1 đỗ TIẾN hải

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là một môn cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này
không những giúp cho sinh viên một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn với những
kiến thức đã được học mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho những môn chuyên
ngành học sau này.
Đề tài mà em được giao là thiết kế dẫn băng động tải có hộp giảm tốc, bánh răng
côn và bộ truyền đai .trong quá trình thiết kế Chi Tiết Máy cho hộp giảm tốc em đã
tham khảo sách hướng dẫn đồ án chi tiết máy.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế Chi Tiết Máy , cùng với sự hiểu biết
còn hạn chế cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu nên sinh viên chúng em
cũng không thể tránh khỏi những sai sót kính mong sự chỉ dạy và hướng dẫn của
thầy, cô trong bộ môn giúp chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập.
Cuối cùng em xin cảm ơn các thầy cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy Vũ Thế
Truyền đã trực tiếp hướng dẫn và chỉ dạy nhiệt tình để em có thể hoàn thành tốt
nhiệm vụ được giao. Em xin chân thành cảm ơn!
Thái Nguyên, ngày 23 tháng 11 năm 2016
Sinh Viên

Đỗ Tiến Hải

1

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


MỤC LỤC
Lời nói đầu……………………………………………………………………..…1
Chương 1. Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền…………………..…4
1.1.
1.2.

Tính chọn động cơ………………………………………………………....…4
Phân chia tỷ số truyền ……………………………………………..……..…6

Chương 2. Tính toán thiết kế các bộ truyền………………..…………………7
2.1. Thiết kế bộ truyền trong………………………………….………….…….7
2.1.1 Chọn vật liệu………………………..…………………………..….……7
2.1.2 Xác định ứng suất cho phép………………………………………..……7
2.1.3 xác định các thông số………………………………………………………9
2.1.4 kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………………11
2.1.5 Kiểm nghiệm đồ bền mỏi ……………………………………………….14
2.1.6 kiểm nghiệm độ bền quá tải………………………………………………15
2.1.7 tính các thong số bộ truyền……………………………………………….17
2.2. Thiết kế bộ truyền ngoài và tính trục, ổ lăn………………………………18
2.2.1. Thiết kế bộ truyền ngoài (truyền đai)………………………………….18
2.2.2. Tính toán và thiết kế trục……………………………………………….20
2.2.2.1Chọn vật liệu………………………………………………….….………20
2.2.2.2tính sơ bộ trục……………………………………………….………..20
2.2.2.3xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực………………21
2

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


2.2.2.4xác định trị số và chiều của lực các lực từ chi tiết quay tác dụng lên
trục……………………………………………….……………………………...23
2.2.2.5Biểu đồ mômen và đường kính đoạn trục……………………………..24
2.2.3Tính toán và thiết kế ổ lăn………………………………..……………...35
2.3. Tính và lựa chọn các chi tiết khác……………………………………35
Kết luận và kiến nghị………………………………………………………..42
Tài liệu tham khảo……………………………………………………………..43

CHƯƠNG I :
3

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CHIA TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.

Tính chọn động cơ

công suất của động cơ điện được xác định theo công thức
trong đó : là công suất cần thiết trên trục động cơ,( kw ) ; là công suất tính toán
trên trục máy công tác, (kw) ; ηlà hiệu suất truyền động
với trường hợp tải trọng không đổi với hệ đẫn động băng tải làm việc ổn định theo
công thức 2.10 và 2.11 ta có
==

Hiệu suất của bột ruyền:
Ƞ=
Theo bảng 2.3 ta được:
Hiệu suấ tbánh răng: =0,95
Hiệu suất nối trục di dộng :
Hiệu suất của một cặp ổ lăn: =0,99
Hiệu suất của bộ đai: =0,96
o

Ƞ=0,99.0,95..0,96 =0,894

Công suất cần thiết trên chục động cơ
===3,775 KW
Số vòng quay trên trục công tác
( v/ph )
Chọn tỷ số truyền sơ bộ
=
4

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


Theo bảng 2.4 ta được:
Tỷ số truyền bộ truyền đai: =5
Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng: =4
o

= 4.5=20

Sốvòng quay trêntrụcđộngcơ
= = 38,19.20= 764.8 (v/ph)
Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn=750 (v/ph)
Chọn động cơ
Tra bảng P1.1 và P1.4 phụ lục tài liệu ,chọn động cơ thỏa mãn:

Ta chọn động cơ 4A132S8Y3 có các thông số kỹ thuật là:
Công suất : P = 4,0 (t/m)
Vận tốc vòng quay : 720 vg/ph

động cơ 4A112M4Y3 phù hợp với thiết kế

1.2 Phân chia tỷ số truyền
• Xác định tỷ số truyền =19,63
• Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động tính theo (3.23) cho các bộ truyền: => ()
Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: =
•

Xác định công suất và mômen vòng quay trên các trục
o Tính công suất
5

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


=3,4435

=
o

Xác định số vòng quay

Tốc độ quay của trục :
= vg/ph
vg/ ph
o

Mômen xoắn trên các trục

=9,55../
=9,55../=9,55..3,8508 /720=51076,58 (N.mm)
=9,55../=9,55.. /183,39=186729,8 (N.mm)

=9,55../=9,55.. 3,775 /23,88=1509683,836 (N.mm)

Bảng thông số kĩ thuật
Động cơ

1

2

4

3,8508

3,5858

19,63

3,926

1,25

720

720

183,39

1509683

51076,58

186729,8

thông số
Công suất
P,KW
Tỷ số truyền U
Số vòng
N,vg/ph
Mômen xoắn
T,Nmm

6

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


Chương II TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Thiết kế bộ truyền trong (bánh răng)
•
•
•
•
•
•

2.1.1 Chọn vật liệu
Tra bảng 6.1 chọn bánh răng nhỏ là bánh rang chủ động
Nhãn hiệu thép : 45
Chế độ nhiệt luyện tôi cải thiện

Độ rắn: 241 … 285 260
Giới hạn bền :
Giới hạn chày:

chọn bánh răng lớn
•
•
•
•
•

Nhãn hiệu thép : 45
Chế độ nhiệt luyện tôi cải thiện hóa
Độ rắn: 192 … 240 chọn
Giới hạn bền :
Giới hạn chày:

2.1.2 Xác định ứng suất cho phép
Theo (6.5)dođó:
1,87.
•

Số chu kỳ thay đổi tương đương theo công thức 6.6:

•

Với c=1là số lần ăn khớp trong một lần quay:

7

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí




ứng suất tiếp xúc cho phép[]:

[
= MPa
= MPa
Trongđó:

Chọn sơ bộ : =>[

2HB+70

1,8.260=468 MPa
; 1,8.230=414 MPa

a


ứng suất uốn cho phép

=1 hệ số ảnh hưởng đến đặt tải(vì động cơ quay một chiều)



ứng suất quá tải cho phép

=  (thỏa mãn)
8

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


Vỡ bỏnh rng tụi ci thin húa:
0,80,8.580=464
0,80,8.450 =360
2.1.3 xỏc nh cỏc thụng s


Chiu di cụn ngoi :

Trong ú: h s ph thuc vo vt liu bỏnh rng v loi rng
truyn ng bỏnh rng cụn thng lm bng thộp

:h s chiu rng vnh rng = 0.25
h s k n s phõn b khụng u ti trng trờn triu rng vnh rng
bỏnh rng cụn , tra bng 6.21
Vi bỏnh rng cụn cú :
51076,58 mụmen xon trờn trc ch ng
Suy ra : = 50. =141,8 mm
Số răng bánh nhỏ :
Đờng kính chia ngoài bánh nhỏ : de1 = 2Re = 2. 141,8 = 70 mm
Tra bảng

6.22 trg114
TL1

: Z1P = 17 Với HB < 350 :
Z1 = 1,6Z1P = 1,6.17= 27,2
Lấy Z1 = 28
Đờng kính trung bình và môđun trung bình :
dm1 = (1-0,5Kbe)de1 = (1-0,5.0,25)70 = 61,25 mm
mtm = dm1/Z1 = 61,25 /28 = 2,1875 mm
Môđun vòng ngoài : Tính theo công thức
mte = = = 2,5 mm

6.56 trg115
TL1

:

9

SV: Tin Hi ; Lp: 65DCOT31 ; Khoa : C Khớ


Theo bảng
Do đó:

6.8 trg99
TL1

, lấy mte theo tiêu chuẩn : mte = 2,5 mm
mtm = mte(1-0,5Kbe) = 2,5(1-0,5.0,25) = 2,1875 mm
Z1 = dm1/ mtm = 61,25 /2,1875 = 28
Lấy Z1 = 28 răng
Số răng bánh lớn Z2 = uZ1 = 3,926.28

= 109,9
Lấy Z2 = 110 răng
= 3,928
Góc côn chia :

Tỷ số truyền thực : u = Z2/Z1 = 110/28

1 = arctg(Z1/Z2 ) = arctg(28/110) =
2 = 90 - 1 = 90 - =
6.20 trg112
TL1

Hệ số dịch chỉnh : Theo bảng
:
Với Z1 = 25 , u = 3,928 Chọn x1 = 0,33
x2 = -0,33 (Hệ số dịch chỉnh đều)
Tính lại :
Đờng kính trung bình bánh nhỏ : dm1 = Z1.mtm = 28.2,1875 = 61,25 mm
Z12 + Z2 2

Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5mte

= 0,5.2,5. =

141,88 mm
2.1.4 Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc :
6.58 trg115
TL1

2T1K H u 2 +1
0,85bd 2 m1u

Theo công thức
:
= ZMZHZ
[]
Trong đó : + ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu làm bánh răng Theo bảng
6.5 trg96
TL1

, với bánh

răng làm bằng thép :
ZM = 274 MPa 1/3
+ ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : Theo bảng
6.12 trg106
TL1

, với xt = x1+x2 = 0

ZH = 1,76
10

SV: Tin Hi ; Lp: 65DCOT31 ; Khoa : C Khớ


(4 - )
3

+ Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng : Z =
Với : Hệ số trùng khớp ngang : =1,88-3,2( )
= 1,88-3,2( = 1,736
Z = = 0,868
6.61 trg116
TL1

+ Theo công thức
: KH = KHKHKHv : Hệ số tải trọng tiếp xúc
KH : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trong các đôi răng
đồng thời ăn khớp
Bánh răng côn răng thẳng nên : KH = 1
KH : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng
Theo bảng

6.21 trg113
TL1

: KH = 1,15

KHv : Hệ số tải trọng động : KHv = 1 +
6.64 trg116
TL1

vH : Tính theo công thức
Với v= = = 2,31 m/s
Theo bảng

Theo bảng

6.13 trg106
TL1

6.15 trg107
TL1
6.16 trg107
TL1

vH bd m1
2T1K H K H

: vH =Hgov

d m1 (u +1)
u

chọn cấp chính xác 9

: H = 0,006

Theo bảng
: go = 73

vH = 0,006.73.2,31 = 8,87 < vHmax = 240
b = Kbe Re = 0,25. 141,88 = 35,48 mm : Chiều rộng vành răng
vH bd m1
2T1K H K H

KHv = 1 +
= 1 + = 1,164
Suy ra : KH = KHKHKHv = 1.1,15. 1,164= 1,3386
11

SV: Tin Hi ; Lp: 65DCOT31 ; Khoa : C Khớ


6.58 trg115
TL1

Thay số vào công thức
, ta đợc :
= 274.1,76.0,868= 467,4 MPa
6.1 trg91
TL1

6.1a trg93
TL1

Theo công thức
và
, ta có :
Zv : Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng : v = 2,31 m/s < 5 m/s Zv =
1

ZR : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt làm việc : Với cấp chính xác 9 , theo

bảng

5.5 trg80
TL3

,ta có:
Với Ra = 2,5...1,25 àm ZR = 0,95
KxH : Hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng : Với da < 700 mm
KxH = 1

=467,4.1.0,95.1 = 444,03 MPa
Suy ra :
>
Nhng chênh lệch khụng nhiu , do ú cú th tang chiu
rng vnh rng :
=41,77 ly b = bng 45 mm
2.1.5 - Kiểm nghiệm theo độ bền uốn
6.65 trg116
TL1

Theo công thức
F

2.T1 .K F .Y .Y .YF 1

:

F1

=

0,85 . b. mnm .d m1

= K F .K F .K Fv

Trong đó: + K
: Hệ số tải trọn khi tính về uốn
KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng cùng ăn
khớp đồng thời
Bánh răng côn, răng thẳng KF = 1
KF : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng
vành răng :
Theo bảng

6.21 trg113
TL1

, với

K be .u
2 - K be

=

KF = 1,37

KFv : Hệ số tải trọng động tính theo độ bền uốn : KFv = 1 +

vF .b.d m1
2T1.K F .K F

12

SV: Tin Hi ; Lp: 65DCOT31 ; Khoa : C Khớ


F = F .g 0 .v

d m1 ( u +1)
u

Với

F : tra bng

:

6.15 trg107
TL1

6.16 trg107
TL1

: F = 0,016

go : tra bng
: go = 73

vF = 0,016.73.2,31 = 23,65

KFv = 1 + = 1,046
Suy ra :

KF = 1.. 1,046= 1,433
+ Y : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng : Bánh răng côn răng thẳng
Y=1
0,576

+ Y : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng : = 1,736 Y = 1/ =
+ YF1,YF2 : Hệ số dạng răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn :
Với Zv1 = Z1/cos1 = 25/cos= 28,9 ; Zv2 = Z2/cos2 = 88/cos

=276,97
x1 = 0,33 ; x2 = -0,33 , tra bảng
Suy ra :
= 41,14 MPa
F1 =
=
F2
F1 = = 41,25 MPa
6.2 trg91
TL1

6.18 trg109
TL1

: YF1 = 3,54 ; YF 2 = 3,55

6.2a trg93
TL1

Theo công thức
và

, ta có : F] = F1]YRYSKxF
YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất :
YS = 1,08 0,0695ln(mtm) = 1,08 0,0695ln(2,1875) = 1,026
YR : Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám bề mặt lợn chân răng: YR = 1
KxF : Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng đến độ bền uốn : da <
700mm KxF = 0,95
F1] = F1]YRYSKxF = .1.1,026.0,95 = 260,6 MPa
F2] = F2]YRYSKxF = 236,57.1.1,026.0,95 = 230,58 MPa
Suy ra :
F1 < F1]
Điều kiện bền uốn đợc đảm bảo
F2 < F2]
2.1.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải :
6.48 trg110
TL1

Theo công thức
,với :
467,4.693 MPa <
Theo công thức

6.49 trg110
TL1

Kqt = Tmax/T1 =2,2

:
13

SV: Tin Hi ; Lp: 65DCOT31 ; Khoa : C Khớ

.=396,6 MPa <464
= .236,57.=350,9MPa <360
Đạt yêu cầu về khả năng quá tải
2.1.7 - Tính các thông số của bộ truyền:
Thông số
Chiều dài côn ngoài
Chiều rộng vành răng
Chiều dài côn trung
bình
Môđun vòng trung
bình
Môđun vòng ngoài
Môđun pháp trung
bình
Góc côn chia

Ký
hiệu
Re

2.2

Z12 + Z 2 2

Kết quả
141,83 mm

b

Rm

Re = 0,5mte
b = KbeRe
Rm = Re 0,5b

45 mm
119,33 mm

mtm

mtm = mte.Rm/Re

2,1875 mm

mte

m tm
(1- 0,5K be )

mnm

1
2
đờng kính chia ngoài de1 ; de2
Đờng kính trung bình dm1 ;
dm2
Số răng của các bánh Z1 ; Z2
Hệ số dịch chỉnh

Công thức tính

2,5 mm

mte =
mnm = (mteRm/Re)cosm

1,873 mm

1 = arctg(Z1/Z2 )
2 = 90 - 1
de1 = mteZ1 ; de2 =mteZ2
dm1(2) = (1+0,5b/Re)de1(2)

155232
74828
70 ; 275mm
61,25 ; 10,14

Z1 = dm1/mtn ; Z2 = u.Z1

28 ; 110 răng

x1 ; x2

0,33 ; -0,33

Thit k b truyn ngoi v tớnh trc, ln

2.2.1 Thit k b truyn ngoi (truyn ai)

Thụng s yờu cu:
Cụng sut trờn trc ch ng :
Mụmen xon trờn trc ch ng: 51076,58
S vũng quay trờn trc ch ng
T s b truyn ai l
Gúc nghiờng b truyn ngoi
14

SV: Tin Hi ; Lp: 65DCOT31 ; Khoa : C Khớ


•

Chọn loại đai

Với đặc tính làm việc : êm
Chọn đai vải cao su
•

Xác định thong số của bộ truyền

58,89=306,2…376,2 (mm)
Chọn theo dãy tiêu chuẩn bảng 20.15
Loại đại

Đai hình
thang
thường

Kí

hiệu

B

Kích thước thiết diện

19

b
22

h
13,5

Diện tích
thiết diện
A,

4,8

230

Đường Chiều dài
kính bánh giới hạn
đai
l, mm
nhỏ ,mm
200-400

180010600

Chọn mm
Từ đường kính bánh đai vận tốc của đai là : v==2,968 (m/s)
V= 2,968 < => thỏa mãn
Tỷ số truyền thực tế:
=(5,183-5)/5=3,66%<4% => thỏa mãn
Khoảng cách trục a dựa vào bảng 4.14 a=
0,55( (t/m)
Chiều dài đai: l=2a+0,5�
=2.1440+0,5.3.14(1600+315)+=6173 mm
Chọn l=6300 mm
15

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


Nghiệm số vòng đai chạy trong 1 giây:
l i= v/l

Khoảng cách trục: a =
Trong đó :; 642,5
Góc ôm
=
=
•

xác định số đai z

Theo công thức 4.16 :
Z=

Lấy z bằng 2 đai
Trong đó:
tra bảng 4.7
Với (bảng 4.15)
Với l/, (bảng 4.16)
Với u= 5,(bảng 4.17)
[]=2,63 kW(v=2,968m/s, =315mm) (bảng 4.19)

-

Chiều rộng bánh đai B: B = (z-1)t+2e=(2-1)25,5+2.17=59,5(mm)
Đường kính ngoài của bánh đai:
•

Xác định lực căng ban đầu tác dụng lên trục

+ 2,6427 = 591 N
Trong đó : N
16

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


(là lực căng li tâm sinh ra khối lượng 1 mét chiều dài đai tra bảng 4.22)
Lực tác dụng lên trục:
2.2.2

Tính toán và thiết kế trục

2.2.2.1Chọn vật liệu

Do đặc tính làm việc êm : chọn thép 45 có ứng suất xoắn cho phép [
2.2.2.2tính sơ bộ trục


đường kính trục thứ k với k = 1..2
Với
Trong đó :
Do đó đường kính sơ bộ các trục là : = chọn
= chọn
ở đây không lắp bánh đai lên đầu của trục, do đó không cần quan tâm đến
đường kính trục của động cơ điện.
Để chuẩn bị tính gần đúng trục ta lấy đường kính trục d = 25 (mm) để chọn
loại ổ bi cỡ nhẹ
2.2.2.3xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Dựa theo đường kính trục d và theo bảng 10.2 chọn chiều rộng ổ lăn ;
Theo công thức 10.12 :Chiều dài mayơ bánh răng côn :
Trên trục I: => chọn
Trên trục II: => chọn
Trong đó: k số thứ tự của thiết diện trong hộp giảm tốc,k=1,…t với t là số trục
trong hộp giảm tốc
I là số thứ tự thiết diện trên trục đó lắp các chi tiết có thể tham gia tải trọng
Theo công thức 10.14 khoảng cách côngxôn trên chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm
tốc đến gối đỡ :
Trong đó :
17

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí

tốc đến gối đỡ
khoảng cách từ gối đỡ 0 đến thiết diện I trên trục thứ k ;
Theo bảng 10.3 khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp của
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay chọn
khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ chọn
chiều cao và nắp ổ vs đầu bulông chọn
suy ra :
•

trục I :

Chọn

Chọn
Trong đó
•

trục II

+0,5(35+17)+8+5=39 mm chọn
Trong đó: chọn
chọn =80
chọn
Trong đó chọn
2.2.2.4xác định trị số và chiều của lực các lực từ chi tiết quay tác dụng lên
trục
18

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí

chọn hệ tọa độ trục như hình 10.3.
lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng
bộ truyền bánh rang côn thẳng
•



Trong đó
lực tác dụng từ bộ truyền đai
lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai thang :
•



Trong đó : đều là lực hướng kính , có điểm đặt nằm trên đường tâm trục, tại
điềm giữa chiều rộng bánh đai,và có chiều hướng từ tâm bánh đai lắp trên trục đến
tâm bánh đai kia.
Đối với trục I ta có :
- vị trí đặt lực của bánh 1 và 2 dương do đó ta Chọn bán kính bánh răng
mm
- trục 1 quay ngược chiều kim đồng hồ, do đó
- bánh răng 1 là bánh chủ động , do đó

Víi Dt : §êng kÝnh vßng trßn qua t©m c¸c chèt cña nèi trôc vßng ®µn håi
Với T1 = 51076,58Nmm; Tra bảng 15.10

⇒ Dt = 130 mm

Suy ra : Fk = (0,2/0,3).785,79=523,86 N

2.2.2.5 Biểu đồ mômen và đường kính đoạn trục.
Ta có phương trình cân bằng mômen :
19

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


•

Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men

*)Trục I


+)Mômen uốn tại các mặt cắt
Mặt cắt 1-1

My = 0

Mặt cắt 2-2

Mặt cắt 3-3

My = 0

+)Tính chính xác trục
Tại tiết diện 1-1
20

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


M 1n = M 12x + M12y = 83234,882 = 83234,88 Nmm

Tại tiết diện 2-2

chọn



Tại mặt cắt 3-3

→

Mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2-2
Chọn đường kính lắp ổ bi d1=25 mm
Đường kính trục d2=20 mm

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Ta kiểm nghiệm theo công thức :

•

S= ≥
Trong đó là hệ số an toàn xét riêng ứng dụng pháp ,và ứng xuất tiếp và
được tính theo công thức trang 195
=

=
Thép cacbon ta có
=0,436.=0,436.600=261,6 MPa
σ −1

= 0,58.
=0,58.261,6=151,73MPa
,,, biên độ và giá trị trung bình của các ứng xuất
21

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


+) Đối với trục quay
σm = 0

+) Trục quay 1 chiều
Ta có ==

=



+) , hệ số tập trung ứng xuất thực tế tra bảng 10.12
ta có =1,76 ,= 1,54
+) , hệ số ảnh hưởng của kích thước trục tra bảng 10.10
ta có =0,92, → =1,91 ,=1,73
Tra bảng 10.11 với kiểu lắp k6 ta được
=2,06

,=1,64

Tra bảng 10.8 và 10.9 có Kx=1,06,Ky=1


(2,06+1,06-1)/1=2,12



+) , hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trị số ứng suất trung bình đến độ bền
thép cacbon

ψ σ = 0, 05;ψ τ = 0

mỏi

tra bảng 10.6

→

22

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


→

s= =>=1,5 …2,0
→

trục đảm bảo về độ bền mỏi

13267,63
Mx

270583,5

208099,2

My

83234,88
Mz

192124,55

23

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


* Trục II


+) Mô men uốn tại các mặt cắt
Mặt cắt 1-1:
Mx =0
My =Fk.l22=523,86.35=18335,1 N
Mặt cắt 2-2:
Mx=Y3.l22=0,41.35=14,35 N

My=Ft2.(l23-l22)=1667,8.(76,9-35)=69880,82 N
Mặt cắt 3-3:
Mx =Fa2.dm1 /2=541,9.61,25/2=16595,68 N
My =0
+)Tính chính xác trục
Tại tiết diện 1-1

Tại tiết diện 2-2

24

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí


chọn mm



Tại mặt cắt 3-3

Mặt cắt 2-2 là mặt cắt nguy hiểm nhất
→

Chọn đường kính lắp ổ bi d1=30 mm
Chọn đường kính trục d=25mm
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Ta kiểm nghiệm theo công thức :

•

S= ≥
Trong đó là hệ số an toàn xét riêng ứng dụng pháp ,và ứng xuất tiếp và
được tính theo công thức trang 195
=
=
Thép cacbon ta có
=0,436.=0,436.600=261,6 MPa
σ −1

= 0,58.
=0,58.261,6=151,73MPa
,,, biên độ và giá trị trung bình của các ứng xuất
+) Đối với trục quay
σm = 0

+) Trục quay 1 chiều
Ta có ==
MPa

25

SV: Đỗ Tiến Hải ; Lớp: 65DCOT31 ; Khoa : Cơ Khí