thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh côn trụ thẳng truyền đai

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm một
vai trò quan trọng.
Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của ngành cơ
khí .Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn ,
thực tế hơn với những kiến thức đã được học, mà còn là cơ sở rất quan trọng
của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.
Đề tài được giao là thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm tốc hai
cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền đai.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu
biết còn hạn chế, nên không thể tránh khỏi những sai sót . kính mong được sự
hướng hẫn và chỉ bảo tận tình của thầy VŨ THẾ TRUYỀN và các thầy trong
bộ môn.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc biệt là
thầy
VŨ THẾ TRUYỀN đã trực tiếp hướng dẫn chỉ bảo tận tình để em hoàn
thành tốt nhiệm vụ được giao.

Thái Nguyên, ngày

tháng

Sinh viên

HOÀNG TRỌNG BÁCH

năm 2016


MỤC LỤC
1. TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 .TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1. TÍNH CÔNG SUẤT CẦN

−
−

THIẾT

Mà hiệu suất truyền động
ɳ=
Công suất tính toán
Theo đầu bài, ,
(s) , (s)

= = = 5.89(k w)
= (kw)
1.1.2. XÁC ĐỊNH SỐ VÒNG QUAY CỦA ĐỘNG CƠ.
(v/p)
− Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
1.2.3. CHỌN QUY CÁCH ĐỘNG CƠ
Theo bảng 1.3 ta được động cơ có :
− Kiểu động cơ : 4A132S4Y3
− Công suất động cơ : 7.5 (kW)
− Vận tốc quay : 1455 (V/P)
1.2 . PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
− Xác định tỉ số truyền
( v/p )
− Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động.
Chọn =>
Mà

Ta có
Chọn , , ,
Theo biểu đồ 3.21 chọn và
Tính lại theo ta có.


−

Xác định công suất , momen và số vòng quay trên các trục.
Ta có : ( kw )
( v/p)

−
−

−

−

Công suất làm việc
Tính công suất
(kw )
( kw )
( kw)
Tính số vòng quay
( v/p )
( v/p )
( v/p)
Tính mômen các trục.
(Nmm)

( Nmm)
( Nmm)
( Nmm)

BẢNG CÔNG SUẤT – TỈ SỐ TRUYỀN – SỐ VÒNG QUAY – MOMEN
Trục
Động cơ

1

2

3

7.5

7.5

7.08

6.7

Thông số
Công suất P,kw
Tỉ số truyền u
Số vòng quay n, v/p
Momen xoắn T, Nmm

2

3

3.4

1455

727

242

49226.8

98521.3

279396.6

71
901197.
1


CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN ĐAI)
2.1 . CHỌN LOẠI ĐAI
Chọn Đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp vải và cao su có độ
bền mòn cao, đàn hồi tốt , ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi nhiệt độ
2.2

.XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC VÀ THÔNG SỐ TỈ SỐ TRUYỀN
a)

= ( 190 … 234 )
chọn
Vận tốc (m/s)
b) Đường kinh đai lớn

−

c)

2.3.

2.4

Đường kính đai nhỏ

Chọn đường kính theo tiêu chuẩn. chọn (mm)
Tỉ số truyền thực tế

KHOẢNG CÁCH TRỤC VÀ CHIỀU DÀI ĐAI
•

Khoảng cách trục

•

Theo bảng 4.3 Chọn a = 900
Chiều dài đai

•

= (mm)
Góc ôm đai

XÁC ĐỊNH THIẾT DIỆN ĐAI
Trong đó
Lực vòng
hệ số tải động . theo bảng 4.7 chọn
Ứng suất có ích cho phép
Trong đó
Với đai vải cao su => theo bảng 4.9 chọn
Chiều dày được chọn theo tỉ số theo bảng 4.8 chọn
 theo bảng 4.1 chọn loại đai E800 có lớp lót chọn

− là hệ số ảnh hưởng của góc ôm đai
Ta có theo bảng 4.10 chọn

•
•
•
−
−


là hệ số ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh
đai , theo bảng 4.11 chọn
−
hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian
Ta có góc nghiêng theo bảng 4.12 chon
 Ứng suất có ích cho phép
= 2.29*0.97*1.03*1 = 2.28

 tiết diện đai
 chiều rộng đai (mm)
theo bảng 4.1 lấy trị số tiêu chuẩn b= 60 (mm)
2.5 XÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC CĂNG TÁC DỤNG
LÊN TRỤC
• Lực căng ban đầu (N)
• Lực tác dụng lên trục
(N)
−

3.1

CHƯƠNG 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
BÁNH RĂNG CÔN

3.1.1 CHỌN VẬT LIỆU
•
•
•

Bánh răng nhỏ: thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 … 285 ,có ,
,
Bánh răng lớn : thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…204 có
,

3.1.2. CHO CẶP BÁNH RĂNG CÔN (CẤP NHANH) VÀ BÁNH
RĂNG TRỤ(ẤP CHẬM)
Theo phần chọn đai ta có ,
3.1.3
XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
, , ,
Chọn độ rắn bánh nhỏ , độ rắn bánh lớn :
,

Ta có
,
= 60 * 1*20000 * * *4.3 + *3.5= 6.1*
, do đó hệ số tuổi thọ ,
− Với bộ truyền quay 1 chiều ta được
=


Vậy để tinh bộ truyền răng côn răng thằng ta lấy
MPa
•

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

•

Vì do đó hệ số tuổi thọ ,
Với bộ truyền quay 1 chiều ta có

•

ứng suất quá tải cho phép

3.1.4
a)

TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
XÁC ĐỊNH CHIỀU DÀI CÔN NGOÀI
Với bộ truyền bánh răng bằng thép
, chọn theo bảng 6.21 với
Trục bánh côn lắp trên ổ đũa , sơ đồ I, HB 350, với hệ số vừa tìm
được bằng 0.42 tra bảng 6.21 ta được , với
ta có:

•

= 148.5 mm
b) XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ ĂN KHỚP
số răng bánh nhỏ
, do đó tra bảng 6.22 được
. Với HB 350 , số răng bánh nhỏ
Đường kính trung bình
mm
Môdun trung bình
Môdun vòng ngoài
Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn , do đó
, lấy răng
Số răng bánh lớn
, lấy răng, do đó tỉ số truyền

•

góc côn chia

Theo bảng 6.20 với chọn hệ số dịch chỉnh đều ,
Đường kính trung bình của bành nhỏ
Đường kính trung bình bánh lớn
Chiều dài côn ngoài
c)

KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Theo bảng 6.5,hệ số kể đến cơ tính vật liệu
Theo bảng 6.12 với chọn hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc
Hệ số kể đến sự trùng khớp
Trong đó hệ số trùng khớp ngang


Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Với bánh răng côn răng thẳng
Vận tốc vòng , theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác là 8
Trong đó theo bảng 6.15 hệ số kể đến sai số của ăn khớp
Theo bảng 6.16 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước
răng


Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Trong đó


Do đó hệ số tải trọng tiếp xúc

•

ứng suất cho phép

Trong đó v 5 => , => ,
,

Ta thấy thỏa mãn điều kiện tiếp xúc
d) KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
Với , tỉ số tra bảng 6.21 được
Trong đó theo bảng 6.15 , theo bảng 6.16


Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Do đó


Với răng thẳng , với ,
Với ,
, tra bảng 6.18 được
,
Từ các gia trị tính được ta có
Như vậy điều kiện bền uốn luôn được đảm bảo
KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
Với


e)

Theo bảng 6.19 ta tính được
Chiều dài côn ngoài
Modun vòng ngoài
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền

Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Dường kính chia ngoài
Gốc côn chia
Chiều cao răng ngoài
Chiều cao đầu răng ngoài
Chiều cao chân răng ngoài
Dường kính đỉnh răng ngoài
3.2

,
,
,
,
,
,
,

BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
3.2.1 CHỌN VẬT LIỆU
Chọn như bánh rang côn
. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP
Chọn như bánh răng côn
3.2.3 XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CỦA BÁNH RĂNG
3.2.2

A, XÁC ĐỊNH SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC
Theo công thức :

= *( *
+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5
với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : = 49,5 MP
+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động , Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
+ u – tỉ số truyền
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
+ , – các hệ số . Tra bảng 6.6 : = 0,3
= 0,53* (u +1 ) = 0,53 * 0,3 * (6+ 1 ) = 1.1
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : = 1,06
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( *
= 49,5* ( 3 +1 ) * = 136.1 mm
Lấy = 136 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
= *
+ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : =
77 MP


= 77 * = 61.7 mm

B . XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ ĂN KHỚP
a. XÁC ĐỊNH MODUN
m = ( 0,01 0,02 ) *
m = ( 0,01 0,02 ) * = ( 0,01 0,02 ) * 136 = ( 1.36 2.72 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn
là m = 2

b. XÁC ĐỊNH SỐ RĂNG, GỐ NGHIÊNG VÀ HỆ SỐ DỊCH CHỈNH
Ta có góc nghiêng = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 34
Lấy = 34
Số răng bánh lớn : = * = 34 * 3= 102
Lấy = 102
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 3
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 136 mm
c. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
=* **

]

Trong đó :
+ - là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp .Tra bảng 6.5 ta
được =274 MP
+ – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
=
+ – là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :
tg = cos . tg = 0 => = 0
+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20
+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 61.9
Thay số liệu vào ta có :
= =

= 1.55

Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0


Với là chiều rộng vành răng :
= * = 0,3 * 136 = 40.8 mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,75


= = 0,74

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= * * (1 )
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng , tra bảng
6.7 ta được : = 1,06
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng thời ăn
khớp = 1

Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
v = = = 2.3 ( m/s )
Với v = 2.3 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 6. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 6 và v 15 m/s suy ra =1,01
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 38
= * *v * = 0,006 * 38 *2.3 * = 3.5
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+

Thay số liệu vào ta có :
= 1 + = 1.04
Theo (1 ) ta được : = * * = 1,06 *1 *1.04= 1.1


Thay các số liệu vào :

=* **

= 274 *1.55* 0,74 * = 428.6 MPa

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2.3 m/s 2.5 m/s , = 1với cấp chính xác là động học là 6 , chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 5 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5….
1,25m , do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] * * * =318.8 *1*0,95 . 1 = 302.8

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
d. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trị cho phép :
=
=

[]

[]

Theo bảng 6.7 : = 1,05 , theo bảng 6.14 với v < 2.5 m/s và cấp chính xác là 6 ,
= 1.12
Theo công thức : = * * v *
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 38

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 * 38 *2.3* =9.4
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + = 1.1
Do đó : = * = 1,05 * 1.12 * 1.1 = 1.29
Ta có :

= 1,73 => = = = 0,578


= 0

=>

= 1–

= 1

Số răng tương đương :
= = = 34
= = = 102
Theo bảng 6.18 ta được : = 3,80 , = 3,6
Với hệ số dịch chỉnh = = 0

Với m = 2 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] * * * = 252* 1 * 1 * 1 = 252
[ ] = [ ] * * * = 236.5 * 1 * 1 * 1 = 236.5
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :
=

=
= 112.6 MPa [ ] = 252 MPa

= =

= 106.6 MPa [ ] = 236.5 MPa

e. KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy , … vv )
với hệ số quá tải :
=
Trong đó : là momen xoắn quá tải , T là monen danh nghĩa
Theo 6.48 với = = 2.2
= * = 318.8* =472.8 MPa < [ = 1260 MPa
Theo (6.49) :
= * = 65.7*2.2 = 144.54MPa < [ = 464 MPa


= * = 49.27*2.2 = 108.3MPa < [ = 360 MPa


Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :
= = 61.7mm
= = *u = 61.7*3= 185.1mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 * ( 1 + - ) *m = 61.7+ 2 * ( 1 + 0 ) * 2 = 64.7 mm
= + 2 * ( 1 + - ) *m = 185.1+ 2 * ( 1 + 0 ) * 3 = 191,1 mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 * ) * m =61.7– 2,5 * 2 = 56.7 mm
= – ( 2,5 – 2 * ) * m =185.1– 2,5* 2 = 180,1mm
Các thông số và kích thước của bộ truyền :

Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

= 136 mm
m = 2 mm
= 40.8mm
=3
= 34 , = 102
=0, =0
=0

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN

4.1

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1.1. CHỌN VẬT LIỆU
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có ,ứng xuất xoắn cho phép
4.1.2. TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC
•

Chọn
Trục I


•

Chọn
Theo bảng 10.2 chiều rộng ổ lăn
Trục II

•

Chọn ,
Trục III

Chọn ,
4.2 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT
LỰC
− Chiều dài mayo ở nửa khớp nối

•

−

Chọn
Chiều dài mayo bánh răng côn lớn

−

Chọn
Chiều dài mayo banh răng côn nhỏ

−

Chọn
Chiều dài mayo bánh răng trụ nhỏ

−

Chọn
Chiều dài mayo bánh răng trụ lớn

−

Chọn
Chiều dài mayo đai

Chọn
Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đợn trục
Theo bảng 10.3 chọn , ,
− Trục I

Chọn



Trong đó

−

Trục II
= 60+66+23+3*8+2*5= 183 (mm)


=54.5+0.5(60+60) =93.9 (mm)
−

Trục III

= 0.5(31 +80) +15 +10= 80.5 (mm)

= 0.5( 80 +31 ) +8 +5 = 68.5 (mm)
4.3

TÍNH TOÁN CỤ THỂ
a) Lực tác dụng lên bánh răng côn
− =
−
=844.1 =
−
b)

c)

= 281.3 (N)=
Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng
− =
− =
−
=> =0
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục
−

Mà
đường kinh vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 15.10
chọn

d)

•

Chọn
Lực tác dụng từ bộ truyền đai

ĐỐI VỚI TRỤC I


Fr
Y1

X2
Fr

X1

Y2

Fa1
Ft1

-Tính

lực

Suy ra


Suy ra


Suy ra


−

−

Momen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm
o Mặt cắt 1-1:
o

Mặt cắt 2-2 :

o

Mặt cắt 3-3 :

TÍNH CHÍNH XÁC TRỤC
o Tại tiết diện 1 – 1
=


=96512 (Nmm)

Chọn
o

Tại tiết diện 2 -2

o

Tại mặt lắp bánh răng côn

=

Chọn
Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2 -2
Đường kính trục theo tiết diện 2 -2

Chọn đường kính trục
KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN
Trong đó

Hện só an toàn xét ứng suất pháp
,
Thép cascbon
là biên độ và giá trị trung bìnhcuủa các ứng suất
Ta có
Trục quay =>



Trục làm việc 1 chiều =>




Với trục có rãnh then ,dao phay ngón . tra bảng 10.10 ta được
, => ,
Tra bảng 10.11 với kiểu lắm K6 ta được
, chọn để tính toán
ᵦ là hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề măt, do không được
tăng bền bề mặt =>
, hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
của thép cacbon => ,


Vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhấ tlớn hơn trị số cho

−

phép
Ta chọn đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn

Tại chỗ lắp bánh răng côn
Tại khớp nối
Chọn then giữa trục ,bánh răng và khớp nối
Với đường knh trục d=40 ta chọn then bằng có
b=6, h=6, t1= 3.5,
chiều dài then =0.8*72=57.6
kiểm tra điều kiện bền dập
Tra bảng 9.5 ta có => thỏa mãn điều kiện bền dập
Kiểm tra điều kiện bền cắt

−

Tra bảng 9.5 ta có =>thỏa mãn điều kiện bền cắt
BIỂU ĐỒ MOMEN


Fr

X2

Y1

Fr1
X1

Y2

MX

Fa1

Ft1 8678,1

52344
171610,9
My
45108

Mz

•

9521,3

ĐỐI VỚI TRỤC II

Y4

Ft2
Fa2

X3

−

Y3

Fr3 Ft3
Fr2

Fa3

Tính các phản lực và vẽ biểu đồ momen

X4


Suy ra


Suy ra


Suy ra


−

Momen uốn tại mặt cắt nguy hiểm
o Mặt cắt 1-1 mắt cắt bánh răng côn do , gây nên
Momen tập chung
o

Mắt cắt 2-2 tại chỗ lắp bánh răng trụ
Momen tập chung

o

−

Momen xoắn trên trục

TÍNH CHÍNH XÁC TRỤC
o Tại tiết diện 1 – 1
=
=
=254816.6 (Nmm)

Chọn
o

Tại tiết diện 2 -2


Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2 -2
Đường kính trục theo tiết diện 2 -2

Chọn đường kính trục
KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN
Trong đó
Hện só an toàn xét ứng suất pháp
,
Thép cascbon
là biên độ và giá trị trung bìnhcuủa các ứng suất
Ta có
Trục quay =>



Trục làm việc 1 chiều =>


Với trục có rãnh then ,dao phay ngón . tra bảng 10.10 ta được
, => ,
Tra bảng 10.11 với kiểu lắm K6 ta được
, chọn để tính toán
ᵦ là hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề măt, do không được
tăng bền bề mặt =>
, hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
của thép cacbon => ,


Vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn trị số cho

−

phép
Ta chọn đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn
Tại chỗ lắp bánh răng
Chọn then giữa trục ,bánh răng và khớp nối
Với đường knh trục d=35 ta chọn then bằng có


b=10, h=8, t1= 5,
chiều dài then =0.8*50=40
kiểm tra điều kiện bền dập
Tra bảng 9.5 ta có => thỏa mãn điều kiện bền dập
Kiểm tra điều kiện bền cắt

−

Tra bảng 9.5 ta có =>thỏa mãn điều kiện bền cắt
BIỂU ĐỒ MOMEN


Y4
Ft2

Fa2

X3 Y3

Fr3 Ft3
Fr2
133744.4

Fa3

X4
67405.6

31692.8
257766.3

149607.9

279396.6

ĐỐI VỚI TRỤC III

Fa4

Y1
X1

Ft4

Fr4

Fk

Y2
X2


Tính các lực và vẽ biểu đồ momen

Suy ra


Suy ra


Suy ra


= 762.2
= -2965.03
Suy ra


−

Momen uốn tại mặt cắt nguy hiểm
o Tại mặt cắt 1-1
o Mặt

cắt 2-2 chỗ lắp bánh răng trụ

= 620(80.5+199-68.5)-5538.5 (199-68.5)
= 853594.2(Nmm)
Momen tập chung

−

o

Mặt cắt 3-3

o

Momen xoắn trên trục

TÍNH CHÍNH XÁC TRỤC
o Tại tiết diện 1 – 1
=0 (Nmm)