đồ án nguyên lí chi tiết máy thầy Văn Hữu Thịnh đề 1

MỤC LỤC


I-CHỌN ĐỘNG CƠ:
1.1-Công suất cần thiết của động cơ:
-Công suất tương đương: = P =3,59 (kw)
-Công suất cần thiết

: = = =4,27 (kw)

Tra bảng 2.3
=0,96; =0,99; =0,95; =1;.
= ..=0,84
1.2-Xác định số vòng quay sơ bộ:
Tra bảng 2.4 , chọn = 15
=.=15 =n. =1170 (vòng / phút)
Tra phụ lục P1.2:
Kiểu động cơ
DK 51-4

Cơng suất
4,5 kw

Vận tốc quay
1440 (vịng /
phút)

Phân phối tỉ số truyền:
Tỉ số truyền chung:
u=

= = 18,46

Tra bảng 2.4, chọn =2
=

= = 9,23

Do bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu:
=(1,2…1,3), chọn =1,3
=.=1,3
2

Hiệu suất
85%


= = 2,66 =1,3.2,66=3,46
Tính lại tỉ số truyền chung: =..=18,41
u= .100%=0,27% < 2%
Thỏa sai số cho phép.
Số vòng quay của các trục:
= =1440 (vòng/ phút)
=

=

= 416,18 (vòng / phút)

=

=

= 156,5 (vịng / phút)

=

=

= 78 (vịng / phút)

Cơng suất trên các trục:
=.. = 4,46 (kw)
=.. =4,33 (kw)
=.. =4,12 (kw)
=.. =3,8 (kw)
Momen xoắn:
= = 29578,47 (Nmm)
= = 99359,65 (Nmm)
= = 251412,65 (Nmm)
= = 463888,53 (Nmm)
Bảng số liệu :
3


Trục dộng cơ
u
n(v/p)
P (kw)
T (Nmm)

Trục 1

Trục 2
Trục 3
=3,46
=2,66
416,18
156,5
4,33
4,12
99359,65 251412,14

=1
1440
4,5
29843,75

1440
4,46
29578,47

Trục 4
78
3,8
463888,53

II-THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH :
2.1. Chọn loại xích:
 Do vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn: 3 dãy
2.2. Xác định các thơng số của xích và bộ truyền:

Với ux = 2(đã chọn)
Theo bảng 5.4 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 27
Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 2.27 = 54 , chọn z2 =55 < zmax = 120
Theo cơng thức 5.3 tài liệu [1] ta có cơng thức tính tốn:
Pt = P.k.kz.kn
z1 = 27 => kz = 25/z1 = 0.93
Chọn n01 = 200 (vg/ph)
=> kn = n01/nIII = 200/156,5 = 1,28
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:
K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang <400)
Ka = 1 (chon a = 40p)
Kđc = 1 (điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích)
Kbt = 1,3 (mơi trường làm việc có bụi)
Kđ = 1,2 (va đập nhẹ)
4


Kc = 1,25 (làm việc 2 ca/ngày)
=> k = 1,3.1,2.1,25.1.1.1 = 1,95
Thay vào công thức 5.3 ta được:
Pt = 3,8.1,95.1,28.0,93 =8,82 (kw)
Điều kiện chọn P là: [P] 8,82 (kw)
=200 (vòng / phút)
[P]=11 (kw), bước xích p=25,4 mm< = 50,8 mm
Do p =25,4mm làm cho đĩa xích bị dẫn lớn
Ta chọn lại [P] theo công thức : < [P]
Chọn = 2,5 ( 3 dãy) [P] =4,8 (kw) p= 19,05 mm
Khoảng cách trục:
a , Chọn a =(30…50)p , chọn a =35p do = 2

a=666,75 mm, chọn a=668mm
Theo cơng thức 5.12 ta có số mắt xích:

2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) 2 . p
x=
+
+
p
2
4π 2 .a

= =111,7
Lấy số mắt xích chẵn: x = 112
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13
ac = 0,25.p.(x - 0,25).(z2 - z1) +
5


= 670,9
Để xích khơng chịu lực căng q lớn ta giảm a 1 lượng

∆a
=( 0,002…0,004)a

∆a
Chọn

= 0,004.a = 2,7 (mm)

Do đó a = 668 (mm)

Số lần va đập của xích theo công thức 5.14 :

i=

z1 .n3 27.156,5
=
= 2,52 ≤ [ i ] = 30
15.x
15.112

2.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền:

s=
Theo cơng thức 5.15 :

Q
k đ .Ft + F0 + Fv

Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 108 (kN).
Khối lượng 1 mét xích q1 = 5,8 kg
Kđ = 1,2 (chế độ làm việc bình thường)

v=

z1 .t.n3 27.19,05.156,5
=
= 1,34(v / ph)
60000
60000

⇒ Ft =

1000.P
= 2835 ( N )
v

Fv -lực căng do lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 5,8.1,342 = 10,41 (N)
F0 -lực căng do nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q1.a
6


Lấy kf = 4 (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400)
=> F0 = 9,81.4.5,8.0,668 = 152,03 (N)

s=
Do đó:

108000
= 30,3
1,2.2835 + 152,03 + 10,41

Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm
bảo đủ bền.
2.4. Đường kính đĩa xích:
Theo cơng thức 5.17 và bảng 13.4 :

d1 =

d2 =

p
19,05
=
= 164(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z1
27
p
19,05
=
= 334(mm)
π
180
sin( ) sin(
)
z2
55
π

da1 = p[0,5 + cotg( /z1)] = 172,51 (mm)
π

da2 = p[0,5 + cotg( /z2)] = 342,67 (mm)
df1 = d1 – 2r = 164-2.6,03 = 151,94 (mm)
df2 = d2 – 2r = 334-2.6,03=321,94 (mm)
với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.11,91 + 0,05 = 86,03 (theo bảng 5.2)
Kểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo cơng thức 5.18 tài liệu [1]

ta có:

7


σ H = 0,47 k r ( Ft .k đ . + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ]
Trong đó:
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr1 = 0,36 ứng với Z1 = 27
Kd = 3 do bộ truyền xích 3 dãy.
Kđ = 1,2

hệ số tải trong động.

Fvd lực va đập trên một dãy xích:(N).
Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.156,5.19,053 = 1,41 (N).
E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa.
A = 265 mm2 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12)

[σ H ]

ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11

Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

σ H1

0,36(2835 .1,2 + 1,41).2.1.10 5
= 0.47
265.3

Ứng suất tiếp xúc cho phép [
Thấy:

σH ≤

[

σH

σH

= 267,38 Mpa

] = 500 (Mpa)

] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.5. Xác định các lực tác dụng lên trục:
F r = Kx F t
Với Kx : hệ số bể đến trọng lượng tính xích Kx = 1,15(do bộ truyền nằm ngang)
8


⇒

Fr = 1,15.2835= 3260,25 N

*Các thơng số hình học và kích thước của bộ truyền xích:
- Khoảng cách trục: a= 668 mm

- Số răng đĩa xích dẫn: z1 = 27 răng
- Số răng đĩa xích bị dẫn: z2 = 55 răng
- Tỉ số truyền: u= 2
- Số mắt xích: x = 112
- Đường kính vịng chia số xích dẫn d1= 164 mm
- Đường kính vịng chia số xích bị dẫn d2= 334 mm
- Đường kính đỉnh xích dẫn da1= 172,51 mm
- Đường kính đỉnh xích bị dẫn da2= 342,67 mm
- Đường kính vịng chân răng xích dẫn df1 = 151,94 mm
- Đường kính vịng chân răng xích dẫn df2 = 321,94 mm
- Bước xích p = 19,05 mm
- Số dãy xích:3
III-THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC:
3.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241

÷

285, có

σ b1

= 850 MPa ,

σ ch1

9

= 580 MPa


Bánh lớn: Thép 45 tôi cỉa thiện đạt đọ rắn

HB = 192

÷

σ b2

240 , có

= 750 MPa,

σ ch 2

= 450 MPa

Xác định ứng suất cho phép:
Theo bảng 6.2 tài thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180

σ 0 H lim1 = 2.HB1 + 70

;

s H = 1,1

;

σ 0 F lim = 1,8HB

;

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250, độ rắn bánh lớn HB2 = 235.

σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570

σ F lim1 = 1,8.250 = 450

MPa.

σ H lim 2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540

σ F lim2 = 1,8.235 = 423

MPa.

Theo công thức 6.5:

N HO = 30.H 2, 4 HB

MPa.

Do đó:

N HO1 = 30.250 2, 4 = 1,7.10 7
NHO2 = 30.2352,4 = 1,47.107
Theo công thức 6.7

10

MPa.

÷

350.

s F = 1,75


∑

NHB = 60.C ( Ti / Tmax)3 .niti

NB2 = 60.C (n1/u1) t

∑∑

ti(Ti /Tmax)3

ti
∑ ti

= 60.124000(13.0,7+0.83.0,3) = 51,16.107
NHB3 > NHO2 do đó KHL2 = 1
Tương tự

⇒

KHL1 = 1

Như vậy theo cơng thức 6.1a sơ bộ xác định được:

[

[

[

σH

σ
]=

σH

σH

0
Him

σ
]1 =

σ
]2 =

K HL

SH

K

HL1
0
Him1 S H

0
Him2

K HL 2
SH

=

=

570.1
1,1
540.1
1,1

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng: [

= 518

Mpa.

= 491

Mpa.

σH

’

] = min([

σH

]1 ; [

σH

]2) = 491

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng.

[

σH

]” =

[σ H ]1 + [σ H ] 2
2

=

518 + 491
2

Theo công thức 6.8 tài liệu [1].
∑

NFE = 60C (Ti/Tmax)MFni Ti
11

= 504,5

Mpa.

Mpa.


Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6
⇒

NFE2 = 60.1.24000(16.0,7 + 0,86.0,3) = 46,66.107.

Thấy NFE2 > NF0 = 4.Do đó KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1.
Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.

[

σ F1

]=

=

[

σ F2

]=

=

σ F0 lim1

.KFC.KKL / SF.

450.1.1
1,75

σ F0 lim 2

= 257,1 Mpa.

. KFC. KFL / SF.

423.1.1
1,75

= 241,71 Mpa.

Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].

[
[
[

σH
σ F1
σ F2

]max = 2,8
]max = 0,8
]max = 0,8

σ ch 2

σ ch1

σ ch 2

= 2.8.450 = 1260 Mpa.
= 0,8.580 = 464 Mpa.
= 0,8.450 = 360 Mpa.

12


3.2. Tính tốn bộ truyền cấp nhanh ( bánh trụ răng thẳng)
3.2.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]).
3

±

aw1 = ( u 1)

T1 .K Hβ
[σ H ]2 U 1 .ψ ba

Trong đó :
ψ ba
ψ ba

: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn

= 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về tiếp xúc.
Ka = 49,5
ψ bd

= 0,53

ψ ba

(U1+1) = 0,53.0,3.(3,46+1) = 0,71.
β

Tra bảng 6,7, KH = 1,02 ( sơ đồ 7).
⇒

aw1 = 49,5.(3,46+1) = 107,1 mm

Lấy aw1 = 107 mm
3.2.2. Xác định các thơng số ăn khớp:
Mơđun: m = (0,01

÷

0,02)aw1 = (0,01

÷

0,02)112 = 1,12

Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 2.
Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19 .

13

÷

2,24.


Z1 =

2aw1
m(un + 1)

= 23,9

lấy Z1 = 21.

Số răng bánh lớn :
Z2 =.Z1 = 3,46.21 = 72,66 lấy Z2 = 73.
Tỷ số truyền thực sẽ là:

Ut =

Z2
Z1

= = 3,47

Sai số tỉ số truyền : = 0,29% <2%
Thỏa sai số cho phép

Tính lại tỉ số truyền Do đó : aw1 =

m( Z 1 + Z 2 )
2

= = 94 mm.

3.2.3 Các thơng số cơ bản của bộ truyền:
Góc profin gốc:

α = 20 0

Góc nghiêng răng:

(theo TCVN 1065 – 71)

β = 00

Khoảng cách trục: aw = 94 mm
Môđun:

m=2

Tỷ số truyền:

ut = 3,47

Hệ số dịch chỉnh: x = 0
Số bánh răng:

Z1 = 21;

Z2 = 73

Theo bảng 6.1 ta xác định được:
14


Đường kính vịng chia:
= m.

=42 mm

= m.

=146

(mm)

Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 46 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 150 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 37 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 141 (mm)
Chiều rộng vành răng:
bw =

ψ
ba

.aw1 = 0,3.94 = 28,2 (mm)

3.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

σ H = Z M .Z H .Z ε

Trong đó:

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [σ H ]
2

bw .u1 .d w1

Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo

bảng 6.5 tài liệu [1]

Zm = 274 (Mpa1/3).

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo cơng thức 6.34
tài liệu [1] ta có:

15


ZH =

Zε

2. cos β b
2.1
=
= 1,76
sin 2α tw
sin 2.20 0

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

= = 0,88
Do = = 0 với =[1,88 – 3,2(
K Hα

thẳng:
=

K Hα

+]cos=1.68

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
= 1 , (Tra bảng 6.14)

=41,15
Vận tốc vòng của bánh răng:
v= = 3,1 m/s

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
6.16 tài liệu [1] ta có
6.15 tài liệu [1] ta có

g0 = 56
δ H = 0,004

Vậy theo cơng thức 6.42 tài liệu [1]
= ..v.

= 3,62 m/s

Do đó: = 1+ =1,07
=1,07.1,02.1=1,09
Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc:

16

;

δ F = 0,011


=524,5 Mpa <=1260 MPa

Ta thấy

σ H ≤ [σ H ]

vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

Trong đó: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: = =0,6

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

β0

Yβ = 1 −
=1
140

Số răng tương đương: = =21; = =73
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 4 ; YF2 = 3,61
Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về
uốn: KF

α

=1

= ..v.

= 9,93 m/s

Thay vào cơng thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

=1+ = 1,2

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo cơng thức 6.45 tài liệu [1].
=1.1,02.1.2=1,22
Suy ra: Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:
=74,63 Mpa

σ F 1 ≤ [σ F 1 ] = 251,7 Mpa
17

Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:
=67,5 Mpa
< [] = 241,7 Mpa
Vậy bánh răng thỏa điều kiện bền uốn
3.2.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

K qt =
Hệ số quá tải:

Tmax
=1
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:max = . =524,5 MPa
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại: max = . =74,63 Mpa max = . =57,5 Mpa< max
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
*Các thông số:
= 94; m = 2;= 28,2; =0 ; u = 3,46; == 0
=21; =42mm ; =46mm; =37mm
=73; =146mm ; =150mm; =141mm
3.3 Tính tốn bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng):
Vì phân đơi cấp chậm nên = =49680 (Nmm)
3.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

a w 2 = K a (u + 1)3

TII' .K Hβ

[σ H ] "2 .u 2 .ψ ba
18


Trong đó: Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng. Tra
bảng 6.5 tài liệu [1] ta có Ka = 43
β

KH : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khi tính về tiếp xúc. Với:
Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được: KH
= 43.(2,66+1).

Lấy

aw2

=0,53.0,3.(2,66+1) = 0,58
β

= 1,07;

β

KF = 1,17

=101,44 mm

= 102 mm

3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp:
Môđun: m = (0,01...0,02).

aw2

= (0,01...0,02).102 = 1,28...2,14.

Chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =2
Chọn = cos=0,819
Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.19 tài liệu [1]
== 22,6

lấy =25

Số răng bánh lớn:
z2 = u.z1 = 2,66.25 = 66,5

lấy z2 = 65

Do đó tỷ số truyền thực: usau = z2/z1 = 2,6
Sai số tỉ số truyền : = 2,25% < 3%
Thỏa sai số cho phép
Khi đó: cos =

=0,8574

=
19

Tính lại khoảng cách trục: = =105 mm
3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

σ H = Z M .Z H .Z ε

2.T1 .K H (u + 1)
≤ [σ H ]
bw .u1 .d w21

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 tài
liệu [1] có Zm = 274 Mpa1/3
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo công thức 6.34 tài liệu [1]
==

=1,55

Với tan=cos().tan() với ==arctan() = =

Zε

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo cơng thức 6.36 tài liêu [1]
Vì: =2,61>1 và = [1,88 – 3,2.( +)]cos =1,46
Nên = =0,83

Vận tốc vòng của bánh răng:
= = 57,38 mm
Theo công thức 6.40: v =

=1,25 m/s với n==416,18 (vòng/phút)

Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính
xác về tiếp xúc là 8.
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9; v < 2,5 m/s

=>

K Hα

= 1,13;

K Fα

=1,37

20


δ H = 0,002 δ F = 0,006
Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73;
;

⇒ vH = δ H . g 0 .v

aw 2
108
= 0,002.73.1,33.
= 1, 25m / s
um
2,61

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]

K Hv = 1 +

vH .bw .d w1
1, 25.32,04.59,83
= 1+
= 1,02
'
2.TII . K H β .K H α
2.52.103.1,07.1,13

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:
=1,13.1,24.1,02 =1,43
Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc. Theo công thức 6.33 tài liệu [1]
= 483,97 MPa < 504,5 MPa

Như vậy:

σ H ≤ [σ H ]

bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Điều kiện:

σ F1 =

2.T1 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw1 .d w1 .m

≤ [σ F 1 ]

=

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: = = 0,68
Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:=1- =0,78
Số răng tương đương:
= =39,69 ; = = 103,2
21


Vì sử dụng răng khơng dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0
Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6
Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:
=..v.

=0,006.73.1,25.= 3,44 m/s

Thay vào cơng thức 6.46 tài liệu [1]:
=1+

=1+ = 1,04

Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo cơng thức 6.45 tài liệu [1]:
=1,37.1,17.1,04=1,67
Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43 tài
liêu [1]:
= =90,1 MPa

Thấy:

σ F 1 < [σ F 1 ] = 257,1 Mpa

Ứng suất sinh ra tại chân bánh bị động xác định theo công thức 6.44 tài liêu [1]:
==

=87,65 Mpa

Thấy < =241,7 Mpa
Vậy các bánh răng thỏa điều kiện về độ bền uốn.
3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

K qt =
Hệ số quá tải:

Tmax
=1
T

Ứng suất tiếp xúc cực đại:max = . =524,5 MPa
22


Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại: max = . =74,63 Mpa max = . =57,5 Mpa< max
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng.
*Các thông số:

=105mm ; m=2 mm ; =31,5 mm ; u=2,66 ; =
=25 ; =58,33mm ; = 62,33 mm ; = 53,33 mm
=65 ; = 151,66mm ; = 155,66 mm ; = 146,66 mm
= =0
3.4. Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu:
Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
Ta có cơng thức : 67,8 > 50

Do 0,8< v=1,25<1,5 nên chiều sâu ngâm dầu phải bằng 1/6 bán kính
bánh răng cấp nhanh : h =. =12,5 mm.
Hình minh họa :

23


Với = 46mm; = 150mm ; = 62,33mm ; = 155,66mm
PHẦN IV - THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền

σ b = 600 Mpa

. Ứng suất xoắn cho phép

[τ ] = 15MPa

4.2. Xác định sơ bộ đường kính trục:
Theo cơng thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3)

dk = 3

Tk
0,2[τ ]

Với

[τ ]

=15 MPa

=(0,8...1,2) với =(0,3...0,35), chọn =0,3
= 28,2 mm, chọn =0,8 =22,56 mm lấy =25 mm

24


= = = 32,1 mm lấy =35 mm
= = = 43,76 mm lấy =40 mm
Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 20 mm; d2 = 30 mm; d3 = 40 mm
4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
Dựa vào đường kính trục sơ bộ , sử dụng bảng 10,2 để chọn chiều rộng ổ lăn,
công thức 10.10 để xác định chiều dài khớp nối trục (nối trục đàn hồi, bảng 10.3
và 10.4 để tính khoảng cách.
Chọn bo1 = 15 mm; bo2 = 19 mm; bo3 = 25 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 5
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 15
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15
Chiều dài mayơ của các bánh răng trên trục:
=(1,2...1,5) =(30...37,5) lấy =32,2 mm

=== (1,2..1,5) =(42...52,2) lấy ===52,2mm
==(1,2..1,5)=(48...60) lấy == 48mm
=(1,2= (48.....72) mm
Chiều dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay)
l22 = l32= 0,5(lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(52,5 +19) + 10 + 5 = 50,75 mm
l23 = l12 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + K1=50,75 + 0,5(52,5 + 52,5) + 10 =113,25 mm
l24 = l33 =2l12 – l22 = 2.113,25 – 50,75 =175,75 mm
l21 = l11 = l31 =2l23 = 2.113,25 = 226,5mm
chiều dài khoảng công-xôn trên trục 1:
lc = 0,5(lm11 + b01) + K1 + hn = 0,5(32,2 + 15) + 10 + 15 = 48,6 mm
chiều dài khoảng công-xôn trên trục 3:
25