ĐỖ TRƯỜNG THỊNH

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 cảu 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 23 thang 11 năm 2016

Sinh viên

Đỗ Trường Thịnh

1


Mục lục :

Chương 1 : Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền :
1.1 Tính chọn động cơ :
1.1.1 Công suất yêu cầu động cơ :
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:
=

(1)

Trong đó : – công suất cần thiết trên trục động cơ , kW
– công suất tính toán trên trục công tác , kW
– hiệu suất truyền động
Trong đó : = = = 3,825

2


Do tải trọng không thay đổi :
= = 3,825( KW )
Theo công thức (1 ) ta có :
= =
Thay số liệu và tra bảng 2.3 trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ :
+ Bộ truyền bánh răng trụ : = 0,96
+ Bộ truyền xích : : = 0,95
+ Một cặp ổ lăn : = 0,99
+ Khớp nối : = 0,99
Hay :
= = 4,59 ( KW )

1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác băng tải là :
= = = 43 ( vòng / phút )
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
= . = ..
Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho các bộ truyền trong hệ ta được :
= . . = 43 .5 . 4 = 860 (vòng / phút )
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : = 1000 ( vòng / phút )
Theo bảng P1.3 Phụ lục với:

= 4,59 kW và = 1000 ( vòng / phút ) dùng kiểu động cơ :
Kiểu động
cơ

Công suất
KW

Vận tốc
quay vòng/

Cos

3


phút
4A132S6Y
3

5,5

960

0,80

2,2

2,0

1.2 . Phân chia tỷ số truyền :

1.2.1 , Tỷ số truyền của hệ dẫn động tính theo công thức :
=
Trong đó :

(3)

- số vòng quay của động cơ đã chọn , vòng/ phút
- số vòng quay của trục máy công tác ,vòng /phút

Thay số liệu vào (3) ta được :
= = = 22,32

1.2.2 , Phân phối tỷ số truyền của hệ cho các bộ truyền :
= .
Trong đó: – tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc là tỷ số của bộ truyền
đai ( )
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Tra bảng 2.4 tỉ số truyền các bộ truyền : = = 4
Do đó ta tính được : = = = = 5,58
Mà ta có : =
Tính lại giá trị của theo trong hộp giảm tốc :
=

= =4

Công suất làm việc băng tải : = = = = 3,825 (kw )

1.2.3 . Công suất trên các trục :
4

= = = 4,06 ( kw )

1.2.4 . Số vòng quay trên các trục :
= = =174,5 ( vòng / phút )
= = = 31,27 (vòng / phút )

1.2.5 . Momen trên các trục :
= = = 42477,60 ( Nmm )
= = = 225424,41 ( Nmm )
= = = 849505,81 ( Nmm )

Vậy ta có bảng kết quả sau :
Trục
Động cơ

I

II

Công suất P,kw

5,5

4,27

4,06

Tỉ số truyền u

4

5,58

5,58

Số vòng quay n, v/p

960

174,5

31,27

Momen xoắn T, Nmm

42477,60

225424,41

849505,81

Thông số

Chương 2: Tính Toán Thiết Kế Các bộ truyền
2.1 Truyền động Đai Thang
2.1.1 Chọn dạng đai:
5

các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai :
= 960 (v/p)
= 5,5 (k/w)

2.1.2.Xác định đường kính đai nhỏ:
Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ = 160 ( mm )
Vận tốc đai : = = 8,03 m / s nhỏ hơn vận tốc cho phép = 25 m /s
2.1.3 Xác định đường kính đai lớn :
Theo công thức ( 4.2 ) ta có :

Với là đường kính bánh đai lớn :
Suy ra :
= 4. 160.(1 0,02 ) = 627,2 (m/s)
Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn = 630 mm
Như vậy tỉ số truyền thực tế :
= = 4,01
Kiểm nghiệm : = 1 %
2.1.4.Xác định chiều dài đai :
Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = = 630( mm) , theo công thức (4.4
) chiều dài đai :
L = 2a + 0,5. () +
= 2. 630 + 0,5 . 3,14 . ( 160+630 ) + = 2748 mm
Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn l = 2750 mm
6


Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s ,theo (4.15):
i = = = 2,92 ( s ) < 10 (s)
2.1.5. Khoảng cách trục a :
Theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2750 mm :

Theo 4.6 :
a=
Với :
= 2750 – 0,5. 3,14 . ( 160 + 630 ) = 1509,7
= = = 235


a = = = 543,87 mm

do đó a = 543,87 mm
Theo ( 4.7 ) góc ôm: = 180

= 180

2.1.6. Xác định số đai cần thiết :
Theo bảng (4.7) : = 1,25
Với =

, = 0,86 bảng 4.15

Với : = 1 ,

= 1

Theo bảng 4.17 với : u = 4 ,

= 1,14

Theo bảng 4.19 [ ] = 2,71 với : v = 8,03 m/s ,
=

2,05 ,

= 0,93

Thay vào công thức
Z=

= 3,7

Lấy : z =4 đai
7

= 160mm


2.1.7.Xác định các kích thước của bánh đai :
Chiều rộng bánh đai
B = ( z – 1 ) .t + 2.e
= ( 4 – 1 ) .19 + 2.12,5 = 82 mm
Đường kính ngoài của bánh đai :
Đường kính bánh dẫn :
= +2. = 160 + 2. 4,2 = 168,4 mm
Đường kính bánh bị dẫn
= +2. = 630 + 2. 4,2 = 638,4 mm
2.1.8.Xác đinh lực căng ban đầu và lực căng của trục
Theo (4.19):
=

+

Trong đó : =
Với : = 0,178 kg/m
= 0,178 . = 11,47 N
= 787,99 N
*lực tác dụng lên trục
= 2 . . z = 2. 787,99 . 2 . sin () = 2606,13 N
Bảng thống số bộ truyền đai ;
Thông số
Đường kính đai
Đường kính ngoài của
bánh đai
Chiều rộng bánh đai

Giá trị
Bánh đai nhỏ
= 160 mm

Bánh đai lớn
= 630 mm

= 168,4 (mm)

= 638,4 (mm)
B = 82 (mm)

8


Số đai

Z=4

Chiều dài đai

L = 2750 (mm)

Khoảng cách trục

a = 543,87 (mm)

Góc ôm

= 130

Lực tác dung lên trục

= 2606,13 N

2.2 Thiết kế bộ truyền Bộ truyền bánh răng
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 trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau cụ thể chọn thép
45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng , nên
nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị
+ ( 10 … 15 ) HB
Bánh nhỏ :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa

+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
Bánh lớn :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
9


+ Giới hạn bền : = 750 MPa
+ Giới hạn chảy : = 450 MPa
Chọn độ rắn của bánh lớn : = 250

2.2.2 . Xác định ứng suất cho phép :
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] được xác định bởi
công thức :
[] =
[] =

( 1)
( 2)

Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở
, – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
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 , độ rắn của bánh lớn : = 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
– hệ số 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 :
10


=
=
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 tải trọng
thay đổi :
= 60c
=
= .=
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 []
11


[ ] = = = 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 =

= 4 . 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 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
12


+ – 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 . ( 5,58 + 1 ) = 1,046
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : = 1,02
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. ( 5,58 +1 ) . = 97,33 mm
Lấy = 98 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 . = 34,83 mm

2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp :
2.2.4.1. Xác định môđun :
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) . = ( 0,01 0,02 ) . 98 = ( 0,98 2,16 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m =
2

13


2.2.4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x :
Ta có góc nghiêng = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 14,89
Lấy = 15
Số răng bánh lớn : = . = 15 . 5,58 = 83,7
Lấy = 84
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 5,6
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 99 mm

2.2.5 - 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
+ Khoảng cách trục chia : a = 0,5 . m . = 0,5 . 2 . = 99 mm
+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20

+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 1,14
Thay số liệu vào (*) ta có :
14


= = = 1,63
Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
Với là chiều rộng vành răng :
= . = 0,3 . 98 = 29,4 mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,71
= = 0,87
– 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 : = 1,02
+ – 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 = = = 1,75 ( m/s )
Với v = 1,75 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 9 và v 2 m/s suy ra =1,13
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 56
= . .v . = 0,006 . 56 .1,75 . = 3,07
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
15


=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + = 1,147
Theo (1 ) ta được : = . . = 1,02 .1 . 1,147 = 1,1369
Thay các số liệu vào :

=. ..

= 274 .1,63 . 0,87 . = 322,07 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 1,75 m/s 2 m/s , = 0,96 với cấp chính xác là động học là 9 , chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5….
1,25m , do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] . . . = 527,39 .0,96 .0,95 . 1 = 480,97 MPa

= 322,07 MPa < [ ] = 480,97 MPa
Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt

2.2.6 . 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 m/s và cấp chính xác là 9 , =
1,22
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )

16


= 56

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 . 56 . 1,72 . = 18,92

+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

= 1 + = 1 + = 1,33
Do đó : = . = 1,05 . 1,22 . 1,33 = 1,70373
Ta có :

= 1,71 => = = = 0,584
= 0

=>

= 1–

= 1

Số răng tương đương :
= = = 15
= = = 84
Theo bảng 6.18 ta được : = 3,90 , = 3,58
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 trị vừa tính được vào công thức :

=

=
= 96,25 MPa [ ] = 267,43 MPa

= = = 79,27 MPa [ ] = 257,14 MPa
17


2.2.7 . 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
= . = 460,22 . = 682,6 MPa < [ = 1260 MPa
Theo (6.49) :
= . = 68,21 . 2,2 = 150,062 MPa < [ = 464 MPa
= . = 62,61 . 2,2 = 137,742 MPa < [ = 360 MPa
Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải
+ Đường kính vòng chia :
= = 34,83 mm
= = .u = 34,83 . 5,58 = 194,35 mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 34,83 + 2 . ( 1 + 0 ) . 2 =38,83 mm
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 194,35 + 2 . ( 1 + 0 ) . 3 =200,35 mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 34,83 – 2,5 . 2 = 29,83 mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m =194,35 – 2,5. 2 = 189,35 mm
Các thông số và kích thước của bộ truyền :
Khoảng cách trục

Môđun pháp
Chiều rộng vành răng

= 98 mm
m = 2 mm
= 29,4 mm
18


Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

= 5,58
= 15 , = 84
=0, =0
=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 :

= =

= = 2439,13 ( N) =

= = = = 5307,24 ( N) =
= = . tg =2439,13 . 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

mm

Tra bảng 1.7 ta được : = 38 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 23 mm
Với trục II ta có :
19


- ứng suất xoắn cho phép , MPa với vật liệu thép 45
= ( 14 … 20 ) MPa . Ta chọn = 20 MPa
= = 38,33 mm
Lấy = 45 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 23 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 ) . 38 = ( 45,6 … 57 ) mm
Lấy = 50 mm

= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 40 = ( 48 … 60 ) mm
Lấy = 60 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 40 = ( 48 … 60 ) 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 :

20


= ( 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. ( 60 + 23 ) + 15 + 20 = 76,5 ( mm )
Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 110 + 23 ) + 15 + 20 = 101,5 ( mm )
+ Xác định chiều dài các đoạn trục
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :
= – = 76,5 ( mm )
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 70 + 19 ) + 15 + 15 = 74,5( mm )
= 2. = 149 ( mm )

2.3.2.4 . Thiết kế Trục I :
Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 2439,13 ( N ) , = 5307,24 ( N ) ;

=0 ;

= 0,2 . = 0,2 . 2439,13 = 487,82 ( N )
Theo phương x :
= =

= . 149 – . 50 = 0

= 818,5 ( N )

Theo phương y :
= – .149 + . 50 + . 76,5 – = 0
= = = 2031,41 N
= + + – =0
21

=0


= – – + = –2031,41 – 487,82 + 5307,24 = 2788,01( N )
= – + =0
= – =2439,13 – 818,5= 1620,63 ( N )
Chiều giải thiết đúng
Tính monen uốn tổng và momen tương đương :
Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
=
Momen tổng phía phải điểm C :
= =18289,83 ( N. mm )
Momen tổng phía trái điểm C :

= = 184418,72 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=

Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 41082,57 ( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 41140,11( 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 :

22


=

= 42,68 ( mm )

= = 41,69 ( mm )
Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ bộ trục là = 38 mm
Ta có :
=
=

= 142160,31 ( N.mm )

= =

= 38,20 ( 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:
= 38 mm ; = = 40 mm
; = 42 mm

23


RBy

RAy

B

A

C
Fa1

RAx

RBx

Fr1

Fk

Ft 1
76,5

99

50

RAy
T1

Fk

A

RAx

RBy
Fa1

B

C

Ft 1

Fr1

RBx

139400,5

137318,23

My

Mx

120738,42

42477,60

T

24


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 :

=
25