1 nguyễn quốc hưng

Lời nói đầu
Đồ án môn học chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại
các kiến thức và lắm vững thêm về môn học chi tiết máy và các môn học khác như
sức bền vật liệu, dung sai, vẽ kỹ thuật, đồng thời làm quen dần vớ công việc thiết
kế và làm đồ án chuản bị cho việc thiết kế và làm đồ án tố nghiệp sau này . Xuất
phát từ tầm quan trọng đó , em được nhận đồ án môn học chi tiết máy với việc lập
quy trình : thiết kế hệ dẫn động băng tải. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối
lượng kiến thưc tổng hợp , còn có những mảng chưa lắm vững cho nên dù đã rất cố
gắng tham khảo tài liệu nhưng không thể tránh khỏi nhứng thiếu sót . Em rất mong
nhận được sự hướng dẫn tận tình và chỉ bảo của các thầy cô trong bộ môn để em
củng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về kiến thức đã học . Cuối cùng em xin
chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc biệt là sự giúp đỡ tận tình của thầy
giáo Vũ Thế Truyền . Đến nay cơ bản em đã hoàn thành nhiệm vụ của mình , tuy
còn nhiều thiếu sót trong quá trình làm đồ án , em kính mong sự chỉ bảo của các
thầy cô để em có thể củng cố thêm kiến thức và hoàn thành tốt nhiệm vụ của mình.
Em xin chân thành cảm ơn !

Thái Nguyên, ngày 22/11/2016
Sinh viên

Nguyễn Quốc Hưng

1


Mục Lục

Chương 1: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
Tính chọn động cơ

1.1.

1.1.1.

Xác định công suất cần thiết của động cơ:

Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ xác định theo công thức:
Pct=
Trong đó:
+ Công suất công tác Pt:
Pt = Ptd = Plv.
= = 2.

2


= 7,96 (kw)
+ Hiệu suất hệ dẫn động ղ:
Theo sơ đồ đề bài thì: ղ = ղđai .bánhrăng trụ . ổ lăn.ղkhớp nối
m : Số cặp ổ lăn ( m = 4)
n : số cặp bánh răng ( n = 2)
Tra bảng 2.3 (Tr 19) ta được các hiệu suất
•
•
•
•

Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai: ղđ = 0,95
Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng trụ: ղbr = 0,96 (được che kín)
Hiệu suất làm việc của khớp nối: ղk = 0,99

Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn: ղol = 0,99

=> Hiệu suất làm việc chung của bộ truyền:
η = 0,95 . (0,96)2 . (0,99)4 . 0,99 = 0,833
=> Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct=
1.1.2.

= = 9,56 (KW)

Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức 2.18:

nsb = nlv . ut
Trong đó:
nlv: Sốvòng quay của trục công tác
ut : Tỉ số truyền của hệ thống dẫn động
+ nlv= =

= 50,955

Với : v – vận tốc băng tải hoặc xích tải, m/s
D – đường kính tang quay, mm
+ ut = uh .uđ = 8 . 2 = 16
Với: uh – Truyền động bánh răng trụ (hộp giảm tốc cấp 2), chọn bằng 8
ut– Truyền động đai dẹt ( thường), chọn bằng 2
3

=> Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

nsb = nlv . ut= 50,995 . 16 = 815 (v/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb= 1000 (v/ph)
Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện :
Pđc ≥ Pct
nđc ≈ nsb
Tqt ≤ Tmax
Ta có : Pct = 9,56 (kw), nsb= 815 (v/ph), = = 1,5

Theo bảng phụ lục P1.3 (trang 237)
Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau:
Pđc = 11 (kw) ; nđc = 970 (v/ph) ;

= 1,2

Kết luận: Động cơ 4A160S6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế.

Phân phối tỉ số truyền.

1.2.

1.2.1.

Tỷ số truyền chung:
Ut =

=

= 19

- Theo công thức (3.24) ta có : ut = uh.un
Chọn un = 2

=> uh =

=

= 9,5

Uh = u1.u2
Với u1 : tỷ số truyền cấp nhanh
u2 : tỷ số truyền cấp chậm
Ta có u1 = 0,7332.uh0,6438 = 3,124 => u2 = 3,04
Tính lại giá trị un theo uh trong hộp giảm tốc
4


Un = = 2
Vậy uh = 9,5 ; uđ= 2 ; u1 = 3,124

1.2.2.

; u2 = 3,04

Tính toán các thông số.

*) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục ( I, II, III ) của hệ dẫn
động.

- Công suất:
Plv =

=

= 10,5(kw)

+ Trục III:
P3 = = 10,7 (kw)
+ Trục II:
P2 = = 11,26 (kw)
+ Trục I:
P1 = = 11,85 (kw)
- Số vòng quay:
nI =

= = 485 (v/ph)

nII =

= = 155,25 (v/ph)

nIII =

= = 51 (v/ph)

- Momen:
Ttđc = 9,55. 106. = 9,55. 106. = 108298,97 (N.mm)

5


T1 = 9,55. 106. = 9,55. 106. = 233335 (N.mm)
T2 = 9,55. 106. = 9,55. 106. = 692644,1 (N.mm)
T3 = 9,55. 106. = 9,55. 106. = 2003627,45 (N.mm)
Ta lập được bảng kết quả tính như sau:
Động cơ
Trục thông số
Công suất
P (kw)
Tỷ số truyền u
Số vòng quay n
(v/ph)
Momen xoắn T
(N.mm)

I

11
2
970

II

11,85
11,26
3,124
485
155,25

108298,97

233335

692644,1

III
10,7
3,04
51
2003627,4
5

Chương 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ
TRUYỀN
2.1. Tính chọn đai
2.1.1.

Chọn đai

- Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:
Do chế độ làm việc đối với bộ truyền va đập nhẹ trong 2 ca tương đương
với 16h. Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn phải đảm bảo yêu
cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt
vải cao su.
2.1.2.

Xác định thông số bộ truyền

- Chọn đường kính bánh đai nhỏ:
d1 = (5,2…6,4) = 320…394
Chọn d1 = 345 (mm) theo bảng 4.6

6


- Chọn đường kính bánh đai lớn
Theo công thức (4.2) ta có:
d2 =
Trong đó u = uđ = 2 ;ε = 0,01
d2 = = 696,96 (mm)
Theo bảng 4.21 chọn đường kính tiêu chuẩn:
d2 = 710 mm
Vậy tỷ số truyền thực tế:
u1 = = = 2,037
Sai lệch tỷ số truyền: u = .100 = = 3,7< 4% thỏa mãn điều kiện.
- Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai.
Theo 4.3: a ≥ (1,5…2)( d1 + d2) = (1,5…2)(345 + 710) = 1582,5 – 2110
mm
Chọn a = 2000 mm
- Chiều dài đai l = 2a + π(d1 + d2)/2 + (d2 - d1)2/4a
= 2.2000 +π(345 + 710)/2 + (710 - 345)2/4.2000
= 5673 mm
- Vận tốc đai v = π.d1.nđc/60000 = π.345.970/60000 = 17,51 (m/s)
Số vòng chạy của đai: i = v/l = 17,51/5,673 = 3,86 < imax= 3 – 5 thỏa mãn
điều kiện.
Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức 4.6:
a = (λ+ )/4
λ= l - π(d1 + d2)/2 = 5673 – π(345 + 710)/2 = 4016,65

∆ = (d2 – d1)/2 = (710 – 345)/2 = 182,5
=>a = (4016,65+ )/4 = 2016,5 (mm)
Theo 4.7 góc ôm
α1 = 180 – 57(d2 – d1)/a = 180 – 57(710 – 345)/ 2016,5 = 170 > 150o
αmin = 150o đối với đai vải cao su.
2.1.3.

Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai.

Theo (4.9), Ft = 1000.Pđc/v = 1000. 11/17,51 = 628 N
Theo bảng 4.8 tỉ số (δ/d1)max nên dùng là 1/40 ( đai vải cao su),
do đó δ = d1/40 = 345/40 = 8,6 mm , theo bảng 4.1 dùng loại đai E-800 có
lớp lót, trị số chuẩn là δ = 9 mm ( với số lớp là 3)
- Ứng suất có ích cho phép, theo 4.10 :
[σF] = [δF]0.Cα.Cv.C0
Trong đó: Chọn σ0 = 1,6 Mpa => k1 = 2,3 ; k2 = 9
Do đó: [σF]0= k1 – k2δ/d1 = 2,3 – 9.9/345 = 2,065 MPa
7


Cα = 0,97 ( bảng 4.10) ; Cv = 0,95 (bảng 4.11) ; C0 = 1
=> [σF] = 2,065.0,97.0,95.1 = 1,9 (MPa)
- Theo công thức 4.8 :
b = Ft.Kđ / ([σF].δ) = 628. 1,25/(1,9.9) = 45,9 mm
Trong đó: Kđ =1,25 (bảng 4.7) ;
Theo bảng 4.1 ta lấy trị số tiêu chuẩn b = 40 mm ;
Chiều rộng bánh đai B tra bảng
2.1.4.

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Theo 4.12 lực căng ban đầu F0 = σ0.b.δ = 1,6.40.9 = 576 N
Lực tác dụng lên bánh đai:
Fr = 2.F0.sin(α1/2) = 2.576.sin(170/2) = 1147,6 N

2.1.5.

Bảng kết quả tính toán
Thông số

Giá trị

Đường kính bánh đai nhỏ
Đường kính bánh đai lớn
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Tiết diện đai
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh đai nhỏ
Lực tác dụng lên trục

d1( mm)
d2 (mm)
B (mm)
l (mm)
b x δ (mm2)
a (mm)
α1(o)
Fr (N)

8

345
710
5673
40 x 9
2000
170
1147,6


Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

2.2.

2.2.1. Chọn vật liệu.
- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được

-

2.2.2.

công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 10,7 (kw) cho nên
vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB ≤ 350
Chọn vật liệu
Bánh nhỏ : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB241 …285 , có:
σb1 = 850 MPa ; σch1 = 580 MPa ; Chọn HB1 = 270 (HB)
s ≤ 60 mm
Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240
σb2 = 750 MPa ; σch2 = 450 MPa ; Chọn HB2 = 230 (HB)

s ≤ 100 mm

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
= ZRZVKxH.KHL ;
Chọn sơ bộ : ZRZVKxH = 1

Với SH là hệ số an toàn, theo bảng (6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1
ZR - Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc.
ZV – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
KxH – Hệ số kể đến kích thước bánh răng
=> = . KHL /
Theo bảng 6.2 ta có:
= 2.HB + 70
=> = 610 MPa
= 530 MPa

Hệ số tuổi thọ KHL :
KHL =
với mH = 6 ( bậc của đường cong mỏi)
Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
9


NOH = 30;
=> NHO1 = 30.2702,4 = 2,05.107
NHO2 = 30.2302,4 = 1,4 . 107
NHE : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở.
NHE = 60c.(Ti/Tmax)3niti
C: số lần ăn khớp trong một vòng quay.
Ti, ni, ti – Lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở

chế độ i của bánh đang xem xét
NHE2 = 60.n1/u1. .(Ti/Tmax)3niti
= 60.485/3,124.20000.((1/1,5)3.4+(0,55/1,5)3/2) = 2,25.108 > NHo2
do đó KHL2 = 1, suy ra NHL1 > NHO1, do đó KHL1 = 1
=>

[σH]1 = = 554,5 MPa
[σH]2 = = 481,8 MPa

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho
phép xác định như sau:
[σH] = min( [σH]1 , [σH]2 ) = 481,8 MPa

2.2.3.

Xác định ứng suất uốn cho phép
[σF] = ().YR.YS.KxF.KFC.KFL
Trong đó: - [σFlim] là ứng suất uốn với chu kỳ cơ sở.
- SF = 1,75 tra bảng 6.2
Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1
=> [σF] = σoFlim. KFC.KFL / SF
Theo bảng 6.2 có

σoFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (MPa)
σoFlim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (MPa)
10


Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
KFL =

NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép)
NFE = 60.c..ti.ni
Vậy với bánh răng lớn ( lắp với trục II) ta có:
NFE2 = 60. 485/3,124.20000.((1/1,5)6.4+(0,55/1,5)6.2) = 6,5.107
Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như
sau:
[σF]1 = = = 277,7 (MPa)
[σF]2 = = = 236,6 (MPa)
2.2.4.

Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng:

-

aw = 49,5. (u1 + 1) .
Ta có:
T1 = 233335 (N.mm) ; u1 = 3,124 ; = 0,3 và = 481,8 (MPa)
Ψd = 0,53.ψba.(u1 +1) = 0,53.0,3.(3,124+1) = 0,65 ≈ 0,8 ; Tra bảng 6.7 ta
xác định được KHβ = 1,05 (Sơ đồ 5)
Thay số vào công thức xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw :
aw = 49,5.(3,124+1). = 212,4 (mm)

2.2.5. Xác định các thông số ăn khớp
- Môđun: m = ( 0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02)212,4 = 2,129 ÷ 4,258
-

Chọn môđun = 2,5

Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và
Z2 ta có:

-

Z1 = = = 41,2 (răng) , Chọn Z1 = 40 răng
=> Z2 = u1.Z1 = 42.3,124 = 131,2 chọn Z2 = 130 răng
Vậy Zt = Z1 + Z2 = 42 + 128 = 170 (răng)
Tính lại khoảng cách trục aw = m.Zt/2 = 2,5.170.2 = 212,5 (mm)
Lấy aw = 213, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 212,5 lên
213
Hệ số dịch tâm y = aw/m – 0,5(Z1 + Z2) = 213/2,5 – 0,5( 40 + 130) = 0,2
Theo 6.23: ky = 1000y/Zt = 1000.0,2/170 = 1,176
11


2.2.6.

Theo bảng 6.10a tra được kx = 0,009, do đó theo 6.24 hệ số giảm đỉnh
răng Δy = kxZt/1000 = 0,009.170/1000 = 0,0015
Theo 6.25, tổng hệ số dịch chỉnh xt = y + Δy = 0,2 + 0,0015 = 0,2015
x1 = 0,5.(xt – (z2 – z1)y/zt) = 0,5(0,2015 – (128 – 42)0,2/170) = 0,05
x2 = xt – x1 = 0,2015 – 0,05 = 0,1515
Góc ăn khớp cosαtw = zt.m.cosα/(2aw) = 170.2,5.cos20o/(2.213) = 0,937
=> αtw = 20,36o

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Yêu cầu phải đảm bảo σH ≤ [σH]
σH = ZM.ZH.ZԐ.
Trong đó: T1 = 233335 N.mm

bw = ψba.aw = 0,3.213 = 63,9 mm ; u1 = 3,124
dw1 = 2aw/(u1 + 1) = 2.213/(3,124 +1) = 103,3 mm, Chọn dw1 = 103
ZM = 274 MPa 1/3 tra bảng 6.5 trang 96
ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
Tra bảng 6.12 với (x1 + x2)/zt = 0,00118 => ZH = 1,71
+ ZԐ = = = 0,75
Ԑα = [1,88 - 3,2(1/Z1 + 1/Z2)].cos0 = 1,778
+ KH = KHβ.KHV.KHα
KHβ = 1,05 ; KHα = 1 (bánh răng thẳng)
Vận tốc bánh dẫn: v = Π.dw1.n1/6000 = 3,14.0,103.485/6000
= 0,026 m/s
Vì v < 2m/s tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9
Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được:
KHV = 1 +
vH = δH.go.v.
Trong đó δH = 0,006 ( HB2 ≤ 350HB, dạng răng thẳng không
vát đầu răng) ; go = 73 ( tra bảng 6.16)
=> vH = 0,006.73.0,0026. = 9,3
=> KHV = 1 + = 1,125
KH = 1,05.1,125.1 = 1,18
σH = ZM.ZH.ZԐ.
Thay số σH = 274.1,71.0,75. = 363,89 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 0,026 m/s < 2 m/s
[σH] = 481,8 MPa
12


σH < [σH] => Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
2.2.7.

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo 6.43 ta có:
σF1 =
Yêu cầu σF1 ≤ [σF1] ; σF2 ≤ [σF2]
Tính các thông số:
+ KF = KFβ .KFα .KFV
Theo bảng 6.7 ta có KFβ = 1,24 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14 cấp chính
xác 9 thì KFα = 1,37 ; KFV = 1,13 bảng phụ lục P2.3
KF = 1,24.1,37.1,13 = 1,92
+ Với Ԑα = 1,778 => Yε = 1/Ԑα = 1/1,778 = 0,562
+ Yβ = 1
Số răng tương đương:
ZV1 = = = 40
ZV2 = = = 130
Tra bảng 6.18, hệ số dịch chỉnh x1 = 0,05, x2 = 0,1515 thì YF1 = 3,7, YF2 =
3,58
=> σF1 = = 113,2 MPa
σF2 = σF1. YF2/ YF1 = 113,2.3,58/3,7 = 109,5 MPa
Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác
định như sau:
[σF1] = σF1.YS.YX.YR và [σF2] = σF2.YS.YX.YR
13


Với m = 2,5 => YS = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,01 .Còn YR = 1 và KxF = 1
=> [σF1] = σF1.1,01.1.1 = 280,477 MPa
[σF2] = σF2.1,01.1.1 = 238,966 MPa
Như vậy σF1 < [σF1] , σF2 < [σF2] nên răng thỏa mãn độ bền uốn
2.2.8.

Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Ứng suất quá tải cho phép:
[σH]max = 2,8. σch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa
Kqt = Tmax/T = 2
σH1max = σH . = 363,89 . = 514,6 MPa < [σH]max
σF1max = σF1. Kqt = 113,5 .2 = 227 MPa
σF2max = σF2 . Kqt = 109,5 .2 = 219 MPa
Vì σF1max < [σF1]max , σF2max < [σF2]max nên thỏa mãn quá tải .
Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm
bảo được bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn.

2.3.
Tính toán thiết
2.3.1. Chọn vật liệu :

kế trục

Chọn vật liệu: Đối với trục của bộ giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu
tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa có cơ tính
như sau:
σb= 600 MPa , σch = 340 MPa ; Với độ cứng là 200 HB
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12 ÷ 30 MPa tùy thuộc vị trí đặt lực ta xét.
2.3.2. Tính toán thiết kế trục :
2.3.2.1.
Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng :

Bộ truyền bánh răng trụ :
= =

= = 4530,78 ( N)

= = = = 1681,4 ( N)
14


= = . tg = 4530,78 . tg 0 = 0 ( N )

2.3.2.2.

Xác định sơ bộ trục đường kính trục :

Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
d với k = 1…3
=

= 45,98 mm. Chọn = 45 → = 25

=

= 56,08 mm. Chọn = 55 → = 33

=

= 74,1 mm. Chọn = 75 → = 43

2.3.2.3.

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :

Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo công
thức ( 10. 10)
= ( 1,2 … 1,5 ) . d
-

Với bánh răng 1 và động cơ ta có :

= lm13 = ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 45 = ( 54 … 67,5 ). Chọn = 55 , = 60
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 65 = ( 78 … 97,5 ). Chọn = 90
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 65 = ( 78 … 97,5 ). Chọn = 85
= ( 1,2 … 1,5 ). = ( 1,2 … 1,5 ) . 90 = (108…135). Chọn = 130
-

Chiều dài may ơ khớp nối

= ( 1,4 … 2,5 ) . = (126 … 225 ). Chọn = 140
Trị số các khoảng cách : = 10 , = 10 , = 15 , = 20
Khoảng cách côngxôn trên trục I :

15


= 0,5 . ( + ) + +
= 0,5.(55 + 25) + 15 + 20 = 75 ( mm )
Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất :
= 0,5 . ( + ) + +
= 0,5.(43 + 140) + 15 + 20 = 126,5 ( mm )
Xác định chiều dài các đoạn trục
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :

= 0,5 . ( + ) + +
= 0,5.(90 + 33) + 10 + 10 = 81,5 ( mm ) Chọn l22 = 82 mm

= + 0,5 . ( + ) +
= 82 + 0,5.(90 + 85) + 10 = 180 ( mm )
= + + 3. + 2 . +
= 90 + 85 + 30 + 20 + 33 = 258 (mm)
= = = 258 mm
l12 = l22 = 82 mm
l32 = l23 = 180 mm
A. Thiết kế trục I

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 4530,78 ( N ) , = 1681,4 ( N ) ;

=0 ;

=0

= (0,2 ÷ 0,3).2.TIII/Dt = ( 0,2 ÷ 0,3).2.2003627,45 / 450 = 1781 – 2671,5 ( N )
Chọn Fk = 2000 N
Fđai = 1147,6 (N)
Theo phương x :
16


: Ft1.l12 - FBx.l11 = 0
=> FBx = = = 1440 (N)
Theo phương y :
: -Fđai.lc12 - Fr1.l12 + FBy.l11 = 0

=> FBy = = = 868 (N)
: FAx – Ft1 + FBx = 0
=> FAx = Ft1 – FBx = 4530,78 – 1440 = 3090,78 (N)
: -Fđai + FAy +Fr1 - FBy
=> FAy = Fđai - Fr1 + FBy Fđai = 1147,6 - 1681,4 + 868 = 334,2 (N)
•

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :

Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
=
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 295922,5 ( N. mm )
Momen tổng phía trái điểm C :
= = 267656,2 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=
Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 358335 ( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 335371( N.mm )
•

Tính đường kính trục tại các tiết diện:

=
17


- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục . Tra bảng 10.5 : = 63 MPa

Đường kính trục tại tiết diện C :

= = 40,46( mm )
= = 39,61( mm )
Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ bộ trục là = 40 mm
Ta có :
=
= = 219640,53 ( N.mm )
= =

= 34 ( mm )

Xuất phát từ yêu cầu và công nghệ , lắp ghép và độ bền ,kết hợp lắp có độ dôi để lắp
các chi tiết quay trên trục ( tra bảng 9.1 và 9.2 ) ta chọn đường kính đoạn trục I :
= 30 mm ;

= = 34 mm

; = 40 mm

18


Fr1

FAx

Frd

FAy

A

FBx

Ft1

A

FBy

152768,8

86070

My
253440
Mx

Ø34

Ø40

Ø30

T

19

 Kiểm nghiệm
• Kiểm nghiệm về độ bền mỏi trục :

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được bộ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết
diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện . Theo công thức (10.19)

s= [s]
Trong đó : [ s ] – hệ số an toàn cho phép , thông thường [ s ] = 1,5 … 2,5
– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Theo công thức ( 10.20 ) , (10.21 ) ta có :

=
=
Trong đó :
+ và – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
Trục làm bằng thép 45 có : = 600 MPa . Do đó :
= 0,436 . = 0,436 . 600 = 261,6 MPa
= 0,58 . = 0,58 . 261,6 = 151,73 MPa

+ , – biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
+ , – trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
Do trục quay , theo công thức ( 10. 22 ) ta có :

=0 ; = =
Theo bảng 10.6 ta có : =

; =

Kích thước tiết diện then : b = 10 ; h = 8

Chiều sâu trên trục : = 5
20


Chiều sâu rảnh then trên lỗ : = 3,3
Tiết diện lắp có một rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có :
Momen cản uốn :

= = = 6280
Momen cản xoắn :

= = = 12560


= = = 42,6

Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:


= = = = 9,3

+ và – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Theo bảng 10.7 tra được : = 0,05 ; = 0
+ và – hệ số xác định theo công thức (10.25) và ( 10.26 )

=
=
Theo bảng (10.8) ; (10.9) chọn được :
= 1,06 ( trục gia công trên máy tiện với = 2,5 … 0,63 )
= 1,2 – hệ số tăng bền bề mặt trục , bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền

bề mặt ,cơ tính vật liệu : = 1,1 …. 1,25
và – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn
mỏi. Theo bảng (10.10) ta có : =0,88 ; = 0,81
và – hệ số tập trung ứng suất khi uốn, xoắn
Theo bảng ( 10.12 ), trục có rãnh then, dùng dao phay ngón ta tra được :
= 1,76 ; = 1,54


= =2 ;

= = 1,9
21


Tra bảng (10.11) :

= 2,06 ; = 1,64

Chọn : = 2,06 ; = 1,9 để tính :

= = = 1,716
= = = 1,633
Vậy ta có :

= = = 3,58
=

= = 10

=

= = 3,37

= 3,37 [ s ] = 1,5 … 2,5
Vậy trục I thỏa mãn điều kiện mỏi.

B.

Thiết kế trục II :

= 4530,78 ( N ) , = 1681,4( N ) ;
== =

=

== 0 , = = 0

= 4424,1 ( N )

= = . = 4424,1. = 1641,8 ( N )
Xét các phản lực các gối ( Giải thiết như hình vẽ ) :
Phản lực theo phương x :
: Ft2.l22 + Ft3.l23 – FBx.l21 = 0
FBx =

=

= 4526,6 (N)

Theo phương y :

: Fr2.l22 – Fr3.l23 + FBy.l21 = 0
FBy =

=

= 611 (N)

22


 = =0

= = 4530,78 + 4424,1 – 4526,6 = 4428,28 (N)
 = –+ = 0

= - = 1681,4 – 1641,8 + 611 = 650,6 (N)
Chiều giải thiết đúng

•

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :

Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
=
Xét tại điểm C :
Momen tổng phía trái điểm C :
= = 367017( N. mm )
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 829675,46 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :

=
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 703220( N.mm )
Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 1023805,78 ( N.mm )
Xét tại điểm D :
23


Momen tổng phía trái điểm D :
= = 357082,55 ( N. mm )
Momen tổng phía phải điểm D :
= = 356278,2 ( N. mm )

Momen tương đương tại các tiết diện j :
=
Momen tương đương bên trái điểm D :
= = 361292,5 ( N.mm )
Momen tương đương bên phải điểm D :
= = 697675,45 ( N.mm )
•

Tính đường kính trục tại các tiết diện:

=
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục . Tra bảng 10.5 : = 63 MPa
Đường kính trục tại tiết diện C :

= = 48 ( mm )
= = 54,6( mm )

Theo tiêu chuẩn chọn = 48 mm
Đường kính trục tại tiết diện D :

= = 38,56 ( mm )
= = 48 ( mm )
Theo tiêu chuẩn chọn = 48 mm
Chọn đường kính tại chổ lắp ổ lăn theo tiêu chuẩn = 40 mm
24


25