ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Đồ án môn học Chi tiết máy
Lời nói đầu
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong
chơng trình đào tạo kỹ s cơ khí. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp
cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học nh: Chi
tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật đồng thời
giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho
việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỷ số
truyền không đổi và đợc dùng để giảm vận tốc góc, tăng mô men xoắn . Với
chức năng nh vậy ,ngày nay hộp giảm tốc đợc sử dụng rộng rãi trong các
ngành cơ khí , luyện kim, hoá chất , trong công nghiệp đóng tàu Trong giới
hạn của môn học em đợc giao nhiệm vụ thiết kế hộp giảm tốc trục vít - bánh
vít. Trong quá trình làm đồ án đợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy trong bộ
môn, đặc biệt là thầy Lê Duy , em đã hoàn thành xong đồ án môn học của
mình. Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian có hạn nên trong quá trình
thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra , em xin chân thành cảm ơn
những ý kiến đóng góp của các thầy trong bộ môn .
Sinh viên

Hoàng Minh
phần I : chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
1 chọn động cơ
1.1 Xác định công suất đặt trên trục động cơ :


ct
tdyc
P
PP
.

==
(KW)
Trong đó :
1000
.vF
P
ct
=
(KW)
Sinh viên: Hoàng Minh
1
Đồ án môn học Chi tiết máy
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).


72,3
1000
24,0.15500
==
ct
P
(KW)

ckck
i
ck
ii
k
i
ck

ii
t
t
T
T
t
t
T
T
t
t
T
T
t
t
P
P
2
2
1
21
2
1
1
2
1
2
1
1
2

1
.)(.)(.)(.)( +===

==



9637,0
8
3
.9,0
8
5
.1
22
=+=

: là hiệu suất truyền động :
11141
1

xbrtvolkn
k
i
m
i

==

=

Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
Đối với bộ truyền trục vít không tự hãm, che kín, chọn
1
Z
= 2


tv

= 0,8
x

= 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
kn

= 1 Hiệu suất khớp nối.
ol

= 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn đợc che kín.
br

= 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.

= 1 . 0,992
2
. 0,8 . 0,97 . 0,92 = 0,6913.


.19,5
6913,0

72,3
.9637,0 ==
yc
P
(KW)
1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
sb
= n
ct
.U
sb

Trong đó n
ct
: là tốc độ của bộ phận công tác
1,13
350.14,3
24,0
.1000.60
.
.1000.60 ===
D
v
n
ct

(vòng/phút)
U
sb
= U

sbh
. U
sbng
:Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với U
sbng
= U
x
< 2,5

chọn U
x
= 2,0 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp bánh
răng trục vít: U
sbh
= 55.

U
sb
= 55 . 2,0 = 110,0.

n
sb
= n
ct
.U
sb
= 13,09 . 110 = 1441
(vòng/phút).

Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
đb
= 1500 (vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện do nhà máy động cơ
Việt - Hung chế tạo có kí hiệu : K132M4 với các thông số :
+Công suât động cơ: P = 5,5 KW.
+Vận tốc quay: n = 1445 (vòng/phút)
+% = 86.
+Cos = 0,86.
+
59,0=
dn
K
I
I
;
0,2=
dn
K
T
T
>
.8,1
dn
mm
T
T
=
+Khối lợng : M = 72 (kg).
2. phân phối tỷ số truyền và tính mô mên xoắn trên trục

2.1 Xác định tỉ số truyền chung :
.31,110
1,13
1445
===
ct
dc
c
n
n
U
Sinh viên: Hoàng Minh
2
Đồ án môn học Chi tiết máy
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : U
x
= 2,30.


.96,47
30,2
31,110
===
x
c
h
U
U
U

Chọn tỉ số bộ truyền bánh răng là : U
br
= 2,4.

tỷ số truyền bộ truyền trục vít :
98,19
4,2
96,47
===
br
h
tv
U
U
U
.
96,3998,19.2.
12
===
tv
UZZ
đó chọn số răng bánh vít là:Z
2
=40.
Từ đó tỷ số truyền bộ truyền trục vít là : U
tv
=
20
1
2

=
Z
Z
.

tỷ số truyền bộ truyền xích tính là :
30,2
20
31,110
.
'
===
tvbr
c
x
UU
U
U
.
2.3 Xác định các thông số trên các trục :
Công suất trên trục công tác: P=3,72 (KW).
Công suất trên trục 3: P
3
=
xol
P

.
=
92,0.992,0

72,3
=4,08 (KW).
Công suất trên trục 2: P
2
=
tvol
P

.
3
=
8,0.992,0
08,4
=5,14 (KW).
Công suất trên trục 1: P
1
=
brol
P

.
2
=
97,0.992,0
14,5
=5,34 (KW).
Tốc độ trục 1: n
1
=n
dc

=1445 (vòng/phút).
Tốc độ trục 2: n
2
=
1
1
u
n
=
4,2
1445
=602,08 (vòng/phút).
Tốc độ trục 3: n
3
=
2
2
u
n
=
20
08,602
=30,10 (vòng/phút).
Tốc độ trục công tác: n
ct
=
x
u
n
3

=
30,2
10,30
=13,09 (vòng/phút).
áp dụng công thức : T
i
=9,55.10
6
.
i
i
n
P
ta có:
Mômen xoắn trên trục động cơ: T
dc
=9,55.10
6
.
1445
5,5
=36350 (Nmm)
Mômen xoắn trên trục 1: T
1
=9,55.10
6
.
1445
34,5
=32292 (Nmm)

Mômen xoắn trên trục 2: T
2
=9,55.10
6
.
08,602
14,5
=81529 (Nmm)
Mômen xoắn trên trục 3: T
3
=9,55.10
6
.
10,30
08,4
=1294485 (Nmm)
Mômen xoắn trên trục công tác: T
3
=9,55.10
6
.
09,13
72,3
=2713980 (Nmm)
Sinh viên: Hoàng Minh
3
Đồ án môn học Chi tiết máy

Ta có đợc bảng kết quả số liệu nh sau:
phần II :tính toán thiết kế chi tiết máy.

1 Thiết kế hộp giảm tốc.
1.1 Thiết kế bộ truyền bánh trụ răng thẳng
Số liệu thiết kế:
P
2
= 5,34 (KW)
T
2
= 32292 (Nmm)
n
2
= 1445 (vòng/phút)
U
2
= 2,4
Thời hạn sử dụng : l
h
= 15500 (giờ).
Tính toán:
a.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Dựa theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu chế tạo bánh
răng giống vật liệu chế tạo trục vít, đó là thép 45.
+Chọn bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB =241 285
có độ bền : :
b1
= 850 (MPa),
ch1
= 580 (MPa).
+Chọn bánh răng nhỏ là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn từ HB=192 240
có độ bền : :

b2
= 750 (MPa),
ch2
= 450 (MPa).
b.Xác định ứng suất cho phép
Tra bảng 6.2[I]] - trang 94,với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180HB
350 thì

o
Hlim
= 2HB + 170 , S
H
= 1,1.

o
Flim
= 1,8HB , S
F
= 1,75.
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
1
= 255.


o
Hlim1
= 2HB
1
+ 170 = 2.255 + 70 = 580 (MPa).

o
Flim1
= 1,8HB
1
= 1,8.255 = 459 (MPa).
Chọn độ rắn bánh răng lớn : HB
2
= 240.


o
Hlim2
= 2HB
2
+ 170 = 2.240 + 70 = 550 (MPa).

o
Flim2
= 1,8HB
2
= 1,8.220 = 432 (MPa).
Sinh viên: Hoàng Minh
Trục
động cơ
I II III Trục công
tác
Khớp U
1
= 2,4 U
2

=20 U
x
= 2,30
P
(KW)
5,5 5,34 5,14 4,08 3,72
n
(vg/ph)
1445 1445

602,08 30,1 13,1
T
(N.mm)
36350 32292 81529 1294485 2713980
4
Đồ án môn học Chi tiết máy
áp dụng công thức tính số chu kì cơ sở khi thử về tiếp xúc (6.5[I]) : N
Ho
=
30.HB
2,4

N
Ho1
= 30.255
2,4
= 1,79.10
7
N
Ho2

= 30.240
2,4
= 1,55.10
7
áp dụng công thức 6.7[I], tính số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng khi thử về
tiếp xúc ta có : N
HE
=

=
n
i
ii
i
tn
T
T
c
1
3
max
)( 60


N
HE1
=
733
1
3

max
1
10.7,120)
8
3
.9,0
8
5
.1.(15500.1445.1.60 )( 60 =+=



=
n
i
i
i
i
i
i
t
t
n
T
T
tnc
Vì N
HE1
= 120,7.10
7

> 1,7.10
7
= N
Ho1


K
HL1
= 1

N
HE2
=
2
1
3
max
2
1
)( 60
Ut
t
n
T
T
tnc
n
i
i
i

i
i
i
=



=
. N
HE1
=
4,2
10.7,120
7
= 50,3.10
7

Vì N
HE2
= 50,3.10
7
> 1,55.10
7
= N
Ho2


K
HL2
= 1

Vậy sơ bộ xác định ứng suất tiếp xúc cho phép,theo công thức 6.1a[I] :
[
H
] =
o
Hlim
.
H
HL
S
K

[
H
]
1
= 580.
1,1
1
= 527,3 (MPa)
[
H
]
2
= 550.
1,1
1
= 500 (MPa)
Vì bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là :
[

H
] =[
H
]
2
= 500 (MPa)
áp dụng công thức 6.7[I], tính số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng khi thử về
uốn :
N
FE
=

=
n
i
ii
i
tn
T
T
c
1
6
max2
2
)( 60

N
FE1
=

766
1
6
max
1
10.111)
8
3
.9,0
8
5
.1.(15500.1445.1.60.)( 60 =+=



=
n
i
i
ii
i
t
t
T
T
tnc
Vì N
FE1
= 111.10
7

> 4.10
6
= N
FEo


K
FL1
= 1

N
FE2
=
2
1
6
max
2
1
.)( 60
Ut
t
T
T
tnc
n
i
i
ii
i

=



=
. N
FE2
=
4,2
10.111
7
= 46,2.10
7

Vì N
FE2
= 46,2.10
7
> 4.10
6
= N
FEo


K
FL2
= 1
Đối với bộ truyền quay một chiều

K

FC
= 1
ứng suất tiếp xúc cho phép,theo 6.2a[I] : [
F
] =
o
Flim
.K
FC
.
F
FL
S
K

[
F
]
1
= 495.1.
75,1
1
= 282,9 (MPa).

[
F
]
2
= 432.1.
75,1

1
= 246,9 (MPa).
ứng suất quá tải cho phép,theo 6.13[I] và 6.14[I]:
Sinh viên: Hoàng Minh
5
Đồ án môn học Chi tiết máy
[
H
]
max
= 2,8.
ch2
= 2,8.450 = 1260 (MPa)
[
F1
]
max
= 0,8.
ch1
= 0,8.580 = 464 (MPa)
[
F2
]
max
= 0,8.
ch2
= 0,8.450 = 360 (MPa).
c. Tính toán các thông số hình học
Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3

1
2
1
1
][
.
)1(
baH
H
aw
U
KT
UKa


+=
Tra bảng 6.5[I] - trang 96,ta có đối với cặp bánh răng trụ thẳng : thép thép
thì
K
a
= 49,5.

H
K
: là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính về tiếp xúc.
Tra bảng 6.6[I] - trang 97,ta có đối với cặp bánh răng phân bố đối xứng so với
các ổ trong hộp giảm tốc ta chọn :
ba
= 0,4.

Theo công thức 6.16[I] trang97:
bd
= 0,5.
ba
(U
1
+1) = 0,5.0,4.( 2,4 + 1 )
= 0,7208.
Tra bảng 6.7[I] - trang 98,chọn

H
K
ứng với sơ đồ 5 ( bánh răng phân bố
không đối xứng ).
Khi
bd
= 0,6



H
K
= 1,03
Khi
bd
= 0,8



H

K
= 1,05
Khi
bd
= 0,7208

sử dụng phơng pháp nội suy ta có :

H
K
= 1,05 -
)720 8,08,0.(
6,08,0
03,105,1



= 1,04208.

3
2
4,0.4,2.500
04208,1.32292
)14,2(5,49 +=
w
a
= 87,43 (mm)

Chọn a
w

= 90 (mm)
Xác định các thông số ăn khớp :
mô đun : m = ( 0,01 0,02 ).a
w
= 0,9 1,8 (mm)
Tra bảng 6.8[I] - trang 99 ,ta chọn mô đun tiêu chuẩn m = 1,5 (mm).
Số răng bánh nhỏ :
3,35
)14,2(5,1
90.2
)1(
.2
1
1
=
+
=
+
=
Um
a
Z
w
chọn Z
1
= 35.

Z
2
= U

1
.Z
1
= 2,4.35 = 84.
25,89
2
)8435(3
2
)(
21
=
+
=
+
=
ZZm
a
w
(mm).
Lấy
w
a
=90 (mm)

cần phải dịch chỉnh để khoảng cách trục từ 89,25 (mm)
lên 90(mm).
Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo công thức 6.22[I] :
5,0)8435(5,0
5,1
90

)(5,0
21
=+=+= ZZ
m
a
y
w
Sinh viên: Hoàng Minh
6
Đồ án môn học Chi tiết máy
202,4
8435
5,0.10001000
=
+
==
t
y
Z
y
K
(theo công thức 5.23[I]).
Tra bảng 6.10 - trang 101 ,ta có :
Khi
y
K
= 4


x

K
= 0,122
Khi
y
K
= 5


x
K
= 0,191

Khi
y
K
= 4,202 sử dụng phơng pháp nội suy ta có :
1359,0)4202,4(
45
122,0191,0
122,0 =


+=
x
K
.
Hệ số giảm đỉnh răng :
016,0
1000
)8435.(1359,0

1000
.
=
+
==
tx
ZK
y
Tổng hệ số dịch chỉnh ,theo 6.25[I]: x
t
= y + y = 0,5+0,016 = 0,516
Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 :
155,0)
3584
5,0)3584(
5,0.(5,0)
)(
.(5,0
12
1
=
+

=

=
t
t
Z
yZZ

xx
Hệ số dịch chỉnh bánh răng 2 : x
2
= x
t
- x
1
= 0,5 - 0,155 = 0,361
Góc ăn khớp :
9317,0
90.2
)20cos(.5,1).8435(
2
)cos(
)( =
+
==
w
t
tw
a
mZ
Cos


( chọn =
20
o
)

tw
= 21,273
o
= 21
o
1623.
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
áp dụng công thức 6.33[I],tính ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của
bộ truyền:

H
= Z
M
Z
H
Z


2
11
11

)1.( 2
ww
H
dub
uKT +
;
Trong đó :

Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn
khớp, Tra bảng 6.5 - trang 96 ,ta có Z
M
= 274 (Mpa)
1/3
Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z
H
=
w


2sin
cos2
=
)273,21.2sin(
)0cos(.2
0
= 1,720.
Z

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Z

=
3
4

=
7505,1)
84
1
35
1
(2,388,1 =+


Z

=
866,0
5,1
7505,14
=


d
w1
: Đờng kính vòng lăn của bánh nhỏ :
94,52
14,2
90.2

1
.2
1
1
=
+
=
+
=
U
a
d
w
w
(mm).
Vận tốc bánh răng nhỏ : v =
( )
sm
nd
w
/01,4
60000
1445.94,52.14,3
1000.60

11
==

.
Tra bảng 6.13[I]- trang 106 ,ta chọn cấp chính xác 8

Tra bảng 6.16 [I]- trang 107,ta chọn hệ số kể đến ảnh hởng của sai lệch bớc
Sinh viên: Hoàng Minh
7
Đồ án môn học Chi tiết máy
răng : g
o
= 56.
K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K
H
= K
H

. K
Hv
. K
H

K
Hv
là hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp :


HH
wwH
Hv
KKT
db
K

2

1
1
1
+=
Với
2
.
u
a
vg
w
oHH

=
,theo công thức 6.42[I].
Tra bảng 6.15[I] - trang 107 ,ta có hệ số kể đến ảnh hởng của sai số ăn khớp
đối với răng thẳng không vát đầu răng ( HB 350 )


H
= 0,006


251,8
4,2
90
.01,4.56.00 6,0 ==
H

.

b
w
là chiều rộng vành răng : b
w
=
bd
.d
w1
= 0,4.52,94=38,1
(mm)


2473,1
1.04208,1.32292.2
94,152,38.521,8
1 =+=
Hv
K

K
H
= 1,2473.1,04208.1 = 1,2998.

Vậy


H

= 274.1,7200,866.
( )
( )
mPa1,431
94,52.4,2.1,38
)2998,1.14,2.32292.2
2
=
+
.
Tính chính xác lại ứng suất tiếp xúc cho phép ,theo 6.1[I]:
[
H
] =
H
o
H
S
lim

.Z
R
. Z
v
. Z
xH
. Z
HL
= [
H

] .Z
R
. Z
v
. Z
xH
. Z
HL

Với vận tốc trên bánh 1 : v = 4,01 (m/s)<5 (m/s)

Z
v
= 1
Với cấp chính xác đọng học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi
đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt răng : R
z
= 10 40 (àm)

Z
R
=
0,95.
d
a
< 700 (mm)

K
xH
= 1

[
H
] = 500.0,95.1.1 = 475 ( MPa).
Vậy
H
= 431,3 (MPa) < 475 ( MPa) = [
H
]

bộ truyền bánh răng làm
việc đủ điều kiện bền tiếp xúc.
Tuy nhiên để đảm bảo tính kinh tế giảm chi phí về vật liệu, giảm thời gian gia
công ta giảm chiều rộng vành răng, tính chiều rộng vành răng theo công thức
thực nghiệm :
( )
mmbb
H
H
ww
4,31)
475
3,431
.(1,38)
][
.(
22'
===

.
Chọn
'
w
b
= 32 (mm).
e. Kiểm nghiệm răng về độ uốn
ứng suất uốn sinh tại chân răng các bánh răng là,theo công thức 6.43[I] :

mdb
YYYKT
ww
FF
F

2
1
12
1


=

1
2
22
.
F
F
FF

Y
Y

=
Sinh viên: Hoàng Minh
8
Đồ án môn học Chi tiết máy
Y

là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Y

=
571,0
75,1
11
==


đối với bộ truyền bánh trụ răng thẳng

Y

= 1
Y
F1
và Y
F2
là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 tra bảng 6.18[I] ,ta có:
Dùng phơng pháp nội suy:
Với x

1
=0,155

( )







==


+=
==


+=
)40(6025,3
3,03,0
63,353,3
.055,063,3
30656,3
1,03,0
7,354,3
.055,07,3
doZY
doZY
F

F

Với x
2
=0,361


( )







==


+=
==


+=
)100(541,3
5,03,0
52,355,3
.061,055,3
805278,3
5,03,0
50,354,3

.061,054,3
doZY
doZY
F
F

Do đó:
6293,3
2
656,36025,3
1
=
+
=
F
Y
vì Z
1
=35.

5285,3
10080
541,35278,3
5278,3
2
=


+=
F

Y
vì Z
2
=84.
K
F
là hệ số tải trọng khi tính về uốn : K
F
= K
F

. K
Fv
. K
F

K
F

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn.
Tính lại hệ số :
ba
=
356,0
90
32
'
==
w

w
a
b
.


bd
= 0,5.
ba
( U
1
+ 1 ) = 0,5.0,356.( 2,4 + 1 ) = 0,604.
Chọn sơ đồ phân bố bánh răng theo sơ đồ 5 ta có :
Khi
bd
= 0,6

K
F

= 1,08
Khi
bd
= 0,8

K
F

= 1,12
Vậy Khi

bd
= 0,66

sử dụng phơng pháp nội suy ta có :
K
F

=
081,1)6,0604,0(
6,08,0
08,112,1
08,1 =


+
.
Bộ truyền bánh trụ răng thẳng

K
F

= 1 .
K
Fv
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về
uốn :


FF
wwF

Fv
KKT
db
K
2

1
1
1
+=
Với
1
.
u
a
vg
w
oFF

=
Tra bảng 6.15[I] ,ta có khi HB < 350


F
= 0,016 ( đối với răng thẳng
không vát đầu răng ).


22
4,2

90
.01,4.56.016,0 ==
F

.
Sinh viên: Hoàng Minh
9
Đồ án môn học Chi tiết máy


534,1
1.081,1.32292.2
94,52.32.22
1 =+=
Fv
K


K
F
= 1,081.1.1,534 = 1,268.

( )
MPa
F
8,66
5,1.94,52.32
6293,3.1.571,0.268,1.32292.2
1
==

.

( )
MPa
F
9,64
6293,3
5285,3
.8,66
2
==

.
Vậy
F1
= 66,8 (MPa) < 297,6 (MPa) = [
F1
]

F2
= 64,9 (MPa) < 259,7 (MPa) = [
F2
]


Bộ truyền bánh răng làm việc đủ điều kiện bền tiếp xúc.
f. Kiểm nghiệm răng về quá tải
ta có ứng suất tiếp xúc cực đại trên răng là ,theo 6.48[I] và 6.49[I]:

Hmax
=
H.
qt
K

= 431,3.

8,1
= 578,6 (MPa)

Fmax
=
H
.K
qt



F1max
=
F1
.K
qt
= 66,8.1,8 = 120,24 (MPa)

F2max
=
F2
.K

qt
= 64,9.1,8 = 116,82(MPa)
Vậy
Hmax
= 578,6 (MPa) < 1260 (MPa) = [
H
]
max

F1max
= 120,24 (MPa) < 464 (MPa) = [
F1
]
max

F2max
= 116,82 (MPa) < 360 (MPa) = [
F2
]
max

Bộ truyền bánh răng làm việc an toàn khi quá tải lúc mở máy.
g. Các thông số và kích thớc bộ truyền
Khoảng cách trục a


= 90 (mm)
Mô đun m = 1,5 (mm)
Chiều rộng vành răng b
w

= 32 (mm)
Tỷ số truyền U
1
= 2,4
Góc nghiêng của răng = 0
Số răng bánh nhỏ Z
1
= 35
Số răng bánh lớn Z
2
= 84
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0,155 ; x
2
= 0,316 .
Đờng kính chia d
1
= 52,5 (mm) ; d
2
= 126 (mm).
Đờng kính đỉnh răng d
a1
= 55,92 (mm) ; d
a2
= 130,04 (mm).
Đờng kính đáy răng d
f1
= 49,22 (mm) ; d
f2

= 123,33 (mm) .
Đờng kính lăn d
w1
= 52,94 (mm); d
w2
= 127,06 (mm).
Đờng kính cơ sở d
b1
= 49,33 (mm); d
b2
= 118,40 (mm).
Góc ăn khớp
'0
1621=
tw


1.2 Thiết kế bộ truyền trục vít , bánh vít :
Số liệu thiết kế:
P = 5,14 (KW).
n
1
= 602,08 (vòng/phút).
T
1
= 81529 (N.mm).
T
2
= 1294485 (N.mm).
U

1
= 20.
Sinh viên: Hoàng Minh
10
Đồ án môn học Chi tiết máy
Thời hạn sử dụng : l
h
= 15500 (giờ).
Tính toán:
a. Chọn vật liệu
Tính sơ bộ vận tốc trợt theo công thức 7.1[I] :
( )
mmnUPv
sb
94,208,602.20.14,510.8,8 10.8,8
3
2.3
3
2
2
22
3
===

.
Với v
sb
= 2,94 < 5 (m/s)

dùng đồng thanh không thiếc để chế tạo bánh

vít, cụ thể là đồng thanh_ nhôm_ sắt_nicken : pAH 10-4-4 , chọn vật liệu
chế tạo trục vít là thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC = 45.
b. Tính các ứng suất cho phép Tra bảng 7.1[I], ta có với bánh vít bằng :
pAH 10-4-4 dùng khuôn kim loại hoặc đúc li tâm :
b
= 600 (MPa),

ch
= 200 (MPa).
Tra bảng 7.2[I], với cặp vật liệu : pAH 10-4-4 và thép tôi ta có :
Khi v
t
= 2 (m/s)

[
H
] = 250 (MPa)
Khi v
t
= 3 (m/s)

[
H
] = 220 (MPa)
Khi v
t
= 2,94 (m/s) sử dụng phơng pháp nội suy

[
H

] =
( )
MPa8,221)94,23(
23
250220
220 =



.
Đối với bộ truyền làm việc một chiều thì ứng suất uốn cho phép ứng với số chu
kì cơ sở N = 10
6
đợc tính theo công thức 7.7[I] :
[
Fo
] = 0,25.
b
+ 0,08.
ch
= 0,25.600 + 0,08.200 = 166 (MPa)
Hệ số tuổi thọ,theo công thức 7.9[I]:
9
6
10
FE
FL
N
K =

trong đó N
FE
tính theo công thức 7.10[I]:
N
FE
=

=
n
i
i
i
t
T
T
n
1
9
max2
2
3
.)(.60
=

=


n
i
i

ii
i
t
t
T
T
tn
1
9
max
3
.)( 60
N
FE
=
699
10.9,20)
8
3
.9,0
8
5
.1.(15500.1,30.60 =+



713,0
10.9,20
10
9

6
6
==
FL
K

ứng suất uốn cho phép,theo công thức 7.6[I] :
[
F
] = [
Fo
] . K
FL
= 166.0,713 = 118,36 (MPa)
ứng suất quá tải với bánh vít,theo công thức 7.14[I] :
Sinh viên: Hoàng Minh
11
Đồ án môn học Chi tiết máy
[
H
]
max
= 2.
ch
= 2.200 = 400 (MPa)
[
F
]
max
= 0,8.

ch
= 0,8.200 = 160 (MPa).
c .Tính thiết kế
Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
w

Chọn sơ bộ K
H
= 1,2;
8,0=

Với U
2
= 20, Z
1
= 2 do đó Z
2
= Z
1
.U
1
= 20.2 = 40 răng
Tính sơ bộ hệ số đờng kính : q

( 0,25
ữ
0,3 ).Z
2

Chọn q = 0,25.Z
2
= 0,25.40 = 10 . Chọn q = 10.
Khoảng cách trục sơ bộ,theo công thức 7.16[I] :

3
2
2
2
2

].[
170
)(
q
KKT
z
qza
HvH
H
w

+=
( )
mma
w
5,192
10
2,1.1294485
8,221.40
170
)1040(
3
2
=






+=


chọn a
w
= 200 (mm).
Tính môđun :
( )
mm
Zq

a
m
w
8
4010
200.2
.2
2
=
+
=
+
=
.
Tra bảng 7.3[I], ta chọn môđun tiêu chuẩn : m = 8 (mm).
( )
mmZq
m
a
w
200)4010(
2
8
)(
2
2
=+=+=
.
Chọn a
w

= 200 (mm)

không cần dịch chỉnh.
d.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
*Vận tốc trợt thực tính theo công thức 7.20[I] :
w
w
t
nd
v


cos.60000

11
=
Với d
w1
= ( q + 2x ).m = ( 10 + 2.0 ).8 = 80 (mm)
Theo công thức 7.21[I]:
0
1
31,11
0.210
2
2
=
+
=
+

= arctg
xq
Z
arctg
w




( )
smv
t
/57,2
)31,11cos(.60000
08,602.80.14,3
0
==
. (vật liệu chọn là phù hợp).
*Theo bảng 7.2[I]:
với vận tốc trợt: + v
t
=2 (m/s)
( )
MPa
H
250][ =

Sinh viên: Hoàng Minh
12
Đồ án môn học Chi tiết máy

+ v
t
=3 (m/s)
( )
MPa
H
220][ =


với v
t
=2,57 (m/s)
[ ]
( ) ( )
MPa
H
1,23757,23.
23
250220
220 =


=

.
*Theo công thức 7.22.[I]:
( )

+
=
tg
tg
.95,0
Tra bảng 7.4[I] ,ta có :
Khi v
t
= 2,5 (m/s)

= 2,87
Khi v
t
= 3 (m/s)

= 2,58

Khi v
t
= 2,57 (m/s) sử dụng phơng pháp nội suy ta có :


8294,2)57,23(
35,2
58,287,2
58,2 =


=

;
w

=
(vì không dịch chỉnh).
Hiệu suất thực tế của bộ truyền trục vít là:
754,0
)8294,231,11(
)31,11(
.95,0 =
+
=
tg
tg

*Do đó mômen thực tế trên trục bánh vít là:
( )
NmmTT 1220052
8,0
754,0
.1294485
8,0
754,0
.
2
2
'
===
*Ta có hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng :
)1.()(1

3
2
tH
k
Z
K +=


Trong đó :


=
=
n
i
i
ii
t
t
t
T
T
k
1
max
.
=
8
3
.9,0

8
5
.1 +
= 0,9625
Tra bảng 7.5[I] ,ta có với : Z
1
= 2, q = 10 hệ số biến dạng của trục vít
86=


004,1)9625,01.()
86
40
(1
3
=+=

H
K
*Hệ số tải trọng động: Theo bảng 7.7[I] , chọn cấp chính xác 8
với vận tốc trợt: + v
t
=3 (m/s)
2,1=
HV
K
+ v
t
=1,5 (m/s)
1,1=

HV
K

với v
t
=2,57 (m/s)
( )
171,1
5,13
1,12,1
.57,232,1 =


=
HV
K
.
*Theo công thức 7.19[I] ,ứng suất tiếp xúc:
( )
MPa
q
KKT
a
qZ
Z
HVH
w
H
2,201
10

171,1.004,1.1220052
.
200
4010
.
40
1701

170
3
'
2
3
2
2
=






+
=

+
=


Nh vậy
( )
MPa
H
2,201=

<
( )
MPa
H
1,237][ =

,độ bền tiếp xúc đảm bảo.
e.Kiểm nghiệm độ bền uốn:
Tra bảng 7.9[I] ,ta có các thông số của bộ truyền trục vít bánh vít :
Chiều rộng bánh vít Z
1
= 2

b
2
0,75.d
a1

d
a1
= m.( q + 2 ) = 8.( 10 +2 ) = 96 (mm)

b
2
0,75.96 = 72 (mm)
Sinh viên: Hoàng Minh
13
Đồ án môn học Chi tiết máy

chọn b
2
= 72 (mm)


4,42
)31,11(cos
40
)(cos
033
2
===
w
v
Z
Z

Tra bảng 7.8[I] ,ta có :
Khi

v
Z
= 40

Y
F
= 1,55
Khi
v
Z
= 45

Y
F
= 1,48

khi
v
Z
= 42,4 sử dụng phơng pháp nội suy ta có :

5164,1)404,42.(
4540
48,155,1
55,1 =


+=
v
Z

.
K
F
= K
H
= K
H

.K
Hv
= 1,004.1,171 = 1,1757.
ứng suất uốn trên răng bánh vít,theo công thức 7.26[I]:

F
=
=
n
FvFF
mdb
KKYT

4,1
22
22

( )
MPa2,16
)31,11cos(
8
.320.72

1757,1.5164,1.1220052.4,1
=

.
Trong đó: d
w2
=m.Z
2
=8.40=320 (mm).
Vì
( )
MPa
F
2,16=

<
( )
MPa
F
36,118][ =

,nên độ bền uốn thoả mãn.
f.Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải.
ứng xuất tiếp xúc lớn nhất :
Hmax
=
H
.
1
T

T
mm
= 201,2.
8,1
= 269,9 (MPa)


Hmax
= 269,9 (MPa) < 400 (MPa) = [
Hmax
]
ứng xuất uốn lớn nhất :
Fmax
=
F
.K
qt
= 16,2.1,8 = 29,16 (MPa)


Fmax
= 29,16 (MPa) < 160 (MPa) = [
Fmax
]
Vậy khi bộ truyền trục vít - bánh vít quá tải khi mở máy vẫn làm việc an toàn .
g.Các thông số hình học bộ truyền trục vít bánh vít
Khoảng cách trục: a
w
= 200 (mm)
Mô đun : m = 8 (mm)

Hệ số đờng kính : q = 10
Tỷ số truyền : u = 20
Số ren trục vít và số răng bánh vít : z
1
= 2 ; z
2
= 40
Hệ số dịch chỉnh bánh vít : x

= 0
Góc vít :
w
= 11
0
1836
Chiều dài phần cắt ren của trục vít: b
1
= 108 (mm)
Chiều rộng bánh vít : b
2
= 72 (mm)
Sinh viên: Hoàng Minh
14
Đồ án môn học Chi tiết máy
Đờng kính chia : d
1
= 80 (mm); d
2
= 320 (mm)
Đờng kính ngoài bánh vít : d

aM2
= 348 (mm);
Đờng kính vòng đỉnh : d
a1
= 96 (mm); d
a2
= 336 (mm)
Đờng kính đáy : d
f1
= 60,8 (mm); d
f2
= 300,8 (mm)
Góc ôm : = 51
o
30
h.Tính nhiệt truyền động trục vít , bánh vít:
Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (không dùng quạt gió ) :

)]).([1.(.
)1(1000
0
1
ttK
P
A
dt
+

=

K
t
là hệ số toả nhiệt của vật liệu vỏ hộp giảm tốc : Chọn K
t
= 13 ( W/m
2
c
o
)
là hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do tải trọng
giảm so với tải trọng danh nghĩa :
039,1
8
3
.9,0
8
5
.1
1
).(
1
).(
1
.
2
1
1
1
1

1
1
=
+
=

=

==

=== i
i
ii
n
i
i
ii
n
i
ii
ck
t
t
T
T
t
t
P
P
P

tP
t

là hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy : chọn = 0,25
[t
d
] là nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, đối với hộp giảm tốc trục vít đặt dới
chọn [t
d
] = 90
o

t
o
là nhiệt độ môi trờng : chọn t
0
= 20
o
Vậy A
11,1
)2090).(25,01.(039,1.13
34,5).754,01(1000
=
+

( m
2
).
2. Thiết kế bộ truyền xích
Số liệu thiết kế:

P
3
= 4,08 (KW)
n
3
= 30,1 (vòng/phút)
U
x
= 2,30
Số ca = 2
Tải trọng va đập nhẹ
8,1=
dn
mm
T
T
Tính toán:
a.Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp do đó dùng xích ống con lăn
Sinh viên: Hoàng Minh
15
Đồ án môn học Chi tiết máy
b. Xác định các thông số bộ truyền xích
Tra bảng 5.4[I] ,đối với loại xích con lăn có tỉ số truyền U
x
= 2,30

ta
chọn số răng đĩa xích dẫn : Z
1

= 27

Số răng đĩa xích bị dẫn : Z
2
= U
x
.Z
1
= 2,30.27 = 62,1
Chọn Z
2
= 62

tỉ số truyền thực của bộ truyền xích :
U
x
=
30,2
27
62
1
2
==
Z
Z


Sai số tỉ số truyền : U =
%0100.
30,2

30,230,2
=

.
áp dụng công thức công suất tính toán : P
t
= P
3
.k.k
z
.k
n
Trong đó :
P
t
là công suất tính toán (KW).
P
3
là công suất truyền : P
3
= 4,08 (KW)
k
z
là hệ số số răng : k
z
=
926,0
27
25
1

01
==
Z
Z
k
n
là hệ số số vòng quay : k
n
=
1
01
n
n
Với n
01
là số vòng quay đĩa xích dẫn làm việc trong điều kiện thí nghiệm ( bộ
truyền nằm ngang, khoảng cách trục : a = ( 30 50 )p có thể điều chỉnh lực
căng xích, bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, làm việc một ca cà đợc bôi trơn bằng
phơng pháp nhỏ giọt
chọn n
01
= 50 (vòng/phút).

k
n
=
661,1
1,30
50
1

01
==
n
n

k = k
o
. k
a
. k
đc
. k
bt
. k
đ
. k
c
Tra bảng 5.6[I] ,ta có:
+k
o
là hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền ( giả sử đờng nối tâm hai đĩa
xích tạo với phơng ngang một góc < 60
o
)

k
o
= 1.
+k
a

là hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài dây xích, chọn a = 35p

k
a
= 1.
+k
đc
là hệ số kể đến ảnh hởng của việc điều chỉnh lực căng dây xích, dùng đĩa
căng hoặc dùng con lăn xích

k
đc
= 1,1.
+k
bt
là hệ số kể đến ảnh hởng của bôi trơn, tra bảng 5.7[I] ,chọn chế độ bôi
trơn đạt yêu cầu ( chất lợng bôi trơn II ), tra bảng 5.6[I] ,ta có đối với môi tr-
ờng làm việc có bụi, chất lợng bôi trơn II

k
bt
= 1,3.
+k
đ
là hệ số kể đến tải trọng động, đối với tải trọng va đập nhẹ

k
đ
= 1,3
+k

c
là hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền xích, với bộ truyền làm việc
2 ca

k
c
= 1,25

k = 1.1.1,1.1,3.1,3.1,25 = 2,32375.

P
t
= 4,08.2,32375.0,926.1,661 = 14,6 (KW).
Để đảm bảo cho bộ truyền xích làm việc êm ta chọn xích 2 dãy

k
d
= 1,7
khi đó công suất bộ truyền là : P
d
=
59,8
7,1
6,14
==
d
t
k
P
(KW).

Tra bảng 5.5[I] ,với n
01
= 50 (vòng/phút) ta chọn bớc xích :
p = 38,1 (mm)

Công suất cho phép [P] = 10,5 (KW) > 8,59 (KW) = P
d
.
Khoảng cách trục : a = 40p = 40.38,1 = 1524 (mm).
Sinh viên: Hoàng Minh
16
Đồ án môn học Chi tiết máy
áp dụng công thức tính số mắt xích :
a
pZZZZ
p
a
x
.4
.)(
2
2
2
2
1221


+
+
+=

3,125
11524.14,3.4
1,38.)2762(
2
6227
40.2
2
2
=

+
+
+=x
Chọn số mắt xích chẵn để tránh làm mắt chuyển tiếp: x
c
= 126

tính lại
khoảng cách trục ,theo công thức 5.13[I] :
])(2)](5,0[)(5,0[25,0
2
12
2
1212

ZZ
ZZxZZxpa
cc

+++=

93,1537])
14,3
2762
(2)]2762(5,0126[)2762(5,0126[1,38.25,0
22
=

+++=a
(mm)
Để đảm bảo xích không chịu lực căng quá lớn khoảng cách trục a cần phải
giảm đi một lợng : a = (0,002 0,004)a = 3,08 6,15 (mm)

chọn a =
5,93 (mm)

Vậy khoảng cách trục : a = 1537,93 - 5,93 = 1532 (mm).
Số lần va đập của xích :
15][43,0
126.15
1,30.27
15
.
31
=<=== i
x
nZ
i
c
theo bảng 5.9[I].
c. Kiểm nghiệm xích về độ bền

Hệ số an toàn của xích :
)(
votd
FFFK
Q
S
++
=
Trong đó : Q là tải trọng phá hỏng (N), tra bảng 5.2[I] ,ta có :
Q = 254000 (N).
K
đ
là hệ số tải trọng động, khi
8,1=
dn
mm
T
T


K
đ
= 1,7.
F
t
là lực vòng (N) : F
t
=
v
P.1000

,với P = 4,08 (KW),
52,0
60000
1,30.1,38.27
60000

31
===
npZ
v
(m/s)

F
t
=
( )
N7846
52,0
08,4.1000
=
.
F
v
là lực căng do lực li tâm sinh ra (N) : F
v
= q.v
2

Tra bảng 5.2[I] ,ta có khối lợng 1 mét xích : q = 11 (kg).

F
v
= 11.0,52
2
= 3 (N).
F
o
là lực căng do trọng lợng nhánh xích động sinh ra (N) : F
o
= 9,81.k
f
.q.a
k
f
= 4 ( giả sử nằm nghiêng một góc < 45
o
).

F
o
= 9,81.4.11.1,533 = 662 (N).


2,18
)36627846.7,1(
254000
=
++
=S

Tra bảng 5.10[I] ,ta có với n 50 (vòng/phút) thì [S] = 7
Vậy S = 18,2 > 7 = [S]

bộ truyền xích làm việc an toàn.
d. Các thông số của đĩa xích
Sinh viên: Hoàng Minh
17
Đồ án môn học Chi tiết máy
đờng kính đĩa xích đợc tính theo công thức :
185,328
)
27
sin(
1,38
)sin(
1
1
===

Z
p
d

(mm)
23,752
)
62
sin(
1,38
)sin(

2
2
===

Z
p
d
(mm).
016,345)]
27
(cot5,0.[1,38)](cot5,0[
1
1
=+=+=

g
Z
gpd
a
(mm)
32,770)]
62
(cot5,0.[1,38)](cot5,0[
2
2
=+=+=

g
Z
gpd

a
(mm).
e. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
áp dụng công thức 5.18[I] :
d
vddtrH
kA
E
FKFK
.
) (47,0 +=

Trong đó : F
vđ
là lực va đập trên 2 dãy xích : F
vđ
= 13.10
-7
.n
3
.p
3
.m
( m là số dãy xích )


F
vđ
= 13.10
-7

.30,1.38,1
3
.2 = 4,33 (N)
k
đ
là hệ số tải trọng động : k
đ
= 1,3 (va đập nhẹ).
K
r
là hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích,
với Z
1
= 20

K
r
= 0,48
với Z
1
= 30

K
r
= 0,36

Khi Z
1
= 27 sử dụng phơng pháp nội suy ta có K
r

= 0,396
Đĩa xích và dây xích cùng làm bằng thép 45

E = 2,1.10
5
(MPa).
A là diện tích chiếu của bản lề, tra bảng 5.12[I] ,ta có : A = 672 (mm
2
).
Xích 2 dãy

k
d
= 1,7.

1,405
7,1.672
10.1,2
).33,43,1.7846(396,047,0
5
=+=
H

(MPa).
Vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB sẽ đạt đợc ứng suất tiếp xúc
cho phép [
H
] = 500 (MPa) sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích.
f. Xác định lực tác dụng lên trục
F

r
= K
x
.F
t
=1,15.7846 = 9023 (N).
Khi bộ truyền nằm nhiêng một góc < 40
o


K
x
= 1,15
3. Chọn khớp nối:
a. Chọn khớp nối là nối trục vòng đàn hồi.
Đặc điểm của khớp loại này là cấu tạo đơn giản,làm việc bình thờng khi độ
lệch tâm từ 0,2 0,6 mm,độ lệch góc đến 1
0
Theo bảng 16.10a[II] ta có kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi là:
T
Nm
d D d
m
L l d
1
D
0
Z n
max
B B

1
l
1
D
3
l
2
125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
b. Kiểm nghiệm điều kiện bền dập:
Sinh viên: Hoàng Minh
18
Đồ án môn học Chi tiết máy
Từ công thức:
[ ]
.

2
30
d
c
d
ldDZ
Tk

=
Trong đó: +Theo bảng 16.1.[II] : k = 1,5 máy công tác là băng tải.
+Theo bảng 16.6b.[II]: l
3
=28 mm; d
c

=14 mm;
l
1
=34 mm; l
2
= 15 mm;



( )
mm
l
ll 5,41
2
15
34
2
2
10
=+=+=

Thay số:
( )
MPa
d
77,0
28.14.90.4
36350.5,1.2
==

Vì
[ ]
( )
MPa
d
4 2=

nên điều kiện bền dập thoả mãn
c. Kiểm nghiệm điều kiện bền uốn:
Từ công thức:
[ ]
u
c
u
Dd
lTk

=
0
3
0
1,0

Thay số:
( )
MPa
u
9,29
4.90.14.1,0
5,41.36350.5,1

3
==

.
Vì
( )
MPa
u
80 60][ =

nên điều kiện bền uốn thoả mãn.
4. Tính trục
4.1 Chọn vật liệu
Để đảm bảo tính thống nhất hóa vật liệu trong sản xuất ta chọn vật liệu chế tạo
trục giống vật liệu chế tạo bánh răng đó là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB
192 240 có giới hạn bền
b
= 600 (MPa) và ứng suất xoắn cho phép [] =
20 (MPa).
4.2 Tính thiết kế trục
* tính sơ bộ đờng kính trục :
[ ]
3
.2,0

k
k
T
d =
áp dụng công thức 10.9[I] ,

Với k = 1,2,3 là số thứ tự của các trục trong hộp giảm tốc.
Vậy


2,21
17.2,0
32292
3
1
==d
(mm)



8,28
17.2,0
81529
3
2
==d
(mm)



5,72
20.2,0
1294485
3
3
==d

(mm)

Đờng kính trung bình các đoạn trục :

6,41
3
5,728,282,21
3
321
=
++
=
++
=
ddd
d
tb
(mm) chọn d
tb
= 45 (mm)
Tra bảng 10.2[I] ,ta chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn b
o
= 25 (mm)
Tra bảng P1.4[I] ,với động cơ K132M4 có đờng kính trục động cơ
d
đc
= 32 (mm) đối với hộp giảm tốc có trục vào lắp với trục động cơ bằng
khớp nối thì d
v
= ( 0,8 1,2 ).d

đc
= ( 0,8 1,2 ).32 = 25,6 38,4 (mm).

Chọn d
1
= 25 (mm)
d
2
= 30 (mm)
Sinh viên: Hoàng Minh
19
Đồ án môn học Chi tiết máy
d
3
= 75 (mm)
*Tính lực tại các điểm ăn khớp:
Sơ đồ lực chung:
Đặt các lực tác dụng tại các điểm ăn khớp ( hình vẽ trên ):
Các lực tác dụng tại điểm ăn khớp của bánh răng :
F
t11
=
95,1219
94,52
32292.2
2
1
1
==
w

d
T
(N)
( d
w1
: là đờng kính vòng lăn bánh răng dẫn lắp trên trục I )
F
r11
= F
r22
=
)(9,474
0cos
27,21
.5,1219
cos
11
N
tg
tg
F
w
t
==




Các lực tác dụng tại điểm ăn khớp của trục vít - bánh vít :
F

a23
= F
t34
=
33,7625
320
1220052.2
3
2
3
==
d
T
(N)
Do góc ma sát : = 2,8294
o

< 3
o


tính gần đúng :
F
t23
= F
a34
= F
a23
.tg(
w

) = 7625,33.tg(11,31
o
) = 1616,65 (N)
F
r23
= F
r34
= F
a34
.tg() = 7625,33.tg(20
o
) = 2944,71 (N)
a Trục I: (Lắp bánh răng cấp nhanh)
* Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Sinh viên: Hoàng Minh
20
Đồ án môn học Chi tiết máy
l
12
= 0,5( l
m12
+ b
o
) + k
3
+ h
n
l
13
= 0,5( l

m13
+ b
0
) + k
1
+k
2

l
11
= 2.l
m13

l
m12
là chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi I : l
m12
= (1,4 2,5).d
1

= (1,4 2,5).25 = 35 62,575 (mm)

chọn l
mk
= 50 (mm).
l
m13
là chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục I :
l
m13

= (1,2 1,5).d
1
= 30 37,5 chọn l
m13
=35 (mm)
Tra bảng 10.3[[I] ,ta có khoảng cách từ mặt cạnh của bánh vít và bánh răng
đến mặt trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :
k
1
= 8 15 (mm)

chọn k
1
= 13 (mm)
k
2
= 5 15 (mm)

chọn k
2
= 10 (mm)
Vậy l
12
= 0,5( 50 + 25 ) + 15 + 18 = 70,5 (mm)

chọn l
12
= 71 (mm).
l
13

= 0,5.(35+25) +13 +10 =53 (mm)
l
11
= 2.53 = 106 (mm)
Lực tác dụng từ khớp : F
k
= ( 0,2 0,3 )F
t
, với F
t
=
tc
dc
D
T2
Tra bảng 16.10a [I] ,ta có với đờng kính trụ động cơ d
đc
= 32 (mm) ta có đờng
kính đi qua tâm chốt : D
tc
= D
0
= 90 (mm)

F
t
=
)(8,807
90
36350.2

N=


F
k
= 0,3 .808 = 242,33 (N).
*Xác định lực tác dụng lên các ổ trên trục I (hình vẽ trang 25):
Lấy tổng mô men đối với tiết diện 0 và 1
0).(.
131111111011
== llFlRM
ryx

( ) ( ) ( )
NllF
l
R
ry
45,23753196.9,474.
106
1

1
131111
11
10
===

=++= 0
111110 ryy

FRRY
( )
( ) ( )
NFRR
ryy
45,2379,47445,237
111011
=+=+=
.
( ) ( )

=+= 0
1311111110111211
llFlRllFM
txrky
( ) ( )
( ) ( )
( )
N
l
llFllF
R
rkt
x
33,205
106
1067133,2425310655,1219
11
1112131111
10

=
++
=
++
=
0
111110
=++=

trkxx
FFRRX
( ) ( )
NFRFR
txrkx
29,77233,20595,121933,242
111011
===

Biểu đồ mômen trên trục (hình vẽ trang 25).
*Đờng kính các đoạn trục:
áp dụng công thức tính mô men tơng đơng tại các tiết diện
222
75,0
kjykjxkjtdkj
TMMM ++=
2796632292.75,000
2
12
=++=
td

M
(Nmm)
3283532292.75,0172050
222
10
=++=
td
M
(Nmm)
5114532292.75,04093112585
222
13
=++=
td
M
(Nmm)
Sinh viên: Hoàng Minh
21
Đồ án môn học Chi tiết máy
0000
11
=++=
td
M
(Nmm)
Ta có đờng kính các tiết diện trên trục:
áp dụng công thức tính đờng kính trục :
3
][1,0

tdkj
kj
M
d =
Tra bảng 10.5[I] ,với đờng kính trục:
+d
1
= 25 (mm) nội suy ta có [] = 63 (MPa).
3,17
63.1,0
32835
3
10
==d
(mm)
0
11
=d
(mm)
4,16
63.1,0
27966
3
12
==d
(mm)
1,20
63.1,0
51145
3

13
==d
(mm)
Chọn lắp ghép
Tiết diện 12 : lắp khớp nối trục đàn hồi, kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then.
Tiết diện 13 : lắp bánh răng , kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then
Tiết diện 10 và11:lắp ổ lăn.
Xuất phát từ điều kiện về độ bền ,lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đờng
kính trên các tiết diện của trục nh sau:

30
1110
== dd
(mm)
26
12
=d
(mm)
35
13
=d
(mm)

Ta có kết cấu trục (trang 25).
*Kiểm nghiệm độ bền then:
Dựa vào bảng 9.1[I] chọn loại then bằng.
áp dụng công thức tính ứng suất dập và ứng suất cắt :
)(.
2
1

thld
T
t
d

=

Và
bld
T
t
c

2
=

Với : T là mô men xoắn trên tiết diện lắp then,
d là đờng kính trục tại tiết diện lắp then,
l
t
chiều dài then : lấy l
t
1,35.d và chọn theo dãy tiêu chuẩn.
h là chiều cao then
t
1
là chiều sâu rãnh then trên trục.
Các kết quả tính ghi trong bảng :
Tiết
diện

Đờng
kính trục
Kích thớc
then b x h
l
t
t
1

d
(MPa)

c
(MPa)
12 26 8 x 7 28 4 88,7 11,1
13 35 10 x 8 45 5 20,5 4,1
Tra bảng 9.5 [I] ,với tải trọng va đập nhẹ then làm bằng thép thì :
Sinh viên: Hoàng Minh
22
§å ¸n m«n häc Chi tiÕt m¸y
[σ
d
] = 100 (MPa); [τ
c
] = 40 ÷ 60 (MPa)
KÕt luËn c¸c then lµm viÖc ®ñ bÒn.
BiÓu ®å momen vµ kÕt cÊu trôc I

F
T

y
M
M
x
z
x
y
k
t11
10x
10y
r11
11x
11y
R
F
R
F
R
R
17205
40931
12585
32292
11
12
13
l
l
l

26
30
35
10
11
12
13
O
O
O
k6
H7
k6
H7
k6
H7
O 30
H7
k6
R
R
11y
R
10x
F
r11
10y
R
F
k

F
t11
T
1
T
1
Sinh viªn: Hoµng Minh
23
Đồ án môn học Chi tiết máy
b. Trục II: (trục chứa trục vít).
*Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
l
22
= - l
c22

l
21
= (0,9 1).d
aM2
= (0,9 1).348 = 313,2 348 (mm)

chọn l
21
= 340 (mm).
l
23
= 0,5 l
21
= 0,5.340 = 170 (mm)

l
c22
là khoảng lắp chìa công xôn trên trục tính từ khớp nối đến gối đỡ :
l
c22
= 0,5( l
m22
+ b
o
) + k
3
+ h
n

Trong đó l
m22
= (1,2 1,5).d
2
= (1,2 1,5).30 = 36 45 (mm)

chọn l
m22
= 41 (mm). (là chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục II )
Tra bảng 10.3 ,ta có khoảng cách từ mặt cạnh của khớp nối đến
nắp ổ : k
3
= 10 20 (mm)

chọn k
3

= 15 (mm).
Chiều cao nắp ổ và bu lông : h
n
= 15 20 (mm)

chọn h
n
= 18 (mm).

l
22
= l
c22
= 0,5(41 + 25) + 15 + 18 = 66 (mm).



*Xác định lực tác dụng lên các ổ trên trục II:
Lấy tổng mô men đối với tiết diện 0 và 1
( ) ( )
0
2

1
23212023212322212221
=+++=
d
FlRllFllFM
ayrrx

( )
( ) ( )
11
123232123222122
20
5,0
l
dFllFllF
R
arr
y
+++
=
( ) ( ) ( )
( )
NR
y
28,2991
340
80.33,76255,017034071,2944663409,474
20
=
+++
=

( )
0.).(
232123212021222220

=+= llFlRllFM
txty

Sinh viên: Hoàng Minh
24
Đồ án môn học Chi tiết máy
( ) ( )
( ) ( )
( )
N
l
llFllF
R
tt
x
44,648
340
17034065,16163406695,1219
.
21
322123212222
20
=
+
=
+
=

( )
NRFFR

yttx
14,104565,161644,64895,1219
21232221
===

( )
NRFFR
yrry
34,42828,29919,47471,2944
20232221
=+=+=


Biểu đồ mômen trên trục (hình vẽ trang 28).
*Đờng kính các đoạn trục:
áp dụng công thức tính mô men tơng đơng tại các tiết diện
222
75,0
kjykjxkjtdkj
TMMM ++=
11158281529.75,08051731343
222
20
=++=
td
M
(Nmm)
0000
2121
=++==

tdtd
MM
(Nmm)
7060681529.75,000
2
22
=++=
td
M
(Nmm)
44013381529.75,0177674396439
222
23
=++=
td
M
(Nmm)
Ta có đờng kính các tiết diện trên trục :
áp dụng công thức tính đờng kính trục :
3
][1,0

tdkj
kj
M
d =
+d
2
= 30 (mm) nội suy ta có [] = 63 (MPa).
1,26

63.1,0
111582
3
20
==d
(mm)
0
21
=d
(mm)
4,23
63.1,0
70606
3
22
==d
(mm)
2,41
63.1,0
440123
3
23
==d
(mm)
Chọn lắp ghép :
Tiết diện 22 : lắp bánh răng, kiểu lắp k6 kết hợp với lắp then.
Tiết diện 23 : là phần cắt ren trục vít.
Tiết diện 20 và 21:lắp ổ lăn.
Xuất phát từ điều kiện về độ bền ,lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đờng
kính trên các tiết diện của trục nh sau

30
2120
== dd
(mm) ;
26
22
=d
(mm)
d
23
=d
f1
=60,8 (mm); d
f1
là đờng kính chân ren trục vít.

Ta có kết cấu trục (trang 28).
Biểu đồ mômen và kết cấu trục II
Sinh viên: Hoàng Minh
25