,4 =56,24(vg/ph)
Z .D

⇒ nsb=40.56,24=1349,76 (vg/ph)

3. Chọn động cơ:
- Chọn động cơ theo các tiêu chuẩn sau:

Pđm ≥ Pyc

ndc ≈ ndb
- Ta có: Pyc = 21.26 (kW)

nsb = 1349,76 (vg/ph)

Theo bảng phụ lục P1.3/237 [1]
Ta chọn động cơ:

Có các thông số kỹ thuật như sau:
Kiểu động cơ Công
Vận tốc cos φ
suất
quay
(kW)
(vg/ph)
4A180S4Y3 22
1470
0,92

η%

Tmax
Tdn

TK
Tdn

90,5

2,2

1,4

II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:
1. Xác định tỉ số truyền chung:
- Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống:

U c=

ndc
nct

3.23 [1]

Trong đó:
ndc là số vòng quay của động cơ đã chọn
nct là số vòng quay trên trục công tác

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 4


Đồ Án Chi Tiết Máy

Uc =

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

1470
= 26,13
56,24

2. Phân phối Uc:
- Ta có:

U ct = u d .u h

2.15 [1]

Uh: Tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Uđ: Tỉ số truyền của bộ truyền đai.
- Chọn tỉ số truyền cho bộ truyền đai: u đ = 2,8

⇒ uh =

U ct
26,13
=
= 20,2
uđ
2,8

Mà Uh=u1.u2 vì đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp. Dựa vào bảng 3.1 ta có kết
quả u1=5,69 và u2=3,51(vì Uh= 20 gần nhất với 20,2).

3. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
- Trục công tác.
Pct

20

P’ct = η = 0,995 = 20,1 (kw)
α
n’ct = nlv = 56,24 (vg/ph)
Ptg

T’ct = 9,55. 10 6 . n

20,1

= 9,55. 10 6 . 56,24 = 1561492 (N.mm)

tg

-Trục III.
P' ct

20,1

PIII = η .η = 0,99.0,995 = 20,3 (kw)
k α
nIII = ntg = 56,24 (vg/ph)
PIII

20,3

TIII = 9,55.10 6 . n = = 9,55. 10 6 . 56,24 = 1584123 (N.mm)
III

-Trục II.
PIII

20,3

PII = η .η = 0,99.0,995 = 20,6 (kw)
br α
nII = nIII. U2 = 56,24.3,51 = 197,4 (vg/ph)

PII

TII = 9,55.10 6 . n

20,6

= 9,55.10 6 . 197,4 = 434139 (N.mm)

II

-Trục I.
PII

20,6

PI = η .η = 0,99.0,995 = 20,9 (kw)
br α
nI = nII.U1 = 197,4.5,69 = 505.67 (vg/ph)
PI

TI = 9,55.10 6 . n

I

20,9

= 9,55.10 6 . 505,67 = 77431 (N.mm)

-Trục động cơ.
PI

20,9

P = η = 0,96 = 21,7 (kw)
đ
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 5


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

nđc = nI.Uđ = 505,67.2,8 = 1470 (vg/ph)
Pđc

Tđc = 9,55. 10 6 . η

= 9,55. 10 6 .

đ

21,7
= 28818 (N.mm)
1468

Bảng số liệu tổng kết:
Động cơ
Tỷ số truyền

U
Công suất
P (kw)
Tỷ số truyền
n (vg/ph)
Mômen xoắn
T (N.mm)

2,8

I

II
5,69

III
3,51

Công tác
1

21,7

20,9

20,6

20,3

20

1470

505,67

197,4

56,24

56,24

28818

77431

434139

1584123

1561492

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 6


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Chọn loại đai.
- Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thường làm bằng
chất liệu đai vải cao su.
2.2. Xác định thông số của bộ truyền.
- Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh đai
nhỏ d 1 = 160 mm
Ta có vận tốc đai:
V=

3,14 × 160 × 1470
πd 1 n1
=
= 12,3
60000
60000

m/s

- Dễ thấy v ≤ v max = 25 (đai thường). Vậy có thể lấy giá trị của d 1 = 160 mm
- Tính d 2 theo CT 4.2 ta có:
d2 = d1u

1
1
= 160 × 2,8 0,99 = 452 mm
1− ε

với : - ε = 0,01 ÷ 0,02 : hệ số trượt
- u = 2,8 : tỉ số truyền đai

- Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn
chọn d 2 =450 mm
-Tính lại u’ theo d 2 vừa chọn
u’=

(1 − ε ) d 2
d1

=

0,99 × 450
= 2,78
160

- Sai lệch của u’ so với u
d

2
u tt = d (1 − ε ) = 2,84 ⇒ ∆u =
1

u − u tt
u

= 0,14 < 4%

- Ta thấy ∆ u lằm trong giới hạn sai lệch cho phép ( ∆ u max =4%) nên các kích
thước của d 1 và d 2 đạt yêu cầu
- Khoảng cách trục:
- Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT

a= (1,5 ÷ 2)( d1 + d 2 ) =915 ÷ 1220 mm
- Với điều kiện 0,55 ( d1 + d 2 ) + h ≤ a ≤ 2 ( d1 + d 2 ) chọn a= 1000 mm
- Chiều dài dây đai:
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 7


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

- Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:
L = 2a +

π ( d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
+
= 2979,21 mm
2
4a

- Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3000 mm
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
i=

vđ
≤ imax = 10
L

i=

với v đ = 12,3 m/s, L= 3m

12,3
= 4,1 < i max = 10 m/s
3

- Góc ôm α 1 :
Góc ôm α 1 được tính theo CT 4.7 với điều kiện ( α ≥ 120 0 )
α 1 =180 0 − ( d 2 − d1 ) 57 0

1
= 163,35 0 thảo mãn điều kiện α ≥ 120 0
a

2.3. Xác định số đai.
- Số đai Z được tính theo CT:
P1 K đ

Z = ( [ P ]C C C C )
0
α 1 u z
Với: - P 1 : công suất trục bánh đai chủ động (P 1 =22 kW)
- P o : công suất cho phép, với v= 12,3 và d 1 = 160 mm chọn P o =2,34
- K đ : hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K đ = 1,1
- C α : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1
C α = 1 − 0,0025(180 − α 1 ) = 0,985
- C 1 : hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C 1 =1
- C u : hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C u =1,135
- C z : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không dều tải trọng, theo bảng

4.18 chọn C z =0,95
Vậy số đai
22.1,1

Z= 2,34.0,95.1.1,135.0,95 = 3,42
Lấy Z=4 đai
- Từ số đai Z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo CT 4.17
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 8


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

B = ( Z − 1) t + 2e
Với e= 12,5 ; t= 19 ứng với đai bảng 4.21
⇒ Chiều rộng bánh đai B = ( 4 − 1)19 + 2.12,5 =82 mm

- Đường kính ngoài của bánh đai:
d a = d 1 +2h o với h o = 4,2 (bảng 2.1)
⇒

d a = 160 +2.4,2 = 168,4 mm

2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
- Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19
 P1 K đ 

 + Fv
F o = 780 
 v.Cα Z 

Trong đó: F v : lực căng do lực li tâm sinh ra
 22.1,1 
⇒ F o =780 
 =130,4 N
 12,3.0,985.3 

- Lực tác dụng lên trục theo 4.21 ta có:
 α1 
 =790,5 N
 2 

F r =2 F o .Z.sin 

Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng:
Thông số
Kí hiệu, đơn vị
Giá trị
Loại đai
Đai thang thường
Đường kính bánh nhỏ, lớn
160 và 450
d 1 , d 2 (mm)
Vận tốc đai
v (m/s)
12,3
Tỉ số truyền

2,8
uđ
Khoảng cách trục
a (mm)
1010
Chiều dài dây đai
L (mm)
3000
o
α1 ( )
Góc ôm
163,35
Số đai
Z( chiếc )
4
Chiều rộng bánh đai
B(mm)
82
Đường kính ngoài bánh đai
168,4
d a (mm)
PHẦN III. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
3.1: Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng với:
+ Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 9

Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

Giới hạn bền σ b1 = 850 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch1 = 580 (MPa).
+ Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ b 2 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy σ ch 2 = 450 (MPa).
3.2: Định ứng suất cho phép.
K

HL
- Ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H ] = σ Ho lim . S
H

+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở σ Ho lim = 2.HB + 70
⇒ σ Ho lim1 = 2 . 245 +70 = 560 (MPa)

σ Ho lim 2 = 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ
KHL =

mH

N HO / N HE với mH là bậc của đường cong mỏi

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30.HB2.4
⇒ NHO1 = 30. 245 2, 4 = 1,6. 10 7

NHO2 = 30. 230 2, 4 = 1,39. 10 7
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE1
• NHE2

 T
n
= 60.c. 1 .∑  i
u1
 Tmax

 T
= 60.c. ∑  i
 Tmax

3


 .ni .t i


3

 ti
 .
với c ,ni,Ti,ti lần lượt là số lần ăn khớp trong

 ∑t

một vòng quay,số vòng quay, mô men xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế
độ i của bánh răng đang xét .
505,67 
3 2,6
3 4,5 
NHE2 = 60.1. 5,69 .  0,68 . + ( 0,72 ). .20000 = 2,08.107
8
8 


Vì NHE2 > NHO2 nên lấy NHE2 = NHO2 ⇒ KHL2 = 1
Tương tự ⇒ KHL1 = 1.
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1
⇒ [σ H ] 1 =

560.1
= 509,1 (MPa)
1,1

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 10


Đồ Án Chi Tiết Máy

[σ H ] 2 =

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

530.1
= 481,8 (MPa)
1,1

[σ H ] = [σ H ] 1 + [ σ H ] 2 =
2

509,1 + 481,8
= 495,45 (MPa)
2

- Ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = σ Fo lim . KFL. KFC / SF
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở σ Fo lim = 1,8.HB
⇒ σ Fo lim1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa)

σ Fo lim 2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng
KHL =

mH

N FO / N FE

• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO1 = NFO2 = 4.106
•

 T

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE1 = 60.c. ∑  i
 Tmax

 T
n
NFE2 = 60.c. 1 .∑  i
u1
 Tmax

6


 .ni .t i


3

 ti
 .
 ∑t



6
6
NHE2 = 60.1. 5,69 .  0,68 . + ( 0,72 ). .20000 = 1,05.10 7
8
8 

505,67

2,6

4,5

Vì NFE2 > NFO2 nên lấy NFE2 = NFO2 ⇒ KFL2 = 1
Tương tự ⇒ KFL1 = 1.
• Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 do tải đặt một phía

+ Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75
⇒ [σ F ] 1 =

[σ F ] 2 =

441.1.1
= 252 (MPa)
1,75

414.1.1
= 236,57 (MPa)
1,75

- Ứng suất quá tải cho phép.

[σ H 1 ] max = 2,8.σ ch1 = 2,8 . 580 = 1624 (MPa)
[σ H 2 ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8 . 450 = 1260 (MPa)
[σ F 1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8 . 580 = 464 (MPa)
[σ F 2 ] max = 0,8.σ ch 2 = 0,8 . 450 = 360 (MPa)
3.3: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 11


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

aw1 = Ka . (u1 + 1) .

3

T1 .K HB .

[σ H 2 ] 2 .u1 .ψ ba

+ Theo bảng (6.5) , (6.6) .Ta có Ka = 49,5
ψ ba = 0,4

ψ bd = 0,53. ψ ba .(u1 + 1) = 0,53.0,4.(6,07 + 1) = 1,499

+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng kHB = 1,05
+ Mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T1 = 77431 (N.mm)
⇒ aw1 = 49,5.(5,69 + 1). 3

77431.1,05
= 173,67 (mm)
481,8 2.6,07.0,4

Lấy aw1 = 173 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw1 =1,73…3,46 (mm)
chọn môddun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
2.a w1

2.173

Z1 = m.(u + 1) = 2,5.(5,69 + 1) = 20,68
1
Lấy Z1 = 21 (răng)
Z2 = Z1 . u1 = 21.5,69 = 119,49
Lấy Z2 =119 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u1 =

119
= 5,66
21

• Tính lại khoảng cách trục
aw1 =

m.( z1 + z 2 ) 2,5.( 21 + 119)
=
=175 (mm)
2
2

Lấy aw1 = 175
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
σ H = ZM.ZH.Z ε .

2.T1 .K H .(u1 + 1)
2

(bw .u1 .d w1 )

+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 12


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng
2. cos β b
sin 2α tw

+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
2.1
= 1,72
sin(2.21,2)

⇒ ZH =

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Zε =

4 − εα
3

• Hệ số trùng khớp ngang
ε α = 1,88 – 3,2.(
⇒ Zε =

1 1
1
1
+ ) = 1,88 – 3,2.( +
) =1,67
z1 z 2
18 109

4 − 1,67
= 0,88
3

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = K Hβ . K HV . K Hα
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp K Hα = 1
ν H .bw .d w1
• KHV = 1 + 2.T .K .K
1
Hβ
Hα

• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 =
• ν H = δ H .g o .V .

V=

2.a w1
2.180
=
= 53,81 (mm)
u1 + 1
5,69 + 1

a w1
u1

3,14.53,81.505,67
π .d w1 .n1
=
= 1,43 (m/s)
60000
60000

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn δ H = 0,006
go = 73
• Chiều rộng vành răng bw = ψ ba .a w1 = 0,4 . 180 = 72 (mm)
•

⇒ ν H = 0,006 . 73.1,43 .

180
= 3,52
5,69

3,52.72.53,81

. ⇒ KHV = 1 + 2.77431.1,05.1 =1,084
⇒ KH =1,05.1,084.1 = 1,1382
⇒ σ H = 274.1,72.0,88.

GVHD: Nguyễn Lê Văn

2.77431.1,1382(5,69 + 1)
= 412,27 (MPa)
(72.5,69.53,81) 2

Trang 13


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

• Tính lại ứng suất cho phép

[σ H ] = [σ H ] .zv.zR.KxH
Với V = 1,75 (m/s), zv = 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 R z = 10…40 (
µm ),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1

⇒ [σ H ] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 (MPa)

Ta có σ H = 412,27 (MPa) < [σ H ] = 457,71 (MPa) ⇒ thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w1 .m

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ .K Fα .K FV
• Theo bảng (6.7), K Fβ = 1,12
• Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

khi tính về uốn K Fα = 1
ν F .bw .d w1

KFV = 1 + 2.T .K .K
Fβ
Fα
ν F = δ F .g o .V .

a w1
u1

Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn δ F = 0,016
go = 73
⇒ ν F = 0,016 . 73.1,67

180
= 10,91

5,69

10,91.72.53,81

KFV = 1 + 2.77431.1,05.1 = 1,259
⇒ KF = 1,12 . 1 . 1,259 = 1,41
1

1

+ Hệ số trùng khớp răng Yε = ε = 1,67 = 0,598
α
+ Hệ số nghiêng của răng Yβ = 1
+ Số răng tương đương
Z1

21

zv1 = cos 3 β =
= 21
cos 3 0

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 14


Đồ Án Chi Tiết Máy
Z2

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng
119

zv2 = cos 3 β =
= 119
cos 3 0
theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,89
YF2 = 3,58
• với m = 2,5, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.

YR = 1 (bánh răng phay),KxF = 1 (da <400 mm)
Do đó [σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .Ys .K xF = 252.1,016.1.1 = 256,03 (MPa)

[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .Ys .K xF = 236,57.1,016.1.1 = 240,36 (MPa)
σ F1 =

2.77431.1,41.0,598.1.3,89
= 52,03 (MPa) < [σ F 1 ] = 256,03
72.53,81.2,5

(MPa)
σ F 2 = σ F1 .

YF 2
3,58
=
52,03
.
= 47,88 (MPa) < [σ F 2 ] = 240,36
YF 1

3,89

(MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
σ H 1 max = σ H . K qt với K qt =

1,68.T1
Tmax
= T
= 1,68
T
1

⇒ σ H 1 max = 440,93 . 1,68 = 740,76 (MPa) < [σ H max ] = 1260 (MPa).

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 42,3 . 1,68 = 71,06 (MPa) < [σ F 1 max ] = 464 (MPa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 37,26 . 1,68 = 62,596 (MPa) < [σ F 2 max ] = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia
d1 =

m.z1
2,5.21
=
= 52,5 (mm)
cos β
cos 0

d2 =

m.z 2
2,5.119
=
= 297,5 (mm)
cos β
cos 0

+ Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2.m.(1 - ∆ y ) = 52,5 + 2. 2,5.(1 - 0,015) = 57,5 (mm)
da2 = d2 + 2.m.(1 - ∆ y ) = 297,5 + 2. 2,5.(1 - 0,015) = 302,5 (mm)
+ Đường kính đáy răng
df1 = d1 – 2,5 . m = 52,5 – 2,5. 2,5 = 46,25 (mm)
df2 = d2 – 2,5. m = 297,5 – 2,5. 2,5 = 291,25 (mm)
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 15


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

+ Đường kính lăn
 2. y 
2.0,5
d w12 = d1 + 
.52,5 = 52,875 (mm)
.d1 = 52,5 +
21 + 119

 Z1 + Z 2 
 2. y 
2.0,5
d w 24 = d 2 + 
.297,5 = 299,625 (mm)
.d 2 = 297,5 +
21 + 119
 Z1 + Z 2 

3.4: Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw2 = Ka . (u2 + 1) .

3

T .K HB .

[σ H ] 2 .u 2 .ψ ba

+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động
T=

434139
T2
=
= 217069,5 (Nmm)
2
2

+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Ta chọn Ka

= 48
ψ ba = 0,3

ψ bd = 0,53. ψ ba .(u2 + 1) = 0,53.0,3.(3,51 + 1) = 0,72

+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng KHB = 1,12
⇒ aw2 = 48.(3,51 + 1). 3

217069,5.1,12
= 212 (mm)
495,45 2.3,51.0,3

Lấy aw2 = 190 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw2 =1,86…3,72 (mm)
chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Chọn sơ bộ β = 38o
2.a w 2 . cos β
2.190. cos 38 o
Z1 = m.(u + 1) =
= 30,8
2,5.(3,51 + 1)
2

Lấy Z1 = 30 (răng)
Z2 = Z1 . u2 = 30.3,51 = 105,3
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 16


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

Lấy Z2 =105 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u2 =

105
= 3,5
30

• Tính lại góc nghiêng β của răng.

cos β =

m.( z1 + z 2 )
2,5(30 + 105)
=
= 0,79
2.a w 2
2.212

⇒ β = 35 o

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
σ H = ZM.ZH.Z ε .

2.T .K H .(u 2 + 1)
2

(bw .u 2 .d w 2 )

+Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =

2. cos β b
sin 2α tw

ở đây β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
⇒ tg β b = cos α t .tg β = cos (24,79).tg(38) = 0,709
tgα

Với α t = α tw = arctg.( cos β ) = arctg (

tg 20
) = 24,79 o
cos 38

⇒ β b = 35,33o
⇒ ZH =

2. cos(35,33)
= 1,79
sin( 2.24,79)

sin β

sin β
• Hệ số trùng khớp dọc ε β = bw .
= ψ ba .a w2 .
= 0,3.212.

π .m

π .m

sin 38
= 4,9
3,14.2,5
⇒ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Zε =

1
=
εα

1
= 0,839
1,418

Trong dó hệ số trùng khớp ngang

1

1 
1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2. +  . cos β = 1,88 − 3,2. +

 .0,819 =1,4
 30 105 

 z1 z 2 


+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = K Hβ . K HV . K Hα
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp K Hα = 1,13
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 17


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

ν H .bw .d w 2
• KHV = 1 + 2.T .K .K
Hβ
Hα

• đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw2 =
ν H = δ H .g o .V .

V=

2.a w 2

2.212
=
= 94,01 (mm)
u2 + 1
3,51 + 1

a w2
u2

3,14.94,01.88,87
π .d w2 .n 2
=
= 0,437(m/s)
60000
60000

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn δ H = 0,002
go = 73
• Chiều rộng vành răng bw = ψ ba .a w1 = 0,3 . 212 = 63,6 (mm)
Lấy bw = 59
212
= 0,4
3,51

⇒ ν H = 0,002 . 73.0,392 .
0,421.57.84,26

• . ⇒ KHV = 1 + 2.217069.1,07.1,13 =1,0038
⇒ KH =1,0067.1,07.1,13 = 1,213

⇒ σ H = 274.1,507.0,839.

2.217069,5.1,213.(3,51 + 1)
= 401,5 (MPa)
57.3,51.94,012

- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ H ] = [σ H ] .zv.zR.KxH
Với V = 0,517 (m/s) < 5 (m/s), zv = 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 ),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1
⇒ [σ H ] = 495,45.1.0,95.1 = 470,67 (MPa)

Như vậy σ H = 401,5 (MPa) < [σ H ] = 470,67 (Mpa) ⇒ Thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF1
bw .d w 2 .m

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K Fβ .K Fα .K FV
• Theo bảng (6.7), K Fβ = 1,24
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 18

Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

• Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9, K Fα = 1,37
ν F .bw .d w 2

KFV = 1 + 2.T .K .K
Fβ
Fα
ν F = δ F .g o .V .

a w2
u2

⇒ ν F = 0,006 . 73.0,517 .

212
= 1,75
3,51

1,75.56.85,32

KFV = 1 + 2.166072,65.1,07.1,37 = 1,017
⇒ KF = 1,07 . 1,37. 1,016= 1,489
1

1

+ Hệ số trùng khớp răng Yε = ε = 1,418 = 0,71
α
β
38
+ Hệ số trùng nghiêng của răng Yβ = 1 =1= 0,75
140

140

+ Số răng tương đương
Z1

28

zv1 = cos 3 β =
= 61,3
cos 3 35
Z2

98

zv2 = cos 3 β =
= 214
cos 3 35
Theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,65 , YF2 = 3,6
Với m = 2,5, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
YR = 1 (bánh răng phay),KxF = 1 (da <400 mm)
Do đó [σ F 1 ] = [σ F 1 ].YR .Ys .K xF = 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)

[σ F 2 ] = [σ F 2 ].YR .Ys .K xF = 236,57.1,016.1.1 = 240,35 (MPa)

σ F1 =

2.217069,5.1,489.0,71.0,75.3,65
= 104,64 (MPa) < [σ F 1 ] = 256 (MPa)
57.84,26.2,5

σ F 2 = σ F1 .

YF 2
3,6
=
104,64
.
= 103,206 (MPa) < [σ F 2 ] = 240,35
YF 1
3,65

(MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
σ H 1 max = σ H . K qt với K qt =

1,68.T1
Tmax
= T
= 1,68
T
1

⇒ σ H 1 max = 393,45 . 1,68 = 668,865 (MPa) < [σ H max ] = 1260 (MPa).

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 19


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

σ F 1 max = σ F 1 .K qt = 80,47 . 1,68 = 136,799 (MPa) < [σ F 1 max ] = 464 (MPa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 79,37 . 1,68 = 134,929 (MPa) < [σ F 2 max ] = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia d1 =
d2 =

m.z1
2,5.30
=
= 95,17 (mm)
cos β
cos 38

m.z 2
2,5.105
=
= 333,11 (mm)
cos β
cos 38

+ Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2.m = 95,17 + 2. 2,5 = 90,45 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 333,11 + 2. 2,5 = 338,11 (mm)
+ Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5 . m = 95,17 – 2,5.2,5 = 88,92 (mm)
df2 = d2 – 2,5 . m = 333,11 – 2,5.2,5 = 326,86 (mm)
+Đường kính lăn
 2. y 
2.0
d w 23 = d 1 + 
.85 = 95 (mm)
.d 1 = 95 +
30 + 105
 Z1 + Z 2 
 2. y 
2.0,7
d w36 = d 2 + 
.286 = 333,01
.d 2 = 333 +
30 + 105
 Z1 + Z 2 

Bảng số liệu.
Các thông số
Khoảng cách

Bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng

thẳng
175

nghiêng
212

trục
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 20


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

a w (mm)

Môđun
m
Chiều rộng vành
răng bw (mm)
Góc nghiêng của
răng β
Số răng bánh
răng
(Z1,Z2)
Đường kính
vòng chia (d1,d2)
Đường kính đỉnh
răng (da1,da2)
Đường kính đáy

răng

2,5

2,5

65

59

0

38

18

109

30

105

52

296

94

332

56

300

98

336

46

291

88

326

(df1,df2)

PHẦN IV : THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có
- Độ cứng HB = 200
- Giới hạn bền σ b = 850 (Mpa)
- Giới hạn chảy σ ch = 340 (MPa)
- Ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 15…30 (MPa) chọn [τ ] = 20 (MPa)
4.2. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I
Chọn [τ ] = 15 (MPa)
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 21


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

d1 =

3

T1
=
0,2.[τ ]

3

77431
= 29,55 (mm)
0,2.15

Lấy d1 = 30 (mm)
- Đường kính trục II
Chọn [τ ] = 20 (MPa)
d2 =

3

T2
=

0,2.[τ ]

3

434139
= 47,70 (mm)
0,2.20

3

T3
=
0,2.[τ ]

3

1584123
= 64,15 (mm)
0,2.30

Lấy d2 = 48 (mm)
- Đường kính trục III
Chọn [τ ] = 30 (MPa)
d3 =

Lấy d3 = 64 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính
trục động cơ điện.
4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc.
- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là bo = 25 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng
+ lm1 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).30 = 36…45 (mm)
chọn lm11 = 36 (mm) ;
lm12 =45 (mm)
+ lm2 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).48 =57,6 …72 (mm)
chọn lm23 = 59(mm) ;
lm24 = 69 (mm) ;
lm25 = 64(mm)
+ lm3 = (1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).64 = 76,8…96 (mm)
chọn lm36 =78 (mm) ;
lm37 = 80 (mm)
lm38 = 90 (mm)

- Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục
+Theo bảng (10.3) ta chọn
Tên gọi
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Ký hiệu và giá trị
k1 = 10
K2 = 8
K3 = 10
hn = 18

Trang 22


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

+ Trục II
l22 = 0,5.( lm23 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(59 +25) + 10 + 8 = 60 (mm)
l23 = l22 + 0,5.( lm23 + lm24 ) + k1 = 60 + 0,5.(59 + 69) + 10 = 134 (mm)
l24 = 2.l23 - l22 = 2.134 – 60 = 208 (mm)
l21 = 2.l23 = 2.134 = 268 (mm)
+ Trục I
l13 = l23 = 134 (mm)
l11 = l21 = 268 (mm)
l12 = 0,5.( lm11 + bo) + k3 + hn = 0,5.(36 + 25) + 10+ 18 = 58,5 (mm)
+ Trục III
l32 = l22 = 60 (mm)
l33 = l24 = 208 (mm)
l34 = l21 = 268 (mm)
lC31 = 0,5.( lm38 + bo) + k3 + hn = 0,5.( 90 + 25) +18 +10 = 85,5 (mm)
l31 = l34 + lC31 = 268 + 85,5 = 353,5 (mm)
4.4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
∗ Trục I
- Tính lưc tác dùng lên trục I
I hợp với phương x một góc α = 40 o
Phân tích Fr thành 2 thành phần
⇒ Fx11 = Fr . cos40 = 749,5.cos40= 256 (N)
FY11 = Fr . sin40 = 749,5.sin40 = 704 (N)
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 2.

r12

• Fx12 = r . cq1 .cb12 .Ft12
12
52
d
= 26
Vị trí đặt lực bánh 2 là dương ⇒ r12 = w12 =
2

2

Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb12 = 1
Trục 1 quay ngược chiều kim động hồ nên cq1 = 1
Bánh răng trụ răng thẳng nên hr12 = 0
2.T1

Ft12 = d =
w12

2.77431
= 2978 (N)
52

26
⇒ Fx12 =
26 .1.1.2978 = 2978(N)

•

− r12

tgα tw

tg 23,95

FY12 = r . Ft12 . cos β = 1.2978.
= -1323 (N)
cos 0
12
• FZ12 = 0
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng YOZ :





Phương trình lực : FY 11 + FY 12 + FlY 10 + FlY 11 = 0
GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 23


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

⇒ FY11 + FY12 + FlY10 + FlY11 = 0

Phương trình mô men : ∑ M ( A) = FY11. l12 + FY12. l13 - FlY11. l11 = 0
⇒ FlY10 = -195 (N)

FlY11 = 424 (N)
+ Trong mặt phẳng XOZ
: 




Phương trình lực : Fx11 + Fx12 + Fl x10 + Fl x11 = 0
⇒ Fx11 + Fx12 – Flx10 – Flx11 = 0
Phương trình mô men : ∑ m( A) = Fx11. l12 - Fx12. l13 + Flx11. l11 = 0
⇒ Flx10 = 1801 (N)
Flx11 = 1433(N)
⇒ Lực tổng tại các gối đỡ là
Flt10 = Fl X2 10 + FlY210 = 18012 + 195 2 = 1811 (N)
Flt11 = Fl X2 11 + FlY211 = 14332 + 424 2 =1494 (N)
• Tính mô men tại các gối đỡ và bánh răng
+ Trong mặt phẳng YOZ :
MX1D = MX1B = 0
MX1A = FlY11. l11 - FY12. l13 = 424.268 + 1323.134 = 290914 (Nmm)
MX1C = FlY11. (l11 - l13) = 424 (268 – 134) = 56816 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
MY1D = MY1B = 0
MY1A = FX11. l12 = 256 . 58,5 = 14976 (Nmm)
MY1C = FlX11. (l11 - l13) = 1433. (268 - 134) = 192022 (Nmm)
⇒ Momen tương đương tại các tiết diện là
Mtd1A = M X2 1 A + M Y21 A + 0.75.T12 = 290914 2 + 14976 2 + 0,75.774312
= 298917 (Nmm)

Mtd1C = M X2 1C + M Y21C + 0.75.T12 = 56816 2 + 192022 2 + 0,75.774312
= 211180 (Nmm)
Mtd1D = 0.75.T12 = 0,75.774312 = 67057(Nmm)
Mtd1B = 0
- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục là
dj =

3

M tdj

0,1.[ σ ]

[ σ ] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK )
⇒ [σ ] = 67 (MPa)
+ Tại tiết diện A-A
d1 A ≥ 3

M td 1 A
=
0,1.[σ ]

3

298917
= 34,46 (mm)
0,1.67

+ Tại tiết diện D-D

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 24


Đồ Án Chi Tiết Máy

SVTH: Nguyễn Ngọc Hùng

d 1D ≥ 3

M td 1D
=
0,1.[σ ]

67057
= 21,55 (mm)
0,1.67

3

+ Tại tiết diện C-C
d1C ≥ 3

M td 1C
=
0,1.[σ ]

3

211180
= 31,58 (mm)
0,1.67

Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau :
d1D = 25 (mm)
d1A = 35 (mm)
d1C = 32 (mm)
d1B =25 (mm)
- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then..
Ta có đường kính vòng lăn bánh răng trụ răng thẳng chủ động là 47,035ma
đường kính của trục một tại vị trí lắp bánh răng là 36 nên ta chọn chế tạo bánh
răng đồng trục .và không sử dung ghép then .
-Xác định điều kiện bền dập: áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)
Với [ σ d ] ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) [ σ d ] = 100 ( MPa)
σd =

2.TI
≤ [ σ d ] = 100 (MPa)
d .ltI . ( hI − t I 1 )

+Tại tiết diện D-D
Với ltI1 = (0,8…0,9).lm11 = (0,8…0,9).36 = 28,8…32,4 chọn ltI1 =
30(mm)
⇒ σd =

2.77431
= 49,16 ≤ [σ d ] = 100 (MPa)
35.30.(8 − 5)

(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện C-C
Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).45 = 36…40,5 chọn ltI2 = 38(mm)

GVHD: Nguyễn Lê Văn

Trang 25