NGUYỄN XUÂN TRƯỜNG

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm một
vai tròn 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 tháng năm 2016
Sinh viên

Nguyễn Xuân Trường

MỤC LỤC

CHƯƠNG I :TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN


1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ

- công suất cần thiết trên băng tải :
(kW)

- Tra bảng 2.3 trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:

Ta có : .η3ol.ηbrc.ηđ = . 0,95 . 0,95 = 0,86
• công suất cần thiết trên trục động cơ là :
(kW)
1.2 Tính số vòng quay của trục :
ta có số vòng quay của trục là :

mà:
- Tỷ số truyền của từng bộ tham gia :
+ ta có : ubrc=4 ; uđ=4
Suy ra :
- số vòng quay sơ bộ :
= 45 x 16 = 720 (v/p)
1.3 Chon động cơ :
+ động cơ làm việc ở chế độ dài với phụ tải không đổi lên động cơ phải có
= 6,13 (kW)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb=750 (v/p)
- Từ bảng (1.3) , phụ lục với Pyc=6,13 kW và nđb=750v/p chọn được động cơ
là 4A160S8Y3 có thông số kỹ thuật:
+ công suất của động cơ :

(kW)


+ tốc độ quay của động cơ :

= 730 (v/p)

Tk/Tdn = 1,4

- Xác định tỷ số truyền ut của hệ dẫn động :
= 16,22
Mà :
Ta có un= uđ chọn uđ = 4
Suy ra : = 4,055
Vậy ta chọn uh = 4,055
1.4 công suất động cơ trên các trục :
* công suất trên trục làm việc : Plv= 5,27
*công suất trên trục dẫn II :
P2= Plv/(ηol.ηk) = 5,27/(0,99.0,99) = 5,37 kW
*công suất trên trục dẫn I :
P1= P2/(ηol.ηbrc) = 5,37/(0,99.0,95) = 5,7 kW
1.5Số vòng quay trên các trục :
* nđc = 730 (v/p)
*tốc độ quay trên trục I là :
*tốc độ quay trên trục II là :

182,5 (v/p)
45 (v/p)

1.6 momen xoắn trên các trục:
*momen xoắn động cơ theo công thức :
98116,5 (N.mm)
* momen xoắn trên trục I là :
298273,9 (N.mm)
* momen xoắn trên trục II là :
1139633,3 (N.mm)
bảng thông số :

Trục
Động cơ

1

2

7,5

5,7

5,37

Thông số
Công suất P, kW
4

4,055

Tỉ số truyền u
Số vòng quay, v/p
Mômen xoắn T,
N.mm

730

182,5

45

98116,5

298273,9

1139633,3

CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
2.1 Tính và Thiết kế bộ truyền ngoài
* chọn dạng đai:
các thông số của động cơ và tỷ số truyền của bộ truyền đai :
= 730 (v/p)
= 6,13 (k/w)
:
2.1.1 xác định đường kính đai nhỏ:
d1= (5,2÷6,4). = (5,2÷6,4) = 239,8÷295,18
theo bảng 4.13 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1= 250 mm
• Từ d1 ta tìm được vận tốc đai :
= =9,55 m/s < vmax=25m/s
2.1.2 Xác định đường kính đai lớn :
Theo công thức ta có :
Với là hệ số trượt
uđ= 4 là tỉ số truyền của đai thang


thay vào :
=4.250/(1-0,02) = 1020,4 (mm)
vậy tạ chọn theo bảng tiêu chuẩn =1000 mm
ta có tỉ số truyền thực tế từ d2 đã chọn :
utt=d2.(1-)/d1= = 3,92
=> sai lệch tỉ số truyền : u= = =0,02 =2% < 4% ( thoả mãn)

- khoảng cách trục a :
Ta có : a/d2 = 0,95 suy ra a = 0,95 . 1000 = 950 mm
thay a vào biểu thức :
0,55.(d1+d2)+h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) ; ta thấy thoả mãn điều kiện
Ta có chiều dài đai là :
l=2a+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a)=2.950+(250+1000)/2+(1000-250)2/4.950=4010,5mm
ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn l=4000mm
ta có số lần uốn đai trong 1s : i=v/l =9,55/4000.10-3=2,3875(s-1) < imax =10
tính lại a : a=(+ λ2 - 82 ))/4 với λ = 4000-3,14.(250+1000)/2=2037,5
=(d2-d1)/2=375 do đó a=944,3mm
Ta có góc ôm 1=1800-(d2-d1)570/a=1360

min

= 1200

2.1.3 Xác định số đai:
z= P1.Kđ/((P0)CC1CuCz)
Kđ=1,25
Với 1=1360 => Cα=0,89
l/l0=4000/3750=1,067=> Cl=1
ta có u=4 => Cu=1,14
tra bảng 4.19 ta có (P0)
(P0)=6,02 kW
P1/(P0)=7,5/6,02=1,24 => Cz=1
 z=7,5.1,25/(6,02.0,89.1.1,14.1)=1,53


 z=2
B = (z-1)t + 2e = (2-1)25,5+2.17=59,5mm

dn=d1+2h0=250+2.5,7=261,4mm
-lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
F0=780.P1.Kđ/(vCZ)+Fv
Fv=0,3.9,552=27,36 N
 F0 = (780.7,5.1,25)/(9,55.0,89.2)+27,36=457,5 N
Fr=2F0.z.sin(1/2)=2.457,5.2.sin(1360/2)=1696,7 N
 Ta chọn loại đai hình thang thường có kí hiệu là : B
Ký hiệu
A
d1
d2
l
bt
b
h
y0

Kích thước
230 mm2
250 mm
1000 mm
4000 mm
19 mm
22 mm
13,5 mm
4,8 mm

2.2 Tính và Thiết kế bộ truyền trong :
2.2.1 Chọn vật liệu:
Theo bảng 6.1

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế
nên ta chọn vật liệu như sau :
Bánh nhỏ : thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 260….280 có =950 Mpa , =700
Mpa
Vậy ta chọn độ rắn bánh nhỏ := 265
Bánh lớn : thép 40X tôi cải thiện đạt độ rắn HB 230….260 có
=850 MPa,=550Mpa


Vy ta chn rn bỏnh ln : =245
2.2.2 xỏc nh ng sut tip xỳc v ng sut un
Theo bng 6.2 vi thộp 40X tụi ci thin t rn:
[H]=).ZR.ZV.KHL.KxH
Chn s b ZR.ZV.KxH = 1
Do ú [H]=

0 H lim .K HL / S H

Tng t [F] =

0 Flim .K FC .K FL / S F

HB 180.350
=2HB + 70=1,1

;

=1,8HB

;

=1,75

khi ú ta cú :
=2 + 702.265 +70=600 MPa
=1,8 = 1,8.265= 477 Mpa
=2 + 70=2.245 +70 =560 Mpa
=1,8 =1,8.245=441 Mpa
H s chu k lm vic ca bỏnh rng c xỏc nh nh sau :
KHL=

mH

N HO / N HE

mF

KFL =

N FO / N FE

.
.

Trong ú
mH : Bậc của đờng cong mỏi mỗi khi thử về tiếp xúc với HB<350 cú mH= 6
mF= 6 khi rn mt rng

350

Ta cú : Số chu kì cơ sở NHO v NFO đợc xác định bởi công thức sau :
+ = 30.HB2,4


+ = 4.106
do đó :
=30.=1,96.107
=30.=1,62.107
Sè chu k× thay ®æi øng suÊt t¬ng ®¬ng NHE và NFE
Tải trọng tĩnh:
= 60.c.n.T∑
60.1.182,5.20000 = 2.19.108
60.1.45.20000 = 5,4.107
Do nên KHL1=1
nên KHL2=1
nên KFL1=1
nên KFL2=1
Suy ra :
[H]1= (600.1)/1,1 = 545 MPa
[H]2= (560.1)/1,1 = 509 MPa
Truyền động bánh răng côn thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn
trong hai giá trị [H]1 và [H]2
 [H]min = 509 MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải :
[H]max = 2,8.ch2 = 2,8.550 = 1540 MPa
Ta có ứng suất uốn cho phép :
với bộ truyền quay 1 chiều nên KFC =1 :
[F1] = 477.1.1/1,75 = 272,5 MPa

[F2] = 441.1.1/1,75 = 252 MPa


Vậy ứng suất uốn cho phép khi quá tải là :
[F1]max = 0,8 ch1 = 0,8.700 = 560MPa
[F2]max = 0,8 ch2 = 0,8.550 = 440MPa
2.2.3 Truyền động bánh răng côn
∗

Chiều dài côn ngoài:
K R . u2 + 1.3

Re =

T1.K Hβ
(1- K be )K be .u.[σH ]2

Trong đó :
+) KR :Hệ số phụ thuộc vật liệu, KR=0,5Kd
Kd :Hệ số phụ thuộc loại răng với bánh răng côn,răng thẳng làm bằng
Kd = 100 MPa

1/3

→

KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3

+) Kbe :Hệ số chiều rộng vành răng

⇒ Chọn Kbe = 0,25

+) KHβ :Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
Với bánh răng côn có

K be .u
2 - K be

= 0,58 Theo bảng 6.21

→

KHβ = 1,23

+) T1 = 298273,9 Nmm : mô men xoắn trên trục bánh răng chủ động
+)Ứng suất tiếp xúc cho phép

[ σ H ] = 509( MPa)

Vậy chiều dài côn ngoài:
K R . u 2 + 1.3

Re =

T1.K Hβ
(1- K be )K be .u.[σH ]2

50. 4, 0552 + 1. 3

=

298273,9.1, 23
= 257( mm)
(1 − 0, 25).0, 25.4, 055.(509) 2


Ta có đường kính chia ngoài :
1+ u2 =

de1=2Re/

2.257
1 + 4, 0552

=123 mm do đó tra bảng 6.22 ta được z1p=18.

Với HB<350 z1 = 1,6z1p = 1,6.18 = 28,8 chọn z1=28
+) đường kính trung bình :
dm1 = (1 - 0,5Kbe)de1 = (1 – 0,5.0,25).123 = 107,625 mm
+) Mô đun trung bình:

mtm =

d m1
Z1

=

107,625
= 3,84

28

mm

+)Mô đun vòng ngoài:

mte =

mtm
1 − 0,5 K be

=

3,84
= 4,39
1 − 0,5.0, 25

mm

Theo bảng 6.8, theo tiêu chuẩn lấy mte = 5 mm. do đó :
mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 5.(1 – 0,5.0,25) = 4,375mm

z1 =

d m1
mtm

=

107,625

= 24,6
4,375

; lấy z1 = 25 răng.

+)Số răng bánh lớn: z2=u.z1 = 4,055.25=101,375 , lấy z2=101 răng do đó tỉ số
truyền um= z2/z1 =4,04


- Góc côn chia:

δ1

= arctg.(z1/z2) = arctg.(25/101) = 13,90 = 13054’

δ2

= 900 -

δ1

=

900 − 13054 ' = 760 6'

Theo bảng 6.20 với z1 = 25, Tỷ số truyền u=4,055
Ta chọn hệ số dịch chỉnh bánh nhỏ: x1 = 0,38,bánh lớn: x2 = - 0,38
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = z1.mtm = 25.4,375 = 109,375mm.
- Chiều dài côn ngoài:

Re = 0,5.mte

z12 + z2 2

= 0,5.5.

252 + 1012

= 260 mm.

2.2.4 Kiểm nghiệm:
2.2.4.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

σH

= ZMZHZ

ε

2T1K H u 2 + 1
0,85bd m21um

[ ]
≤ σH

Trong đó:
ZM - hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng:
Theo bảng 6.5 có ZM = 274 (MPa)1/3
ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, có xt = x1 + x2 = 0.
Theo bảng 6.12

→

ZH=1,76

Zԑ - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :


4 − εα
3

Theo bảng 6.59 Zԑ =

trong đó theo bảng 6.60

= 1,88 – 3,2
KH = K

K

εα

= 0,87

= 1,88 – 3,2

1 
 1
 +
÷

 25 101 

 1
1 
 + ÷
 Z1 Z 2 

= 1,72 : hệ số trùng khớp ngang

KHv hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (theo 6.61)
Hα

Hβ

K

=

4 − 1, 72
3

= 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, trường hợp bánh côn
Hα

răng thẳng;

vận tốc vòng: v =

π .d m1.n1
60000

=

π .109,375.182,5
= 1, 04
60000

m/s

theo bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 ( vận tốc vòng v 1,5)
≤

KHv = 1 +

ν Hbd m1
2T1K H β K Hα

= 1+

5,9.65.109,375
= 1, 057
2.298273,9.1, 23.1

trong đó: b = KbeRe = 0,25.260 = 65
Theo 6.64

νH

=

δH

g0v

d m1 (u + 1)
u


0, 006.82.1, 04.

109,375.(4, 055 + 1)
= 5,9
4, 055

=
trong đó

δH

= 0,006 – bảng 6.15

g0 = 82 – bảng 6.16
Do đó:KH=1,23.1.1,057=1,3

Vậy

σH

= ZMZHZ

ε

2T1K H um2 + 1
0,85bd m21um

274.1, 76.0,87.

2.298273,9.1,3. 4, 042 + 1
= 461MPa
0,85.65.109,3752.4, 04

=
+)Theo 6.1 và 6.1a:
[

σH

]' = [

σH

].ZR.Zv.KxH

trong đó: Zv = 1 (v < 5m/s): hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
ZR = 0,95 (Ra = 2,5...1,25

µ

m)

KxH = 1 (da < 700mm): hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng
→ σH

[

]' = [

σH

].ZR.Zv.KxH

=509.0,95.1.1=483,5 MPa
Như vậy

σH

<[

σH

]': đảm bảo khả năng bền tiếp xúc.

2.2.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp uốn:


σ F1

= 2T1.KF.Y Y YF1/(0,85b .mtm .dm1)
ε

β

Trong đó:
+)KFα hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều với bánh răng thẳng KFα=1
+)KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng
với

K be .u
2 − K be

=0,58 theo bảng 6.21

Theo 6.64 có:

νF

=

δF

Tra bảng 6.15 có

g0v

δF

→

KFβ=1,47

d m1 (u + 1)
u

= 0,016

Tra bảng 6.16 có g0 = 82
0, 016.82.1, 04.

→

νF

⇒

⇒

109,375.5, 055
= 16
4, 055

=

KFv = 1 +

KF = K

ν Fbd m1
2T1K F β K Fα
K

Fβ

=1+

16.65.109,375
= 1,13
2.298273,9.1.1,47

KFv = 1,47.1.1,13= 1,66
Fα


Y = 1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng, ở đây là răng thẳng
β

Y = 1/
ε

εα

= 0,58 với

εα

= 1,72 (đã tính ở trên)

Với số răng tương đương: zv1 = z1/cos

δ1

= 25/cos13,540 = 25,71

Theo bảng 6.18với x1 = 0,38
ta có hệ số dạng răng: YF1 = 3,57
Vậy:

σ F1

= 2T1.KF.Y Y YF1/(0,85bw .mtm.dm1)
ε

=

β

2.298273,9.1, 66.0,58.1.3,57
= 77,55
0,85.65.4,375.109,375

MPa

σ F 2 = σ F 1.YF 2 / YF 1

Trong đó
Với số răng tương đương zv2=z1/cos76,06=101/cos76,06=491,25
Theo bảng 6.18 với x2=-0,38
→

σF2 =

→

σ F 1.YF 2 77,55.3, 63
=
= 78,85
YF 1
3,57

YF2=3,63

MPa

Như vậy:
σ F 1 = 77, 55 ≤ [ σ F 1 ] = 257,14

σ F 2 = 78,85 ≤ [ σ F 2 ] = 241, 71
→

Điều kiện bền uốn được đảm bảo.

2.2.4.3 Kiểm nghiệm răng về quá tải:


K qt =

Hệ số quá tải
+)

+)

+)

σH
max

σ F1

σF2

max

max

=

=

=

=461.

σH

σ F1

Tmax
= 2, 2
T
2, 2

[ σ H ] max = 1540

=683,77 <

MPa

K qt
.Kqt =77,55.2,2 = 170,64 < [

σF2

.Kqt= 78,85.2,2=173,47 < [

σ F1

σF2

]max = 560 MPa

]max = 440 MPa.

2.2.4.4 Các thông số & kích thước bộ truyền bánh răng côn:
- Chiều dài côn ngoài:

Re = 260mm

- Môđun vòng ngoài:

mte = 5 mm

- Chiều rộng vành răng: bw = 65 mm
- Tỷ số truyền: u = 4,055
- Góc nghiêng răng:
- Số răng:

β

= 00

Z1 = 25; Z2 = 101

- Hệ số dịch chỉnh chiều cao: x1 = 0,38; x2 = - 0,38
Các thông số khác:
Theo bảng 6.19
Đường kính chia ngoài

de = mteZ

de1 = 125 mm
de2 = 505 mm

Góc côn chia (lăn)

δ1 = arctg

Z1
;δ 2 = 900 − δ1
Z2

δ1 = 13054'

δ 2 = 7606'
Chiều cao răng ngoài

he = 2htemte + c

he = 11 mm

Chiều cao đầu răng ngoài

h ae1 = (h te + xn1cosβ m ) mte

hae1 =6,9 mm
hae2 =3,1 mm

hae2 = 2htemte – hae1
Chiều cao chân răng
ngoài
Đường kính đỉnh răng
ngoài

hfe1,2 = he – hae1,2

hfe1 =4,1 mm
hfe2 =7,9 mm

dae1,2 = de1,2 + 2hae1,2cos

δ

dae1=138,4 mm
dae2=506,5 mm

2.3 Tính toán thiết kế trục :
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 kính đầu vào của hộp giảm tốc là
Với = 5,7 (kW)

, = 182,5 ,

= 9,55

Trương tự với = 4,055
= 1139633,3 Nmm

Đường khính trục sơ bộ là :
= 35 mm
= 21

:

= 55mm
= 29

:

= 298273,9 Nmm


2.3.2 khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực ;
Chiều dài may ơ bánh đai , may ơ bánh răng trụ
=64 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn lớn
= 78 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn nhỏ :
= 53mm
Chiều dài may ơ khớp nối
= 120mm
Vậy ;
tra bảng ( 10.3) ta có = 12 : = 8
Khoảng cách chiều dài trên các điểm đặt lực
Theo bảng 10.4 ta có
Trục I :
= ( 2,5 3 ) = 87 chọn = 90
= 0,5 ( + ) +

+

Với
Trong đó ; chiều cao nắp ổ và đầu bu lông
= 15 mm
là khoảng cách công.sôn
= = 30 mm
Thay vào :
= 60

=-

= - 60 mm

=

+

+

+ + 0,5 ( + cos )

= 194 mm
_ trục 2
=

+

+ + +

= 78 +120 + 21 + 3. 12 + 2.8 = 271mm
= 0,5(

+

) + + = 90,5mm

2.3.3 Tính toán cụ thể :

1 Lực tác dụng lên bánh răng côn
= = 2. 298273,9 / 109,375 = 5454
= . =5454. Tg20 . 0,97 = 1925,5 =
= . = 5454. tg 20 . 0,24 = 476,8 = Fr2
2 Lực từ khớp nối tác dụng lên trục
= ( 0,2 – 0,3 )
= = 2. 298273,9 / 109,375 = 5454
là đường kính vòng tròn qua tâm : tra bảng (15.10 )
= 673
D, lực tác dụng lên bộ truyền đai


= 1289,71 .sin 20 = 441
là góc nội bộ tâm ngoài
* Trục 1:
2.3.3.1 Tính lực

2.3.3.2 Mô men uốn tải mặt cắt nguy hiểm
Mặt cắt 1-1
=0
= = 441 . 194= 80316 N.mm
Mặt cắt 2-2
= = 916,23 . 90 = 86510,7 N.mm
= = 5454. (194 - 90 ) = 426563,28 N.mm
Mặt cắt 3-3
= = 476,8.(109,375 /2) = 20690,88 N.mm
=0
Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm : tra bảng 10.16
Tại tiết diện 1 -1

= = 80316 N.mm
= = 169432 N.mm
Tại tiết diện 2 – 2
= = 435247,4 N.mm
= = 460105,4 N.mm
Tại mặt lắp bánh răng côn :
= = 20690,88 N.mm
= = 173504,1 N.mm
Mặt cắt nguy hiểm nhất ; 2 -2
Tra bảng 10.5 chọn đường kính tiêu chuẩn
d = 30 mm
2.3.3.3 kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Ta có công thức :
=

:

=

Thép các bon :
= 0,436. = 0,436.600 = 261,6 Mpa
= 0,25 . = 0,25.600 = 150 Mpa
Ta có : , , , biên độ trung bình của các úng suất
Ta có công thức : = = = =
= 80316/ 0,1.27000 =29,74(Mpa)


= = = 172266/ 0,2.27000 = 31,90 MPa
Trục một làm việc một chiều :

=0

= = / 2 = 15,95 MPa
Tra bảng 10.12 và bảng 1.10 ta có :
= 1,76
= 1,54
= 0,88

;

= 0,77

Tra bảng 10.16 ta có kiểu lắm : k6
Thay vào công thức ta có :
trị số bền mõi của thép = 0,1 ; = 0,05
= = 261,6 / (1,76/0,88).29,74+ 0,1.0 = 4,39
=
= 150 / ( 1,54/ 0,77) . 15,95 + 0,05.15,95 = 4,5
S = 1,57
Ta chọn được đường kính trục làm ổ bi : = 30mm
Bánh răng trụ là : = 25mm
2.3.3.4. Chọn then lắp ghép giữ khớp nối với bánh răng và trục :
Với d = 25 mm

ta chọn then lắp ghép :

Chiều dài then :

l

Kiểm nghiệm ;

=

b = 6 : h = 6 : = 4,2 : = 5,5

0,8 . lm13 = 29,2


= = 2. 172266 /25.29,2 (6- 4,2 ) = 262,2 MPa
= = 2.172266 / 25. 29,2 . 6 =78,66 Mpa


20690,88
Mx

86510,7

426563,28

My
80316
Mz

173504,1


* Trục hai :
2.3.3.5 Tính lực

2.3.3.6 Mô men uốn tải mặt cắt nguy hiểm
Mặt cắt 1-1
= 573,1 . (210,8 – 131,5 ) =45446,83 N.mm
= = 2199,61.( 201,8 – 131,5 ) = 154632,5 N.mm
Moomen trung tâm ;
= = 833,4 .100/2 =41670 N.mm
Mặt cắt 2-2 tại chổ lắp bánh răng trụ
= = 1198 . 75,5 = 90449 N.mm
= = 3714 . 75,5= 280407 N.mm
= = 1110,6 . 66,67 / 2 = 37021,85
Moomen xoắn = 1139633,3
2.3.3.7 Tính chính xác trục
Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm : tra bảng 10.16
Tại tiết diện 1 -1