Đồ án nguyên lí chi tiết máy đại học SPKT TP HCM- Đề 03

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

MỤC LỤC
1. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN...........................................3
1.1.

Chọn động cơ.........................................................................................................3

1.2.

Phân phối tỉ số truyền...........................................................................................4

1.3.

Xác định công suất momen và số vòng quay trong các trục..............................4

2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH..............................................................................5
2.1.

Số liệu đầu vào :.....................................................................................................5

2.2.

Thiết kế bộ truyền xích :.......................................................................................6

2.3.

Xác định bước xích :.............................................................................................6

2.4.

Xác định khoảng cách trục và số mắt xích :.......................................................7

2.5.

Kiểm nghiệm lại số lần va đập xích trong 1 giây :..............................................7

2.6.

Kiểm tra độ bền.....................................................................................................7

2.7.

Đường kính đĩa xích :............................................................................................8

2.8.

Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc :................................................................8

2.9.

Xác định lực tác dụng lên trục:............................................................................8

3. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.......................................................................................9
3.1.

Bộ truyền cấp nhanh – bánh trụ răng thẳng......................................................9

3.2.

Bộ truyền cấp châm – bánh trụ răng nghiêng..................................................16

3.3.

Kiểm tra điều kiện bôi trơn................................................................................22

3.4.

K iểm tra điều kiện chạm trục:..........................................................................23

4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC...............................................................................23
4.1.

Chọn khớp nối.....................................................................................................23

4.2.

Kiểm nghiệm lại khớp nối...................................................................................24

4.3.

Lực tác dụng lên trục..........................................................................................25

4.4.

Các thông số cơ bản của vòng đàn hồi...............................................................25

4.5.

Tính sơ bộ trục.....................................................................................................25

4.6.

Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi:.........................................................................37

4.7.

Kiểm nghiệm về độ bền của then:......................................................................40

5. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ...............................................................................................41
5.1.

Trục I:...................................................................................................................41

5.2.

Trục II:.................................................................................................................42

5.3.

Trục III:................................................................................................................43

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

1


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

6. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC BỘ PHẬN KHÁC............................43
6.1.

Tính kết cấu của vỏ hộp:.....................................................................................43

6.2.

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2]).......................................44

6.3.

Một số kết cấu khác:...........................................................................................45

7. DUNG SAI LẮP GHÉP..............................................................................................47
7.1.

Dung sai và lắp ghép bánh răng:.......................................................................47

7.2.

Dung sai lắp ghép ổ lăn:......................................................................................47

7.3.

Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:........................................................................48

7.4.

Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động:..........................48

7.5.

Dung sai lắp ghép then lên trục:........................................................................48

Tài liệu tham khảo:................................................................................................................49

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

2


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

1. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ
Công suất truyền trên trục máy công tác: Plv=Pt=3,9
Công suất truyền trên các trục công tác:
2

T �
�
��Ti �ti
� �
Pl
�ti

0, 7tck  0,82.0, 3tck
3, 9
 3, 7( kW )
tck

Pct=
=
Công suất trên trục động cơ điện:
Pct
p ctdc  
Ta có:

Theo công thức 2.9, tài liệu [1],hiệu suất truyền động:

  .
k

2

 .
4

br

ol

x

Tra bảng



=1 : hiệu suất nối trục di động
=0.97 : hiệu suất của bộ truyền bánh răng
k



ol



X

=0.99 : hiệu suất cặp ổ lăn

= 0.96: hiệu suất bộ truyền xích
1. 0,972.0,994. 0.96= 0,87

p

ctdc



p


ct



3, 7
 4,3
0,87

(kw)
Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 46 (vg/ph).
Từ bảng 2.4, chọn sơ bộ tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp: uh =
10, ux = 2. Do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo công thức [2.18]:
nsb = usb.nlv = 46.10.2 = 1380 (vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: nđb = 1500 (vg/ph)
Động cơ được chọn thỏa các điều kiện :

Pctdc  4, 3(kW ) �Pdc  5, 5(kW )
�
�
ndb  1500(v / ph)
�

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

3


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Tra bảng ( P1.3), Phụ lục với Pct=4,3 (Kw) và nđb = 1500 (vg/ph) dùng động

cơ:
 Số hiệu động cơ :4A112M4Y3
 Công suất danh nghĩa :Pđc = 5.5 kW
 Số vòng quay trục động cơ :nđc = 1425 (vòng/phút)
 Đường kính trục động cơ: dđc=32 (mm)
1.2. Phân phối tỉ số truyền
Tỉ số truyền thực:
ut 

n
n



đc
lv

1425
 30, 98
46

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động:

u  u .u
t

ng

hgt

Trong đó chọn: ung = 2
uhgt là tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

u

Ta có
Ta có =>

Mà

u

hgt

 u nh.u ch 

u
u

t

ng

u

12



30,98

 15, 49
2

 (1, 2 �1,3)u 34
2

 u 12.u 34  1, 2u 34 � u 34  u ch 
hgt

u u
12

nh



u
u

hgt

u

hgt

1, 2



15, 49

 3,59
1, 2

 1, 2.3,59  4,3

ch
Nên
Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền:

U 

u t u pp
u
t

1.3.

  .
01

ol

k



0,99.1=0,99

12

  . 



23

  . 
ol

2.4,3.3,59  30,98
 0,3%  3%
30,98

Xác định công suất momen và số vòng quay trong các trục



ol



br

br

: hiệu suất từ trục động cơ qua trục 1

0,99.0,97=0.9603 : hiệu suất từ trục 1 qua trục 2
0,99.0,97=0.9603 : hiệu suất từ trục 2 qua trục 3

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

4


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY



GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

 . 

0,99.0,96=0,9504 : hiệu suất từ trục 3 qua trục máy công tác
* Số vòng quay trên các trục:
- Số vòng quay trên trục 1: n1 = n đc=1425 (vòng/phút)
- Số vòng quay trên trục 2: n2 = (vòng/phút)
- Số vòng quay trên trục 3: n3 = (vòng/phút)
* Công suất trên các trục
- Công suất trên trục 3: P3 = 4,1(kW)
- Công suất trên trục 2: P2 =(kW)
- Công suất trên trục 1: P1 =(kW)
- Công suất trên trục động cơ: Pđc =(kW)
* Momen trên các trục
34

ol

x

Tđc  9,55.106

- Momen trên trục động cơ:
T1  9,55.106

- Momen trên trục 1:

p
n
p
n

1

p
n

ctdc
đc

 9,55.106

1

T2  9,55.106

2

 9,55.106

4,3
 28817
1425

4,37
 29287
1425

(N.mm)

4, 2
 120813
332

 9,55.106

2

- Momen trên trục 2:

(N.mm)
T3  9,55.106

- Momen trên trục 3:

p
n

3

 9,55.106

3

Tct  9, 55.106

- Momen trên trục công tác:

p
n

lv

4,1
 421022
93

 9,55.106

lv

(N.mm)

3,9
 809674
46

Bảng 01: Đặc tính kĩ thuật của hệ thống truyền động
Trục Động cơ
Trục I

Trục II
Trục III
Thông Số
Công suất P
Tỉ số truyền u
Số vòng quay
n (v/ph)
Momen xoắn

(N.mm)

4,41

4,37
1

4,2
4,3

(N.mm)

Công tác

4,1
3,59

3,9
2

1425

1425

332

93

46

28817

29287

120813

421022

809674

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

5


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

T

2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
2.1.
Số liệu đầu vào :
- Các thông số làm việc của bộ truyền
+ Công suất trên trục dẫn : P1 = (kW)
+ Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = (vòng/phút)
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u = 2
+ Momen xoắn trên trục dẫn : T =421,022.103(Nmm)
- Điều kiện làm việc của bộ truyền :
+ Tải trọng va đập nhẹ , quay 1 chiều
+ Trục đĩa xích điều chỉnh được
+ Một năm làm việc 300 ngày,làm việc 2 ca , 1 ca 8 giờ
+ Môi trường làm việc có bụi
+ Bôi trơn nhỏ giọt
2.2.
Thiết kế bộ truyền xích :
- Chọn loại xích : xích ống con lăn
- Chọ số răng đĩa xích : Z1 = 29 – 2.2 = 25 răng => chọn Z1= 25
Số đĩa xích bị dẫn : Z2 = u.Z1 = 2.25 = 50 răng < Zmax = 120
2.3. Xác định bước xích :
Hệ số
k0
ka
kdc
kbt
kđ
kc

giá trị
1

1
1
1,3
1,35
1,25

Điều kiện làm việc của bộ truyền xích
Bộ truyền đặc nằm ngang hoặc nghiêng 1 góc 30 độ
a = 40 p
Trục đĩa xích điều chỉnh được bằng đĩa căng hoặc con lăn xích
Bôi trơn nhỏ giọt , môi trường làm việc có bụi
Tải trọng va đập nhẹ
Làm việc 2 ca

k  k0 .ka .k dc .k d .kc  1.1.1.1,3.1,35.1, 25  2, 2
-

Hệ số răng kz

kz 
-

25 25

1
z1 25

Hệ số vòng quay kn ( chọn n01=50 vòng/phút )
n
50

kn  01 
 0,54
n3 93

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

6


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

-

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Hệ số phân bố không điều tải trọng cho các dãy xích : chọn xích 2 dãy
kd=1,7

-

Công suất tính toán
Pt 

-

k .k z .kn . p1 2, 2.1.0,54.4,1

 2,87
kd
1, 7

Chọn bước xích :
Theo bảng 5.5[1,trang 81], với n01=50(vòng/phút). Chọn bộ truyền xích có
bước xích p=25,4(mm) thỏa điều kiện bền mòn Pt ≤[Pt]=3,2(kW)

2.4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích :
- Khoảng cách trục sơ bộ
asb=50p=50.25,4= 1270 mm
-

Tính số mắt xích
2

2

2a
z z
p �z2  z1 � 2.1270 25  50 25, 4 �
50  25 �
X  sb  1 2 


�
�
�
� 137,8
p
2
asb � 2 � 25, 4
2

1270 � 2 �

-

Ta chọn X = 138 mắt
Xác định lại khoảng cách trục :
a

2
2
1 � z1  z 2
� z  z � �z  z ��
p�
X
 �X  1 2 � 2 � 2 1 ��
4 �
2
2 � �  ��
�
�
�

2
2
�
1
25  50
25  50 � �50  25 ��
�
 .25, 4. �

138 
 �
138 

2
� �
�� 1272(mm)
4
2
2 � �  ��
�
�
�
�

Để xích không chịu lục căng quá lớn , giảm :

a  (0, 002 �0, 004)a  2, 544 �5, 088( mm)

Vậy chọn a = 1272(mm)
2.5. Kiểm nghiệm lại số lần va đập xích trong 1 giây :
i

2.6.

4v z1.n1
25.93


 1,12 � i   20

L 15. X 15.138

Kiểm tra độ bền

S

Q
�[S]
Kt .Ft  F0  Fv

Trong đó Q = 113400 (N) [1, bảng 5.2 trang 78]
Khối lượng 1 mét xích là q = 5 (kg)
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

7


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

Kt= 1,2

k

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

4

Ta chọn f
(bộ truyền nghiêng 1 góc <40o)
p.z .n 25, 4.25.93

v1  1 1 
 0,98(m / s)
60000
60000
1000.P1 1000.4,1
Ft 

 4184( N )
v1
0,98
Fv  qv12  5.0,982  4,8( N )
F0  k f qag  4.5.1, 272.9,81  249,57( N )

Q
113400

 25,5
Kt .Ft  F0  Fv 1, 2.4184  249,57  4,8
Theo bảng 5.10 tài liệu [1] ttrang 86 với n01 = 200 (vòng/phút), [S] = 7.
Vậy S > [S]: bộ truyền đảm bảo đủ điều kiện bền.
2.7. Đường kính đĩa xích :
S

p
25, 4

 202, 7(mm)

180
sin( ) sin(

)
z1
25
p
25, 4
d2 

 404,5( mm)

180
sin( ) sin(
)
z2
50
d1 

2.8.

Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc :

 H  0, 47

kr ( Ftđ.k . vđF ) E
�[ H ]
A.kd

Trong đó
Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
Kr = 0,42 ứng với Z1 = 25
Kd = 1,7 : do bộ truyền xích hai dãy.

Kđ = 1,2 hệ số tải trong động.
Fvd = 1,98(N) lực va đập trên một dãy xích.
Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.93.25,43 = 1,98 (N).
E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa.
A = 180 diện tích bề mặt tựa của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1]).
 H  0, 47

0, 42.(4184.1, 2  1,98).2,1.105
 565,51MPa �[ H ]  600 MPa
180.1, 7

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

8


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210,tra bảng 5.11 [1, trang 86] sẽ đạt
ứng suất tiếp [  ] = 600 (MPa), đảm bảo độ bền cho đĩa xích dẫn. Tương tự , với đĩa
H



�[ ]

H
xích bị dẫn H 2

(với cùng vật liệu và nhiệt luyện).
2.9. Xác định lực tác dụng lên trục:

Fr  k x .Ft  1,15.4184  4811,6( N )
Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40o, kx=1,15.
LẬP BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN
Số liệu đầu vào
+ Công suất trên trục dẫn : P1= 4,1 (kW)
+ Số vòng quay trên trục dẫn : n1= 93(v/ph)
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích : u = 2

Thông số
Loại xích

Kết quả tính toán
Kí hiệu (đơn vị)
…..

Giá trị lần
Xích con lăn

Đường kính đĩa xích dẫn

d1(mm)

202,7

Đường kính đĩa xích bị dẫn

d2(mm)

404,5

Bước xích
Số răng đĩa xích dẫn

p(mm)
Z1

25,4
25

Số răng đĩa xích bị dẫn

Z2

50

Số mắt xích

X

138

Khoảng cách trục

a(mm)

1272

Lực tác dụng lên trục

Fr(N)

4811,6

3. BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
3.1. Bộ truyền cấp nhanh – bánh trụ răng thẳng
 Số liệu đầu vào :
- Công suất trên trục dẫn : P1=4,37(kW)
- Số vòng quay trên trục dẫn : n1 = 1425 (vg/ph); n2 = 332(vg/ph)
- Momen xoắn trên trục dẫn : T 1 = 29,287.103(Nmm) ; T2 =
120,813.103(Nmm)
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

9


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u12 = 4,3 ; u23 = 3,59
3.1.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau :
Theo bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1] trang 92 ta chọn được :
Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :
HB = 241285, có = 850 MPa , = 580 Mpa
Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :
HB = 192240 , có = 750 MPa, = 450 Mpa

3.1.2. Xác định ứng suất tếp xúc và ứng suất uốn cho phép
Phân cấp tỷ số truyền Uhgt= 15,49 ; cấp nhanh U12=4,3 ; cấp chậm U23 =
3,59.
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
 0 HLim .K HL
[ H ] 
.Z R .ZV .K xH
SH
Với tính sơ bộ thì :

Z R .ZV .K xH  1

[ H ] 

 0 HLim .K HL
SH

Nên ta có :
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] trang 94, thép C45 tôi cải thiện đạt độ
rắn
HB = 180350.
 0 HL im  2 HB  70

;;
;
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 = 245, độ rắn bánh lớn HB 2 = 230 ta tính
được :

 0 H lim1  2.HB1  70  2.245  70  560 MPa.

 F lim1  1,8.245  441 MPa.

 0 H lim 2  2.HB2  70  2.230  70  530 MPa.

 F lim 2  1,8.230  414 MPa.
Ta có công thức 6.5 tài liệu [1] trang 93, tính số chu kì cơ sở khi tính độ
bền tiếp xúc:

N HO  30.H HB 2,4
2,4
2,4
7
�
�N HO1  30.HB1  30.245  1, 6 �10
�
N  30.HB2 2,4  30.2302,4  1,3 �107
Ta tính được : � HO2

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

10


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Ta có công thức 6.7 tài liệu [1] trang 93, tính số chu kỳ chịu tải của bánh
3

N HE

�T �
 60.c.n.t�  60.c.��i �.ni .ti
�T1 �

răng đang xét :
c: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay.
n : số vòng quay của bánh răng (vòng/phút).
t �: tổng số giờ làm việc (h, giờ).
Từ công thức ta tính được :
3

N HE2

�T �
 60.c.��i �.ni .ti  60.1.332.4800.(13.0, 7  0,83.0,3)  8, 2 �107
�T1 �

Vì NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1.
Tương tự ta tính được NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1.
Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất cho phép ở trên ta tính
được:
[] =
560.1
[]1 = = 1,1 = 509,1 Mpa.

530.1
[]2 = = 1,1 = 481,8 Mpa.
Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng :

[  H 1 ] = min([] ; [] ) = 481,8 Mpa.
1

2

 Ứng suất uốn cho phép :

F  

 0 FLim .K FL
.YFC .YR .YS .YxF
SF

Với tính sơ bộ thì : YFC .YR .YS .YxF  1

F 

 0 FLim .K FL

SF

Nên ta có :
NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép, [1], trang 93).
Theo công thức 6.8 tài liệu [1] , tính số chu kỳ chịu tải tĩnh của bánh
răng :
mF

N FE

�T �

 60.c.n.t�  60.c. �i � .ni .ti
�T1 �

Từ công thức ta tính được :

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

11


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

6

N FE2

�T �
t
 60.c. �ti .��i �.n2 . i  60.1.4800.332.(16.0, 7  0,86.0,3)  7, 4 �10 7
�T1 � �ti
Vì NFE2 > NFO nên do đó KFL2 = 1.
Tương tự ta tính được , NFE1 > NFO nên do đó KFL1 = 1.
Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép ta tính được :

  F1  

 0 FLim1.K FL1 441.1


 252Mpa
SF
1, 75

 F2  

 0 FLim 2 .K FL 2 414.1

 237 Mpa
SF
1, 75

 Ứng suất quá tải cho phép :
[]max = 2,8. = 2.8.450 = 1260 Mpa.
[]max = 0,8. = 0,8.580 = 464 Mpa.
[]max = 0,8. = 0,8.450 = 360 Mpa.
3.1.3. Xác định sơ bộ thông số cơ bản
Xác định sơ bộ khoảng các trục :
T1.K H 
3

aw1 = Ka( u1)

[ H ]R .u12 . ba

Trong đó :
: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục.
Chọn = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1] trang 97.
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc.

(Ka = 49,5 Mpa1/3) theo bảng 6.5 tài liệu [1] trang 96
= 0,5. (u12+1) = 0,5.0,3.(4,3+1) = 0,795
Tra bảng 6.7 tài liệu [1], KH= 1,02 (ứng với sơ đồ 7).
T1.K H 
3

 aw1 = Ka( u1)

[ H ]2 .u12 . ba
3

= 49,5.(4,3+1).

29, 287.103.1, 02
 121, 67 mm
481,82.4,3.0, 3

Vậy lấy aw1 = 125 mm.

-

3.1.4. Xác định thông số bộ truyền :
Modun pháp : m = (0, 01 �0, 02) aw1

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

12


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

-

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

= (0, 01 �0, 02) .125 = 1, 25 �2,5
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn modun pháp m = 2.
Số răng bánh răng nhỏ :

2.125
Z1 = = 2.(4,3  1) = 23,6 lấy Z1 = 24
-

Số răng bánh răng lớn :
Z2 = Z1.u12 = 24.4,3 = 103,2 lấy Z2 = 104
Tỷ số truyền thực :

-

ut12 

Z 2 104

 4,3
Z1
24

aw1 

m.( Z1  Z 2 ) 2.(24  104)


 128(mm)
2
2

Khoảng cách trục :
Đường kính vòng chia:

z1
24
 2.  48(mm)
cos 
1
z
104
d 2  m. 2  2.
 208(mm)
cos
1
d1  m.

-

Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m = 48 + 2.2 = 52 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 208 + 2.2 = 212 (mm)
Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – 2,5.m = 48 – 2,5.2 = 43 (mm)
df2 = d2 – 2,5.m = 204 – 2,5.2 = 213 (mm)
Chiều rộng vành răng:

bw1 = ba.aw1 = 0,3.128 = 38,4 (mm)
Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có
Z .m.cos  ( Z1  Z 2 ).m.cos  (24  104).2.cos 20
cos  tw  t


 cos 20
2.aw
2.aw
2.128

�  tw  200
3.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
H 

Z M .Z H .Z
d w1

2.T1.K H .(ut  1)
�  H 
bw .ut

Trong đó :

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

13


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

ZM 

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

2.E1.E2
�
E2 (1  1 )2  E1 (1  2 ) 2 �
�
�

: là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh

răng ăn khớp,
theo bảng 6.5 tài liệu [1] :
Zm = 274 (Mpa1/3).
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, [1]):
2.cos b
2.1
ZH 

 1, 76
sin(2. tw )
sin(2.20 0 )
Hệ số trùng khớp ngang:
�
� �
�1
1 �
1 �

�
�1
  �
1,88  3, 2. �  �
1,88  3, 2. � 
� �
�
� 1, 72
�24 104 �
�
�Z1 Z 2 �
�
� �
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
1
1
Z 

 0, 76

1, 72

Ta tính được đường kính vòng lăn bánh nhỏ và vận tốc vòng quay:
d w1 

v

2.aw
2.128


 48,3mm
ut  1 4,3  1

 .d w1.n1 3,14.48,3.1425

 3, 6 m / s
60000
60000

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 8
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] ta có :
KHα = 1,09
Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có :
g0 = 61
 H  0, 006 và
Ta bảng 6.15 tài liệu [1] ta có:

 H   H .g 0 .v.

aw
128
 0, 006.61.3, 6.
 7, 2
u
4,3

Do đó ta tính được :

K Hv  1 

vH .bw .d w1
7, 2.38, 4.48,3
 1
 1, 2
2.T1.K H  .K H 
2.29287.1, 02.1, 09

K H  K H  .K H .K Hv  1, 02.1, 09.1, 2  1,33
Vậy ta tính dược ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc :
Z .Z .Z 2.T1.K H .(ut  1) 274.1,76.0, 76 2.29287.1,33.(4,3  1)
 H1  M H 

 379, 4 Mpa
d w1
bw .ut
48,3
38, 4.4,3

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

14


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Với [  H 1 ] = 481,8 Mpa >  H 1 = 379,4 Mpa
Vậy răng đã thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
3.1.6. Kiểm nghiện răng về độ bền uốn

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được : KFβ = 1,03

Tra bảng 6.14 : KFα = 1,27
a
128
vF   F .g 0 .v. w1  0, 016.61.3, 6.
 19, 2
um
4,3

K Fv  1 

vF .bw .d w1
19, 2.38, 4.48,3
 1
 1, 48
2.T1.K F  .K F
2.29287.1, 03.1, 22

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

K F  K F  .K F .K Fv  1, 03.1, 27.1, 48  1,94

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y 

1
1


 0,57
  1, 72

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
(răng thẳng)
Số răng tương đương:

Z1
24

 24
cos3  13
Z2
104
Zv 2 

 104
cos3  13
Z v1 

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được : YF1 = 3,9 ; YF2 = 3,6
 Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :

 F1 

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m



2.29287.1, 94.0,57.1.3, 9
 68,1Mpa
38, 4.48,3.2

 F 1 �  F 1   252Mpa
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động :

F2 

 F 1.YF 2 68,1.3, 6

 64,5Mpa
YF 1
3,9

 F 2 �  F 2   237 Mpa

3.1.7. Kiểm nghiệm quá tải
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

15


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

K qt 
Hệ số quá tải:

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Tmax
1
T1

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
 H 1max   H 1. K qt  379, 4 Mpa    H max   1260 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:
 F 1max   F 1.K qt  68,1Mpa    F 1max   464 Mpa

 F 2max   F 2 .K qt  64,5 Mpa    F 2max   360 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
3.1.8. Thông số bộ truyền :
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Số răng bánh 1

aw
m
bw
um
Z1

128 mm
2
38,4 mm
4,3

24 răng

Số răng bánh 2
Góc nghiêng của răng
Đường kính vòng chia
Đường kính đỉnh răng
Đường kính đáy răng

Z2
β
d
da
df

104 răng
0o
d1 = 48 mm; d2 = 208 mm
da1 = 52 mm; da2 = 212mm
df1 = 43 mm; df2 = 203 mm

3.2.

Bộ truyền cấp châm – bánh trụ răng nghiêng
 Số liệu đâu vào :
- Công suất trên trục dẫn : P2 = 4,2 kW
- Số vòng quay trên trục dẫn : n2 = 332 (vg/ph) ; n3 = 93 (vg/ph)
- Momen xoắn trên trục dẫn : T2 = 120813 (Nmm)
T3 =421022 (Nmm)
- Tỷ số truyền của hộp giảm tốc : u12 = 4,3 ; u23 = 3,59
- Vì phân đôi cấp chậm nên : T=T2 /2= 60406,5 (Nmm)

3.2.1. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép :
Chọn vật liệu 2 cấp bánh rằng như sau :
Theo bảng 6.1 trang 92 tài liệu [1] trang 92 ta chọn được :

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

16


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

2 Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện độ rắn :
HB = 241285, có = 850 MPa , = 580 Mpa
2 Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện có độ rắn :
HB = 192240 , có = 750 MPa, = 450 Mpa
3.2.2. Xác định ứng suất tếp xúc và ứng suất uốn cho phép
 Ứng suất tiếp xúc cho phép
 0 HLim .K HL
[ H ] 
.Z R .ZV .K xH
SH
Với tính sơ bộ thì :

Z R .ZV .K xH  1

[ H ] 

 0 HLim .K HL

SH

Nên ta có :
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 180350.
 0 HL im  2.HB  70 ;; ;

Chọn độ rắn 2 bánh nhỏ HB3 = 260, độ rắn 2 bánh lớn HB 4 = 225 ta tính
được :

 0 H lim3  2.HB3  70  2.260  70  590 MPa.
 F lim3  1,8.260  468
MPa.



0

 2.HB4  70  2.225  70  520 MPa.
 1,8.225  382,5

H lim 4

 F lim 4

MPa.
Ta có công thức 6.5 tài liệu [1], tính số chu kì cơ sở khí tính độ bền tiếp xúc:

N HO  30.HB 2,4
2,4

2,4
7
�
�N HO3  30.HB3  30.260  1,8 �10
�
N  30.HB4 2,4  30.2252,4  1,3 �107
Ta tính được : � HO4

Ta có công thức 6.7 tài liệu [1], tính số chu kỳ chịu tải của bánh răng đang xét :
3

N HE

�T �
 60.c.n.t�  60.c.��i �.ni .ti
�T1 �

c: số lần ăn khớp của bánh răng trong một vòng quay.
n : số vòng quay của bánh răng (vòng/phút).
t �: tổng số giờ làm việc (h, giờ).
Từ công thức ta tính được :
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

17


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

3

�T �
t
 60.c. �ti .��i �.n3 . i  60.1.93.4800.(13.0, 7  0,83.0, 3)  2, 3 �107
�T1 � �ti

N HE4

Vì NHE4 > NHO4 do đó KHL4 = 1.
Tương tự ta tính được NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1.
Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất cho phép ở trên ta tính được:
[] =
K HL3
590.1
S H = 1,1 = 536,4 Mpa.
[]3 = 
K HL 4
520.1
0
[] =  Him 4 S H = 1,1 = 472,7 Mpa.
0
Him 3

4

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng :
[ ]3     4

2

[ H 2 ] =
 Ứng suất uốn cho phép :



536, 4  472, 7
 504, 55Mpa
2

 0 FLim .K FL
.YFC .YR .YS .YxF
F  
SF

Với tính sơ bộ thì : YFC .YR .YS .YxF  1

 0 FLim .K FL
F  
SF
Nên ta có :
NFO = 4.106 (đối với tất cả các loại thép,[1], trang 93).
Theo công thức 6.8 tài liệu [1] , tính số chu kỳ chịu tải tĩnh của bánh răng :
mF

N FE

�T �
 60.c.n.t�  60.c. �i � .ni .ti
T1 �
�

Từ công thức ta tính được :
6

�T �
t
N FE4  60.c. �ti .��i �.n3 . i  60.1.4800.93.(16.0, 7  0,86.0,3)  2,1 �10 7
�T1 � �ti
Vì NFE4 > NFO nên do đó KFL4 = 1.
Tương tự ta tính được , NFE3 > NFO nên do đó KFL3 = 1.
Như vậy theo công thức tính sơ bộ ứng suất uốn cho phép ta tính được :
 0 FLim 3 .K FL 3 468.1

 267, 4 Mpa
 F3  
SF
1, 75

F4 

 0 FLim 4 .K FL 4 382, 5.1


 218, 6 Mpa
SF
1, 75

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

18

ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

 Ứng suất quá tải cho phép :
[]max = 2,8. = 2,8.450 = 1260 Mpa.
[

 F3 ]

max

= 0,8. = 0,8.580 = 464 Mpa.

[  F 4 ]max = 0,8. = 0,8.450 = 360 Mpa.
3.2.3. Xác định sơ bộ thông số cơ bản
Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
T .K H 
3

aw = Ka( u1)

[ H ]2 .u23 . ba

Trong đó :
: Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Chọn = 0,25
theo bảng 6.6 tài liệu [1].
Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về tiếp xúc.(Ka = 43 Mpa1/3)
= 0,5. (u23+1) = 0,5.0,25.(3,59+1) = 0,57
Tra bảng 6.7 tài liệu [1], KH
= 1,07 ( sơ đồ 3).
T .K H 
3

aw2 = Ka( u1)

[ H 2 ]2 .u23 . ba
3

60406,5.1, 07
 129, 6mm
504,552.3,59.0, 25

-

= 43.(3,59+1).
Vậy lấy aw2 = 130 mm.
3.2.4. Xác định thông số bộ truyền :
Modun pháp : mn = (0, 01 �0, 02) aw2

-

= (0, 01 �0, 02) .130 = 1,3 �2, 6
Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn modun pháp mn = 2,5.
0
Chọn  = 30
Số răng 2 bánh răng nhỏ :

-

-

2.130.cos(30)
2aw 2
Z3 = mn (u1  1) = 2,5.(3,59  1) = 19,6 lấy Z3 = 20
Số răng 2 bánh răng lớn :
Z4= Z1.u23 = 20.3,59 = 71,8 lấy Z4 = 72
Tỷ số truyền thực :

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

ut23 

Z 4 72

 3,59
Z 3 20
19


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

khi đó:
cos  

-

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

mn .( Z1  Z 2 ) 2,5.(20  72)

 0.88mm
2aw2
2.130

0
  = 28 21' 27 ''

Đường kính vòng chia:

z3
20
 2,5.
 57( mm)
cos 
0,88
z
72
d 4  mn . 4  2,5.
 204,5( mm)
cos
0,88
d3  mn .

-

Đường kính đỉnh răng:

da3 = d3 + 2.mn = 57 + 2.2,5 = 62 (mm)
da4 = d4 + 2.mn = 204,5 + 2.2,5 = 209,5 (mm)
Đường kính đáy răng:
df3 = d3 – 2,5.mn = 57 – 2,5.2,5 = 50,75 (mm)
df4 = d4 – 2,5.mn = 204,5 – 2,5.2,5 = 198,25 (mm)
Chiều rộng vành răng:
bw2 = ba.aw2 = 0,25.130 = 32,5 (mm)
Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có
Z .m.cos  ( Z 3  Z 4 ).m.cos  (20  72).2,5.cos 20
cos  tw  t


 0,83
2.aw 2
2.aw 2
2.130
'
"
�  tw  3303147
3.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

H2 

Z M .Z H .Z
d w2

2.T .K H .(ut  1)
�  H 2 
bw .ut

Trong đó :
ZM 

2.E1.E2
�
E2 (1  1 )2  E1 (1  2 ) 2 �
�
�

: là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh

răng ăn khớp,
theo bảng 6.5 tài liệu [1] Zm = 274 (Mpa1/3).
Với β = 280 21’27’’ thì tra bảng 6.12 tài liệu [1] ta được:
2.cos b
ZH 
 1,56
sin(2. tw )
�
�
�1
1 �
�
1 �
�
�1
  �
1,88  3, 2. �  �
1,88  3, 2. �  �
cos 280 21'27 ''  1,5

�cos   �
�
�20 72 �
�
�
�Z 3 Z 4 �
�
�
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

20


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

Z 

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

1
1

 0,82

1,5

Ta tính được đường kính vòng lăn bánh nhỏ và vận tốc vòng :
d w2 

v

2.aw2
2.130

 56, 6mm
ut  1 3,59  1

 .d w 2 .n2 3,14.56, 6.332

 0,98 m / s
60000
60000

Tra bảng 6.13 tài liệu [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là cấp 9
Tra bảng 6.14 tài liệu [1] ta có :
KHα = 1,13
Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có :
g0 = 73
 H  0, 002 và  F  0, 006
Ta bảng 6.15 tài liệu [1] ta có:

 H   H .g0 .v.

aw 2
130
 0, 002.73.0,98.
 0,86
u
3,59

Do đó ta tính được :

K Hv  1 

vH .bw 2 .d w 2
0,86.32,5.56, 6
 1
 1, 01
2.T2 .K H  .K H 
2.60406,5.1, 07.1,13

K H  K H  .K H .K Hv  1, 07.1,13.1, 01  1, 22

H2

Vậy ta tính được ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc :
Z .Z .Z 2.T2 .K H .(ut  1) 274.1,56.0,82 2.60406,5.1, 22.(3,59  1)
 M H 

 471,5Mpa
d w2
bw2 .ut
56, 6
32,5.3,59
Với [  H 2 ] = 504,55 Mpa >  H 2 = 471,5 Mpa
Vậy răng đã thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
3.2.6. Kiểm nghiện răng về độ bền uốn

F2 

2.T .K F .Y .Y .YF 3
bw 2 .d w 2 .m

�  F 2 

Tra bảng 6.7 tài liệu [1] ta được : KFβ = 1,17

Tra bảng 6.14 : KFα = 1,37
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

21


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

vF   F .g 0 .v.

K Fv  1 

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

aw 2
130
 0, 006.73.0,98.
 2,58
um
3,59

vF .bw 2 .d w 2
2,58.32,5.56, 6

 1
 1, 02
2.T .K F  .K F
2.60406,5.1,17.1,37

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

K F  K F  .K F .K Fv  1,17.1,37.1, 02  1, 63

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y 

1
1

 0, 67
  1,5

Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng:
0
280 21' 27 ''
Y  1 
 1
 0,8
140
140
Số răng tương đương:

Z3

20

 29,3
3
3
cos  cos 280 21'27 ''
Z4
72
Zv 4 

 105, 7
cos3  cos3 280 21'27 ''
Zv3 

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được : YF3 = 3,8 ; YF4 = 3,6
 Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động :

 F3 

2.T .K F .Y .Y .YF 3
bw 2 .d w 2 .mn



2.60406, 5.1, 63.0, 67.0,8.3,8
 87, 2Mpa
32, 5.56, 6.2,5

 F 3 �  F 3   267, 4 Mpa
Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động :

 F 3 .YF 4 87, 2.3, 6

 82, 6 Mpa
YF 3
3,8
 F 4 �  F 4   218, 6Mpa
3.2.7. Kiểm nghiệm quá tải
F4 

K qt 
Hệ số quá tải:

Tmax
1
T1

Ứng suất tiếp xúc cực đại:
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

22


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

 H 2max   H 2 . K qt  471,5Mpa    H max   1260 Mpa
Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt.
Ứng suất uốn cực đại:

 F 1max   F 3 .K qt  87, 2 Mpa    F 1max   464 Mpa

 F 2max   F 4 .K qt  82, 6 Mpa    F 2 max   360 Mpa

Vậy thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân
răng
Khoảng cách trục
Modun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Số răng bánh 1

aw
m
bw
um
Z1

130 mm
2,5
32,5 mm
3,95
20 răng

Số răng bánh 2
Góc nghiêng của răng

Z2
β

72 răng
28o21’27’’

Đường kính vòng chia
Đườngkính đỉnh răng

d
da

d3= 57 mm; d4 = 204,5 mm
da3 = 62 mm; da4 = 209,5 mm

Đường kính đáy răng
df
3.2.8. Thông số bộ truyền :

3.3.

df3 = 50,75 mm; df4 = 198,25 mm

Kiểm tra điều kiện bôi trơn

Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng hai cấp:
a. Mức dầu thấp nhất ngập (0, 75 �2) chiều cao răng h2 (h2=2,25m) của bánh răng
2 (nhưng ít nhất 10mm).
b. Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax-hmin=10....15mm
c. Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (da4/6)
Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất
đẳng thức sau:
H

1
1
d a 2  h2  (10...15)  d a 4
2
3
nếu h2 >= 10mm

Hoặc
H

1
1
d a 2  10  (10...15)  d a 4
2
3
nếu h2 < 10mm

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

23


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Đối với hộp giảm tốc ta đang khảo sát do h2=2,5m= 2,5.2 = 5 mm < 10 mm,
cho nên ta sử dụng bất đẳng thức:
H

1
1
212  10  (10...15)  86...81  209, 5  69,83
2
3

Do đó hộp giảm tốc đang khảo sát thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
c.4. K iểm tra điều kiện chạm trục:

Ta có khoảng cách trục : aw2 = 130 mm
Bán kính bánh răng lớn cấp nhanh : ra2 =
Khoảng cách từ đỉnh bánh răng lớn cấp nhanh đến trục 3 của hộp giảm tốc
Ta tính được đường kính trục sơ bộ của trục 3 hộp giảm tốc :
Ta có :
Hộp giảm tốc khỏa sát thỏa điều kiện chạm trục.
4. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn khớp nối
Thông số đầu vào:
 Momen cần truyền T=

Tđc  28817

-

 Đường kính đoạn trục động cơ
Chọn nối vòng đàn hối để nối trục

-

Chọn theo điều kiện:

Nmm
d đc  32mm

Trong đó
dt : đường kính trục cần nối (mm)
dt = dđc = 32 mm
Tt = k.T là moment xoắn tính toán, với:
k là hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy.
Theo bảng 16.1 tài liệu [2], chọn k =1,5
T là moment xoắn danh nghĩa trên trục. T = Tđc = 28817 Nmm
 = k.T = 1,5.28817 = 43225 Nmm = 43,225 Nm
SVTH: TRỊNH QUANG PHI

24


ĐỒ ÁN NGUYÊN LÍ CHI TIẾT MÁY

GVHD: ĐỖ VĂN HIẾN

Tra bảng 16.10a [2, trang 68], thỏa điều kiện
Ta được:
Z = 6 chốt
D0 = 71mm
Tra bảng 16.10b [2, trang 69], ta được:
l1 = 20mm
l2=10mm
l3= 15mm

dc = 10mm
l0 = l1+ l2 /2=20+10/2=25 mm
4.2.

Kiểm nghiệm lại khớp nối

 Kiểm nghiệm độ bền dập:
Ứng suất dập của vòng đàn hồi xác định theo công thức 69 tài liệu [2],

d 
Ta thấy:

2.k .T
2.1,5.28817

 1,35 Mpa
Z .D0 .d c .l3
6.71.10.15

 d    d    2...4Mpa 

 thỏa điều kiện

 Kiểm nghiệm độ bền chốt
Ứng suất dập của chốt:

u 

k .T .l0
1,5.28817.25


 25,37 Mpa
3
Z .D0 .d c .0,1 6.71.103.0,1

Ta thấy: .  thỏa điều kiện
4.3.

Lực tác dụng lên trục
ta có:
Fkn = 0,2Ft = 0,2. 811,7=162,34 N
Với Ft= 2T/D0= 2.28817 /71 =811,7 N

SVTH: TRỊNH QUANG PHI

25