2 trần quang huy

z1

LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học không những
giúp sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học, mà nó còn là cơ
sở quan trọng cho các môn chuyên ngành. Do lần đầu tiên làm quen với công việc
tính toán thiết kế chi tiết mấy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế, cho nên dù đã cố
gắng tham khảo tài liệu bài giảng của các bộ môn liên quan. Song bài làm của sinh
viên không thể tránh khỏi những sai sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn
và chỉ bảo tân tình cảu các thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy cô bộ môn, đặc biệt là thầy
Vũ Thế Truyền đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ bảo tận tình giúp sinh viên hoàn
thành nhiệm vụ được giao.
Thái Nguyên, ngày 22 tháng 11 năm 2016
Sinh viên

TRẦN QUANG HUY

1


z2

Mục lục

Chương 1.Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số
truyền
1.1: Tính chọn động cơ
1.1.1 Tính công suất làm việc
=== 4,27KW
1.1.2 Tính trị số hiệu suất truyền động:

Ƞ=.
2


z3

Theo bảng 2.3 ta được:
Hiệu suất bánh răng: =0,98
Hiệu suất ổ lăn: =0,995
Hiệu suất bộ truyền xích: =0,95
Hiệu suất bộ truyền khớp nối: =1


Ƞ=..0,97.1 =0,91

1.1.3 Tính công suất cần thiết trên chục động cơ
1.1
Xác định công suất cần thiết của động cơ
Với =

= 0,86

Với là công suất trên trục công tác ( KW )
Với là hệ số tại trong thay đổi
= 4,27 . 0,86 / 0,91 = 4,04
1.1.4 Tính số vòng quay trên trục công tác
( v/ph )
1.1.5 Tính chọn tỷ số truyền sơ bộ
=
Theo bảng 2.4 ta được:

Tỷ số truyền bộ truyền xích: =4
Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng: =17


= 4.17=68

1.1.6 Tính số vòng quay trên trục động cơ
= = 21,5.68= 1462 (v/ph)
1.1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn =1500 (v/ph)
3


z4

1.1.8 Tính chọn động cơ
Tra bảng P1.1 và P1.4 phụ lục tài liệu , chọn động cơ thỏa mãn:

Ta được động cơ với các thông số sau : Ký hiệu động cơ:

1.2: Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền chung:
=== 64,36
Mà = = 67,36 / 4 = 16,84

= = 5,3
1.2.2

= 16,84 / 5,3 = 3,17

Tính các thông số trên trục

1.2.1.Công suất động cơ trên các trục ;
*Công suất động cơ trên trục công tác :
= 4,27/ 0,995.0,96 =4,4(kw)
*Công suất động cơ trên trục dẫn III
= 4,4/ 0,995.1 = 4,5 (kw)
*Công suất động cơ trên trục dẫn II
= 4,5/0,995.0.97 =4,65 (kw)
1.2.2.Tốc độ quay trên các trục :
*tốc độ quay trên trục I là : 485(v/p)
*tốc độ quay trên trục II là : 91,50(v/p)
*tốc độ quay trên trục III là : 28,86 (v/p)
*tốc độ quay IV là :
9,62 (v/p)
4


z5

1.2.3 Momen xoán trên các trục:
* Momen xoắn trên trục I là :
92546,39 (N/mm)
* Momen xoắn trên trục II là :
474890,7 (N/mm)
* Momen xoắn trên trục III là :
1455994,4 (N/mm)
* Momen xoắn trên trục IV là :
4814708,94 (N/mm)
Tra có bảng thông số sau :

Công suất P
(kw)
Tỷ số truyền i
Vận tốc vòng n
(v/p)
Momen (N.mm)

Động cơ
I

II

III

IV

5,5

4,65

4,5

4,4

5

3
1455

,3
485

92546,39

474890,7

3,17
91,50

9,62

1455994,
4

4814708,94

Chương 2. Tính Toán Thiết Kế Các Bộ Truyền
2.1.Tính toán thiết kế bộ truyền xích
Thông số yêu cầu: ==5,5(KW)
= 2,2 (N.mm)
=(v/ph)

5


z6

u==3
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài =80

2.1.1 Chọn loại xích
Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ, vận tốc truyền thấp và hiệu suất của
bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.
2.1.2 Chọn số răng đĩa xích
=292u= 292.3=23
Chọn =23
=u=3.23=69

Chọn =69

2.1.3 Xác định bước xích
Bước xích p được tra bảng 5.5 trang 81 với đk

Ta có
Ta chọn bộ truyền xich thí nghiêm là bộ truyên xích tiêu chuẩn có số răng và vận
tốc nhỏ nhất

Do vậy ta tính được:
Hệ số hở bánh răng:

===1,08

= =1,68
k

(1)

k được tính tư cá hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với
– hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích 1

hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xich
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
6


z7

hệ số tải trọng động ,kể đến tính chất của tải trọng ,2
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Từ (1) ta có k8.1,2.1,45
Công suất cần truyền P=0,55 kN
Do đó ta có
Tra bảng 5.5 trang 81 ta có điều kiện sau
Ta được như sau
Bước xích p=19,05mm
Đường kính chốt
Chiều dài ống B=17,75mm
Công suất cho phép =13,5KN
2.1.4: Xác định khoảng cách trục và ổ mắt xích
Chọn sơ bộ a=40.p=40.19,05=762 mm
Số mắt xích:
X== 195
Chọn số mắt xích là chẵn x=195
Chiều dài xích L=x.p=195.19,05= 3714,7 mm

=9465,5 mm
Để xích không quá căng ta cần giảm a một lượng: a=
Ta có a=514,48.0,003=1,54 (mm)
7

z8

Do đó a=Δa
Số lần va đập của xích i:
Tra bảng 5.9 với loại xích ống con lăn, bước xích p=12,7 (mm)
Số lần va đập cho phép của xích 60

i = 14,97 =60
2.1.5: Kiểm nguyện xích về độ bền
s= , với:
Q: Tải trọng phá hỏng: Tra bảng 5.2 với p=12,7 (mm) ta được:
Q=18,2 (kN)
Khối lượng 1m xích: q=0,65 (kg)
: Hệ số tải trọng động:
Do làm việc ở chế độ trung bình: =1,2
: Lực vòng:
=
Mà v= ==63,656 (m/s)
= = 86,40 (N)
: Lực căng do lực ly tâm sinh ra:
=q.=0,65. =2633,35 (N)
Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
=9,81qa,

Trong đó:

: Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích: Do =70 =2
8

z9

=9,81.2.0,65.512,94=6541,5 (N)
- Hệ số an toàn cho phép : Tra bảng 5.10 với p=12,7 (mm);
=800 (v/ph) ta được =10,2
Do vậy:

s=== 2,71.

2.1.6: Xác định thông số của đĩa xích

Đường kính đỉnh răng:

Bán kính đáy: r=0,5025+0,05=0,5025.8,51+0,05=4,33 (mm)
Trong đó: =8,51 được tra trong bảng 5.2
Đường kính chân răng:

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
() , Trong đó:
: Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã được =1,2
A: Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12 với p=12,7 mm;
⇨ A=39,6 (m)
: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào =21, =0,48
: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy
: Lực va đập trên m dãy xích:

9

z10

E là modun đàn hồi E=2,1. (MPa)
Từ (*) ta suy ra =0,47=164,9 MPa
Như vậy dung thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt độ ứng suất
tiếp xúc cho phép =500 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa
2.1.7: Xác định lực tác dụng lên các trụ
40.74 N
Trong đó hệ số kể đến trọng lượng xích
Do góc trên 40nên ta chọn =1,05
Thong số

Ký hiệu

Giá trị

Loại xích

Xích ống con lăn

Bước xích

p

19,05 (mm)

Số mắt xích

x

140

Chiều dài xích

l

2667(mm)

Khoảng cáchtrục

A

106(mm)

Số răng đĩa xích nhỏ

19

Số răng đĩa xích lớn

95

Đường kính vòng chia đĩa
xich nhỏ

(mm)

Đường kính vòng chia đĩa
xính lớn

(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa
xích nhỏ

9,99 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa
xích lớn

10,03 (mm)

10


z11

Lực tác dụng lên trục

(N)

Đường kính chân răng đĩa
xích nhỏ

(mm)

Đường kính chân răng đĩa
xích lớn

(mm)

2.2 : Thiết kế bộ truyền bánh răng Trụ
2.2.1. Chọn vật liệu :
- Do công suất truyền tải không lớn lắm ,không có yêu cầu gì đặc biết về vật liệu ,
để thống nhất trongthiết kế ở đây chọnvật liệu haicấp nhưng hau cụ thể chọn
thép 45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng
,nên nhiệ tluyện bánh răng lớ n đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10
15 đơn vị
•

+ ( 10 … 15 ) HB

•

Bánh nhỏ :

+ Thép 45 tôi cả ithiện
+ Đạt độrắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa
+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
•

Bánh lớn :

+ Thép 45 tô icải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
+ Giới hạn bền : = 750 MPa
+ Giới hạn chảy : = 450 MPa
11

z12

Chọn độ rắn của bánh lớn : = 250
2.2.2. Xác định ứng suất cho phép :
Ứng suấ ttiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] được xác định bởi
côngthức :
[] =
[] =

( 1)
( 2)

Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn chophép ứng
với số chu kì cơ sở
, – hệ số an toànkh tính về tiếp xúc vàu ốn
Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70
= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260 , độrắncủabánhlớn : = 250
= 2 + 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa
= 2 + 70 = 2 . 250 +70 = 570 MPa
= 1,8 = 1,8 . 260 = 468 MPa
= 1,8 = 1,8 . 250 = 450 MPa
– hệsố xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7
*Tính hệ số và – hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền :

=
12


z13

=
ở đây : , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30


= 30 = 30 . = 1,87 .

= 30 = 30 . = 1,7 .
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4 .đối với tất cả các loại thép
, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương .Khi bộ truyền làm việc với tả itrọng
thayđổi :
= 60c
=
= . = 0,25
Do đó = 1
Suy ra do đó = 1
Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :
[] =
[] = = 536,36
[] = = 518,18
Với bộ truyền bánh răng trụ thằng ,ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá trị trung

bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1,25 []

13


z14

[] = = = 527,39 1,25 []
•

Kiểm tra sơ bộ ứng suất :

1,25 [] = 1,25 . 518,18 = 647, 73 MPa 527,39 =>Thỏa mãn yêu cầu
Theo :
= 60c
=
= .=
Vì do đó: = 1 và = 1
Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được :
[] =
[] = = 267,43 MPa
[] = = 257,14 MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
[ = 2,8 . = 2,8 . 580 = 1624 MPa
[ = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 580 = 464 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 450 = 360 MPa
2.2.3. Xác định các thông số của bánh răng :
A, Xác định sơ bộ khoảng các htrục :
Theo công thức :

= .( .

(*)

14


z15

+ – 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
+ , – cáchệsố . Trabảng6.6 : = 0,3
= 0,53. (u +1 ) = 0,53 . 0,3 . (5,3 + 1 ) = 0,67
Tra bảng 6.7 vớisơ đồ 6 : = 1,02
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. (5,3 +1 ) . =205,11 mm
Lấy = 206 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
= .
+ - hệ s ốphụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : = 77
MP
= 77 . = 56,36 mm
2.2.4. Xác định các thong số ăn khớp :
2.2.4.1. Xác định môđun :

m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) .= ( 0,01 0,02 ) .206 = (2,06 )
15


z16

Để thốngn hất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m
=3
2.2.4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x :
Ta có góc nghiêng = 0 , số răngbánhnhỏ :
= = = 32,46
Lấy = 32
Số răng bánh lớn : = . = 32.5,3 =196,6
Lấy = 104
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 3,25
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 204 mm
2.2.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏamãn 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 dạngbề 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
a=0,5m.()=108

16


z17

+ = arcos ( ) = arcos ( ) =60,16
Thaysốliệuvào (*) ta có :
= = = 1,52
Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tínht heo công thức :
= =0
Với là chiềurộng vành răng :
= . = 0,3 . 204 = 61,2mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,75


= = 0,86

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (1 )
+ – hệ sốkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng ,tra bảng 6.7
ta được : = 1,02
+ – 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 = = = 2,83 ( m/s )
Với v = 2,83 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 6. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 6 và suy ra =1,02

Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
17


z18

Theo bảng (6.16) : = 38
= . .v . = 0,006 . 38 .2,83 . = 5,12
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + =1,15
Theo (1 ) ta được : = . . = 1,02.1 .1,15=1,173
Thay các số liệu vào : = . . .
= 274 .1,52. 0,86 . = 332,82MPa
Xác định chính xá cứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2,83 m/s 2,5 m/s , = 1với cấp chính xác là động học là 8 , chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5…. 1,25m ,
do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] . . . = 527,39 .1 .0,67 . 1 = 353,35

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
2.2.5. 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 , theobảng 6.14 với v 5 m/s và cấp chính xác là 8, = 1,27

Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
18


z19

= 56( tra bảng 6.16 )
Suy ra : = 0,016 . 56 .2,83 . =20,09
+ – hệ sốkể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + =1,47
Do đó : = . = 1,05 . 1,27 . 1,47 = 1,96
Ta có : = 1,74 => = = = 0,57
= 0

=> = 1 – = 1

Số răng tương đương :
= = = 32
= = = 104
Theo bảng 6.18 ta được : = 3,80 , = 3,60
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 3 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 : [ ] = [ ] . . . = 267,43 . 1 .1 .1 = 267,43
[ ] = [ ] . . . = 257,14 . 1 .1 .1 = 257,14
Thay các giá trịvừa tính được vào công thức :
= = 44,89MPa

= 44,89MPa [ ] = 267,43 MPa
= = = 42,53MPa [ ] = 257,14 MPa
19


z20

2.2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải( thí dụl úc mở máy , hãm máy , … vv ) với
hệ số quá tải :
=
Trong đó :là momen xoắn quá tải , T là monen dẫnhư ghĩa
Theo 6.48 với = = 2,2
= . = 332,82. =493,65MPa < [ = 1260MPa
Theo (6.49) :
= . =44,89. 2,2 =98,76MPa<[ = 464MPa
= . = 42,53. 2,2 =93,57MPa< [ = 360MPa


Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :
= = 56,36mm
= = .u = 56,36.3,25 = 183,17mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 .( 1 + - ) .m = 56,36 + 2 . ( 1 + 0 ) 3 =
=62,36mm
= + 2 .( 1 + - ) .m = 183,17+ 2 . ( 1 + 0 ) . 3= =189,17mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 56,36 – 2,5 . 3 =48,86 mm

= – ( 2,5 – 2 . ) . m =183,17– 2,5. 3 = 175,67 mm
Các thông số và kích thước của bộ truyền :

20


z21

Khoảng cách trục

= 206 mm

Môđun pháp

m = 3 mm

Chiều rộng vành răng

= 61,2mm

Tỉ số truyền

= 3,25

Số răng bánh răng

= 32 , = 104

Hệ số dịch chỉnh

=0, =0

Góc nghiêng của răng

=0

2.3: Tính Toán Thiết Kế Trục
2.3.1. Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng thép 45 thường
hóa hoăc tôi cải thiện .
Thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau :
Độ rắn HB = ( 170 …217 )
Giới hạn bền : = 600 MPa
Giới hạn chảy : = 340 MPa
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 :
== = = 1413 ( N) =
= = = = 3123,77 ( N) =
= = . tg = 1413 . 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

21


z22

d

mm

Tra bảng 1.7 ta được : = 19 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 15 mm
Với trục II ta có :

- ứng suất xoắn cho phép , MPa với vật liệu thép 45
= ( 14 … 20 ) MPa . Ta chọn = 20 MPa


= = 29,4 mm

Lấy = 30 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 19 mm
Với trục III :



= = 42,04 mm

Lấy = 45 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 25 mm
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 :
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 19 = ( 22,8 … 28,5 ) mm
Lấy = 25 mm

22


z23

= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36… 45 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 45 = ( 54 … 67,5 ) mm
Lấy = 65 mm
Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi :
= ( 1,4 … 2,5 ) . = ( 1,4 … 2,5 ) . 45 = ( 63 … 112,5 ) mm
Lấy = 110 mm
Trị số các khoảng cách :
Khoảng cách từ mặt cạnh từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :
= ( 8….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :
= ( 5….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nặp ổ :
= ( 10….20 ) mm . Lấy = 15 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông :
= ( 15….20 ) mm . Lấy = 20 mm
Khoảng cách côngxôn trên trục I :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 40 + 19 ) + 15 + 20 = 64,5 ( mm )
Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất :
23

z24

= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 110 + 25 ) + 15 + 20 = 102,5 ( 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. ( 40 + 19 ) + 15 + 15 = 59,5 ( mm )
= + 0,5 . ( + ) + = 59,5 + 0,5 . ( 40 + 65 ) + 15 = 127 ( mm )
= + + 3. + 2 . + = 40 + 65 + 3 .15 + 2 .15 + 15 = 195(mm)
2.3.2.4 . Thiết kế Trục I :
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 1413 ( N ) , = 3123,77 ( N ) ;

=0 ; =0

= 0,2 . = 0,2 . 3123,77 = 624,754 ( N )
Theo phương x : = . 195 – . 59,5 = 0


= = = 431,14 ( N )

Theo phương y :
= – .195 + . 59,5 + . 64,5 – = 0


= = = 1159,7 N

= ++ – = 0


= ––+ = –1159,7 – 624,754 + 3123,77 = 1339,31( N )

= –+ = 0


= – = 1413 – 431,14 = 981,86 ( N )

Chiều giải thiết đúng
•

Tính monen uốn tổng và momen tương đương :

Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
24


z25

=
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 165396,53 ( N. mm )
Momen tổng phía trái điểm C :
= = 65428,94 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=
Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 168085,98 ( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 71957,16 ( 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 :
= = 32,9 ( mm )
= = 32,28 ( mm )
Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ bộ trục là = 19 mm
Ta có :
= =
= 50206,62 ( N.mm )


= = = 29,32 ( mm )
25