NGUYỄN văn KHÁNH

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 23 tháng 11 năm 2016
Sinh viên

Nguyễn Văn Khánh

1


MỤC LỤC

2


Chương 1 : TÍNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỈ SỐ
TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ :

1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ
Pt
Pyc = η

Trong đó :
Pyc:công suất trên trục động cơ.
Pt :công suất tính toán trên trục máy công tác.
η :hiệu suất truyền động.

+)Trường hợp tải trọng không đổi công suất tính toán là công suất làm việc:
F .v 9500.0,6
=
= 5, 7
1000
Pt =Plv= 1000
(kw)

+)Hiệu suất của bộ truyền :
η = ηol3 η d η k ηbr

Theo bảng 2.3 trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổchọn :
ηol = 0,99 (một cặp ổ lăn được che kín)
ηbr = 0,96 (bộ truyền bánh răng trụ được che kín)

η k = 0,99
η d = 0,95 (bộ truyền đai để hở)
3
→ η = 0,99 .0,96.0,99.0,95 = 0,88

Vậy công suất trên trục động cơ:

5, 7
Pyc= 0,88 =6,48 (kw)

1.1.2Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ
nsb= nlv.ut
Trong đó:
nsb:số vòng quay sơ bộ của động cơ.
nlv:số vòng quay của trục máy công tác.
3


ut :tỷ số truyền của từng bộ phận.
+) Với nlv

=

60000.v 60000.0,6
=
= 38, 2
π .D
π .300
(vg/ph)

+)Tỷ số tryền cho các bộ phận;
ut= ubr.ud
Theo bảng 2.4 tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hệchọn:
ubr= 5 (truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 1 cấp)
uđ= 4(truyền động đai dẹt thường)
→ ut=4.5=20

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
nsb=38,2.20=763 (vg/ph)
Chọn động cơ điện với điều kiện :
Pđc> Pyc = 6,48 (kw)
nđb ≈ nsb = 763 (vg/ph)
>
Theo bảng P1.3 [TL1] ta chọn động cơ có kí hiệu 4A160S8Y3
với

Pđc = 7,5 (kw)
nđc= 730 (vg/ph)
Tk
= 1, 4
Tdn
Tmax
= 2, 2
Tdn

1.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền chung
ut =

→

ndc 730
=
= 19,1
nlv 38, 2

ut

uh= un

Trong đó:
uh:tỷ số truyền của hộp giảm tốc.
un:tỷ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền đai) chọn ud =4
4


19,1
Suy ra uh= 4 =4,775

1.2.2Tính toán các thông số động học.
+)Công suất trên trục
Pt =

F .v 9500.0, 6
=
= 5, 7 (kW )
1000
1000

P2 =

Pt
5, 7
=
= 5,82( kW )
η ol .ηkn 0,99.0,99

P1 =

P2
6
=
= 6,13( kW )
ηbr .ηol 0,96.0, 99

+)số vòng quay trên trục
ndc= 730 (v/ph)
n1 =

ndc 730
=
= 182,5(v / ph)
ud
4

n2 =

n1 182,5
=
= 38, 22(v / ph)
ubrt 4, 775

+)Mô men xoắn trên trục
Tdc = 9, 55.106.

Pdc
7,5
= 9, 55.106.

= 98116.44 ( Nmm)
ndc
730

T1 = 9,55.106.

P1
6,13
= 9,55.106.
= 320775,34( Nmm)
n1
182,5

T2 = 9,55.106.

P2
5,82
= 9,55.106.
= 1454238, 62( Nmm)
n2
28, 65

Lập bảng thống kê:
Trục
Thông số
Công suất P,kw
Tỷ số truyền u
Số vòng quay n,vg/p
Mômen xoắn T,Nmm

Động cơ

1

7,5

6,13
4
182,5

730
98116,44

5

2
6
4,775

320775, 34

28,65
1454238, 62


6


CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ
TRUYỀN

Điều kiện làm việc :
P1 = Pđc=7,5(kw)
n1 = nđc = 730vg/ph)
u = uđ = 4
Tdc = 98116,44 (Nmm)

2.1 Thiết kế bộ truyền đai
2.1.1 Chọn loại đai
Điều kiện làm việc : va chạm nhẹ
Chọn đai cao su vì : gồm nhiều lớp vải bông và cao su sunfat hóa được xếp từng
lớp từng cuộn tường vòng kín hoặc cuộn xoắn ốc nhờ các đặc tính bền dẻo ít ảnh
hưởng bởi độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ.
2.1.2 Các thông số bộ truyền :
2.1.2.1 Đường kính bánh dẫn :
d1 = (5, 2 ÷ 6, 4). 3 Tdc = (5, 2 ÷ 6, 4). 3 98116.44 = 239,84 ÷ 295,18
(mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn : d1 = 250 (mm)
+)Đường kính bánh đai bị dẫn :
d 2 = (u.d1 ) : (1 − ε )

Trong đó ε là hệ số trượt ε = 0, 01 ÷ 0, 02
chọn ε = 0,01
→

d2 = 4.250 :(1 − 0,01) = 1010 (mm)

Theo tiêu chuẩn ta chọn : d2 = 1000 (mm)
→ tỉ

ut =

số truyền thực tế

d2
1000
=
= 4, 04
d1.(1 − ε ) 250.(1 − 0, 01)
→

Sai lệch tỉ số truyền

7


∆u =

ut − u
u

=

4, 04 − 4
4

= 0, 01 = 1 0 0

→ ∆u <4%

=>thỏa mãn
2.1.2.2 Khoảng cách trục :
a ≥ (1,5...2)( d1 + d 2 ) = (1,5...2).(250 + 1000) = 1875...2500 (mm)

Chọn a = 2000 (mm)
2.1.2.3 Chiều dài đai :
π .( d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
+
2
4.a
π .(250 + 1000) (1000 − 250) 2
= 2.2000 +
+
2
4.2000
= 6033.81(mm)

l = 2.a +

Vận tốc đai:
vd =

π .d1.n1 π .250.730
=
= 9,56( m / s)
60000
60000

Số vòng chạy của đai :
i=

→

v
9,56
=
= 1,58( s −1 ) ≤ imax = 3 ÷ 5( s −1 )
−3
l 6033,81.10

thỏa mãn
2.1.2.4 Góc ôm của đai :
α1 = 180 − 57.

d 2 − d1
1000 − 250
= 180 − 57.
= 158,630
a
2000

→ α1 > α min = 1500
→

thỏa mãn
2.1.2.5 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai :

A=b.δ=
Trong đó:
b,δ:chiều rộng và chiều dày đai,mm
Ft:lực vòng,N

Kđ:hệ số tải trọng động
8


[σF]:ứng suất có ích cho phép
Lực vòng được xác định từ công suất P1:
Ft = 1000.

P1
7,5
= 1000.
= 781, 25( N )
v
9,56

+)Đối với đai vải cao su :
(

→δ =

δ
1
)max =
d1
40

d1 250
=
= 6, 25
40 40

(mm)

Theo bảng 4.1 ta chọn loại đai ΒΚΗΠ − 65 không có lớp lót
trị số δ tiêu chuẩn (số lớp = 5)
+)Ứng suất có ích cho phép :
[σ F ]=[σ F ]0 .Cα .Cv .C0

Chọn σ 0 = 1, 6MPa (bộ truyền đặt thẳng đứng hoặc gần như thẳng đứng )
Theo bảng 4.9:trị số của hệ số k1,k2
 k1 = 2,3

 k2 = 9, 0
→ [σ F ]0 = k1 − k 2 .

δ
6, 5
= 2,3 − 9.
= 2( MPa )
d1
200

Theo bảng 4.10 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Cα : Cα = 0,94
Theo bảng 4.11 trị số của hệ kể đến ảnh hưởng của vận tốc Cv : Cv = 1
Theo bảng 4.12 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của vị bộ truyền C0 : C0 = 0,9
→ [σ F ]=2.0,94.1.0,9=1,62(MPa)

+)Hệ số tải trọng động :
Theo bảng 4.7 : kđ = 1,35 (dẫn động bằng động cơ nhóm 1và làm việc
2ca)
Chiều rộng đai:

b=

Ft .kd
781, 25.1, 35
=
= 104, 2
[σ F ].δ
1, 62.6, 25
(mm)

9


theo tiêu chuẩn chọn : b = 112 (mm)

2.1.2.6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng trên trục :
F0 = σ 0 .b.δ = 1, 6.112.6,5 = 1164,8( N )

Fr =

2.F0
2.1164,8
=
= 2370.7( N )
α
158, 63
sin( 1 ) sin(
)
2
2

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
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 )
+ 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 :
10

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 :
=
=
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
11


, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương . Khi bộ truyền làm việc với tải
trọng thay đổi :
= 60c
=
= . 24000. = 1,6
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 []
[] = = = 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

=
= 24000 . =
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
12


[ = 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
+ – 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 . ( 4 + 1 ) = 0,795
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : = 1,12
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( . =
= 49,5. ( 4 +1 ) . = 170,9mm
Lấy = 170 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 .= 65,7mm
2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp :
2.2.4.1định môđun :
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) .= ( 0,01 0,02 ) . 170 = ( 1,7 3,4 )
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 :
= = = 34
Lấy = 34
Số răng bánh lớn : = . = 34 .4 = 136
Lấy = 136
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 4

Khoảng cách trục thực tế :
= = = 170mm
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 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 , = 70 suy ra: = arctg = arctg = 70
a=0,5m.()=102
+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 78,1
Thay số liệu vào (*) ta có :
= =

= 2,23

Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
Với là chiều rộng vành răng :
= . = 0,3 . 170 = 51mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
14

Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,76
 = = 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 : = 1,12
+ – 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 = = = 2,16 ( m/s )
Với v = 2,16 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 cấp
chính xác 8 và v 2,5 m/s suy ra =1,01
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 38
= . .v . = 0,006 . 38 .2,16 . = 3,21
+ – 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 : = . . = 1,12.1,05 .1,04 =1,22
Thay các số liệu vào : = . . .
= 274 .2,23. 0,87 . = 407,8MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2,16 m/s 2,5 m/s , = 1 với 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

[ ] = [ ] . . .= 527,39 .1 .0,95 . 1 = 501,02

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
2.2.4.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
15


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 : = 1,24 , theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s và cấp chính xác là 8 ,
= 1,22
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 38

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 . 38 . 2,16 . = 8,56
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + = 1,08
Do đó : = . = 1,24 .1,22 . 1,08 = 1,63
Ta có : = 1,7 => = = = 0,58
= 0

=> = 1 –

= 1

Số răng tương đương :
= = = 34
= = = 136
Theo bảng 6.18 ta được : = 3,8 , = 3,6
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 2thì :
= 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 :
=

= MPa

= MPa [ ] = 267,43 MPa
= =

= 114,58 MPa [ ] = 257,14 MPa
16


2.2.4.5 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

= . = 261,79. =388,29 MPa < [ = 1260MPa
Theo (6.49) :
= . = 65,42. 2,2 =143,92MPa <[ = 464MPa
= . = 58,8. 2,2 =129,36 MPa < [ = 360MPa
 Vậy bánh răng thõa mãn điều kiện bền khi làm việc quá tải

+ Đường kính vòng chia :
= = 56,7mm
= = .u =56,7. 4 = 226,8 mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 .( 1 + - ) .m = 56,7+ 2 . ( 1 + 0 ) . 2=
=113,4 mm
= + 2 .( 1 + - ) .m = 226,8+ 2 . ( 1 + 0 ) . 2 =453,6mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m =56,7– 2,5 . 2= 51,7mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m =453,6– 2,5. 2= 448,6mm

17


2.2.4.6 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

= 170 mm
m = 2mm
= 51,4mm
=4
= 34 , = 136
=0, =0
=0

2.3 Tính toán bộ truyền trong
- 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
2.3.1 Tính sơ bộ về đường kính trục
Theo công thức 10.9 ta có :
Trong đó : là momen xoắn Nmm
là ứng suất xoắn cho phép
Chọn = 20 Mpa
Đường khính trục sơ bộ là :
= 30mm

:

= 45 mm

= 25 = 35
2.3.2 Khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài may ơ bánh đai , may ơ bánh răng trục I :
= =(1,2 … 1,5)= (54 … 67,5 ). Chọn = 60 mm
Chiều dài mayo bánh răng và khớp nối trục II
= = (1,2 … 1,5) = (84 … 175 ). Chọn = 120mm
Chọn = 10, = 10, = 15, = 15
Xác định chiều dài các ổ
+ trục I
18


= - = -0,5. (- 72,5mm
= 0,5 ( = 62,5
 = 2= 125
+trục II
= = 125mm ; = = 62,5
= - = -0,5( =- 107,5mm
2.3.3 Tính toán cụ thể
2.3.3.1 lực từ khớp nối tác dụng lên trục
= ( 0,2 – 0,3 )
= = 2. 320775,34 / 56,7 = 11314,82
 = 3000 , = 2370,7
= = 53692,66
= =0
- Thiết kế trục I
Theo phương x : = -( . 125 – . 62,5) = 0
= 5657,41( N )
Theo phương y :
= -( – .125+ . 62,5 + . 72,5) = 0

= 28586,33N
= + - – =0
= -23100,6( N )
= – + =0
= 5657,41( N )

2.4 Tính toán thiết kế trục
2.4.1 Tính trục 1
Theo bản 10.5, chọn [ σ ] = 63
19


Tại tiết diện 1-1, lắp bánh răng
Moomen uốn
= =

= 1798924,091

Moomen tương đương
= = = 2195958,87
= = = 70,37
 Chọn

= 42 mm

Tại tiết diện 1-2 lắp ổ lăn
Moomen tương đương
= = = 1271081,723
= = = 58,65
 Chọn

= = 38

mm

20


Fr1

Fd
RAx

RBx

A

Ft1

RAy
72,5

62,5

B

C

RBy
62,5

1763803

171846,75

My
1763833,5
Mx
320775,34

2.4.1.1 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
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 :
21

Ø38k6

Ø42H7/k6

Ø38K6

Ø30H7/k6

T

+ 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 :
=
=
Theo bảng 9.1 với = 42 mm ; tra được then có :
Kích thước tiết diện then : b = 12 ; h = 8
Chiều sâu trên trục : = 5
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 :
=

= = 3913,08

Momen cản xoắn :
= = = 8493,52
= = = 28,24
Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:
= =

= = 6,04

+ 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 )
22


= 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 : =0,85 ; = 0,78
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
= = 2,07

;

= = 1,97

Tra bảng (10.11) : = 2,06 ; = 1,64
Chọn : = 2,06 ;

= 1,9 để tính :

= = = 1,716

= = = 1,633
Vậy ta có :
= = = 5,39
=

= = 15,38

=

= = 5,08

= 5,08 [ s ] = 1,5 … 2,5
2.4.2 Tính trục 2
Theo phương x : = -( . 125 – . 62,5) = 0
= 5657,41( N )
Theo phương y :
= -(– 125.+ . 62,5 - . 232,5) = 0
= 21266,33N
=-( + + – ) = 0
= 29426,33( N )
= – -=0
= 5657,41( N )
2.4.2.1 Tính chính xác các đường kính trục 2
Theo bản 10.5, chọn [ σ ] = 63
Tại tiết diện 2-1, lắp bánh răng 2
23


Moomen uốn
= =

= 1872827,063

Moomen tương đương
= = = 1893318,205
= = = 66,98
 Chọn

= 65 mm

Tại tiết diện 2-2 lắp ổ lăn
Moomen tương đương
= = =425651,106
= = = 50,72
 Chọn

= = 50mm

24


Fr2
RBx
RAx

A

Ft2

RAy

B

C

RBy
FK
62,5

62,5

107,5

1839145,63
322500

My
1329145,63

Mx
1454238,62

Ø35 k6

Ø40 k6

Ø65 H7/k6

Ø40 k6

T

2.4.2.2 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
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 :
25