Đồ án chi tiết máy
1

Lời nói đầu

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của
máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng
dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh,
con ngườ
i đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng
lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết.
Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả
thi người ta chỉ chế tạo ra các độ
ng cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể
nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các
máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các
động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải
thông qua thiết bị chuyển đổ
i công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp
giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi
và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.
Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ


Lời nói đầu 1

Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế 3

CHƯƠNG 1:
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1> Chọn động cơ.
1.2> Phân cấp tỉ số truyền.
1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động.
1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục.
1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục.

CHƯƠNG 2:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.
2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép.
2.1.2> Tính toán cấp chậm.
2.1.3> Tính toán cấp nhanh.
2.2> Thiết ké bộ truyền xích.
2.2.1> Chọn loại xích.
2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích.

CHƯƠNG 3:
THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI.

3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực.
3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục.

Nxb Giáo dục. Hà nội 2004

[4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật.
Nxb Giáo dục Hà n
ội 2002.


5. Thời hạn phục vụ
:
h
I = 23.000(h)
6. Số ca làm việc : 2
7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 30
0
.
8. Đặc tính làm việc : va đập nhẹ
Khối lượng thiết kế :

1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0.
2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 .
3. Một bản thuyết minh.
Đồ án chi tiết máy
5

CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN.

hngng
η
η
η
∗∗
21
= 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875

1ng
η
= 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi.

2ng
η
= 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích.

h
η
= 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc.
Chọn u
h
= 18 ; u
ng2
= 4 ; ( u
ng1
= 1). Suy ra u
Σ
= 18. 4.1 = 72
Số vòng quay sơ bộ của động cơ : n
sb

qt
=
4,14,1
1
=≥=
T
T
T
T
mm
dn
K

Khối lượng động cơ: G = 39 (kg)
Đường kính trục động cơ d
đc
= 25 (mm)

1.2,Phân cấp tỉ số truyền:1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động:72
69,19
1420
===
Σ
ct

1
: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục
:
Đồ án chi tiết máy
6

9 Trên trục công tác: n
ct
= 19,69 (vòng/phút)
9 Trục III : n
III
= n
ct
. u
ng2
= 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút)
9 Trục II : n
II
= n
III
. u
2

P
η
(KW)
T
III
= 9,55. 10
6
. 5,130348
76,78
075,1
= (Nmm)
9 Trục II : P
II
=
12,1
97,0.99,0
075,1
.
075,1
===
− BRolIIIII
III
P
ηηη
(KW)
T
II
= 9,55 . 10
6
.

=
178,1
99,0
1663,1
==
ol
I
P
η
(KW)
T
đc
= 9,55. 10
6
.
5,7922
1420
178,1
=
(Nmm)
Trong đó:
:
ol
η
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.

:
BR
η
Hiệu suất 1 cặp bánh răng.

=
=
σ
σBánh lớn:
thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240,có MPaMPa
chb
450,750
22
=
=
σ
σ9 Phân cấp tỉ số truyền u
h
=18; cấp nhanh là u
1
= 5,31 ; u
2
= 3,39.
9 Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350.
;1,1;702
0
lim

MPaHB
F
===
σ

;53070230.2702
2
0
2lim
MPaHB
H
=+=+=
σ
.414230.8,18,1
2
0
2lim
MPaHB
F
===
σ

Theo (6.7), [1], tập1 có: N
HE
= 60c
Σ
(
max
TT
i

96
9
.5,0
96
6
.123000.
31,5
1420
HO
N〉=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
+
+

1
2
=⇒
HL
K
; Tương tự:
1
1
=
⇒

1
===
σσ

[]
MPa
S
K
H
HL
HH
8,481
1,1
1.530
.
2
0
2lim
2
===
σσ

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng
[
]
[
]
[
]
(

σ
σ
σ

Theo (6.8),[1],tập1: N
FE
= 60c.
Σ
t
()
i
i
i
t
t
TT
Σ
Σ .
6
max

N
FE2
= 60c
866
10.51,1
96
9
.5,0
96

K
; tương tự
1
1
=
FL
K

Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: K
FC
= 1, ta có
[]
MPa
S
K
K
F
FL
FCFF
252
75,1
1.1.441

1
0
1lim1
===
σσ

[]

chF
464580.8,0.8,0
1
max
1
===
σ
σ

[]
MPa
chF
360450.8,0.8,0
2
max
2
=
==
σ
σ
2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
3
2
2

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc.Với hệ số
bd
ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
2
+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta
được
β
H
K
= 1,15 ;
32,1=
β
F
K
(sơ đồ 3).
)(65,97
4,0.39,3.4,495
15,1.40060
).139,3(43
3
2
2

2
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
β
=> lấy
1
z
= 26
Số răng bánh lớn

14,8826.39,3.
122
=== zuz
=> lấy
2
z
= 88
Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :
Đồ án chi tiết máy


♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Góc prôfin gốc :
α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).

Góc nghiêng răng :
β
=
"24'1431
0

Góc prôfin răng :
"33'323
855,0
20
cos
0
0
=
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜

+=
2
21
.2
cos
.arccos
w
tw
a
m
ZZ
α
α
()
"25'3236
115.2
20cos5,1
.8826arccos
0
0
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+
855,0
26
.5,1
)cos(
.
1
1
mm
z
md ===
β)(4,154
855,0
88
.5,1
)cos(
.
2
2
mm
z
md ===
β

Đường kính lăn :
)(66,45
138,3
115.2

=
+
=
+
=)(4,1575,1.24,154.2
22
mmmdd
a
=
+
=
+
=
Đường kính đáy răng :
)(85,415,1.5,26,45.5,2
11
mmmdd
f
=
−
=
−
=)(65,1505,1.5,24,154.5,2
22

⎝
⎛
+−=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=
βε
α
zz

Đồ án chi tiết máy
10
Hệ số trùng khớp dọc :
4,4
.5,1

3
1
a .
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
35,1
)54,36.2sin(
16,29cos.2
2sin
cos.2
Z
0
0
H
===
tw
b
α
β
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

825,0
47,1
11
Z ===
α
ε
ε

002,0=
H
δ
;
006,0
=
F
δ

508,0
38,3
100
.64,0.73.002,0
2
0
===⇒
m
w
HH
u
a
vg
δυ

K
Hv
=1+ 01,1
13,1.15,1.40060.2
66,45.40.508,0
1

)138,3.(3125,1.40060.2
825,0.35,1.274

)1.( 2

22
12
2
=
+
=
+
=
ε
σ
Từ cấp chính xác 8
95,0=⇒
R
Z
; Với d
a
< 700 1
=
⇒
xH
K ; v = 0,64 < 5m/s 1
=

68,0
47,1
11
===
α
ε
ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
777,0
140
24,31
1
140
1
0
=−=−=
β
β
Y .
Số răng tương đương :
42
855,0
26
cos
33
1
1
===

=
F
Y

525,1
38,3
100
.64,0.73.006,0
2
0
===
m
w
FF
u
a
vg
δυ

02,1
37,1.32,1.40060.2
66,45.40.525,1
1
2

1
1
=+=+=
αβ
υ

F
=<===
σσ
βε

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(6,236][)(102
7,3
60,3.105
.
2
1
21
2
MPaMPa
Y
Y
F
F
FF
F
=<===
σ
σ
σ

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :Hệ số quá tải

FqtFF
=
<
===
σ
σ
σ

Đồ án chi tiết máy
12
)(360][)(8,1424,1.102.
max22max2
MPaMPaK
FqtFF
=
<
===
σ
σ
σ
=> đã thoả mãn điều kiện phòng
biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

a
K : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1
được
a
K = 49,5.

β
H
K
: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc.Với hệ số
bd
ψ
=0,53.
ba
ψ
.(u
1
+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1
β
H
K
=1,03 ;
05,1=
β
F
K
(sơ đồ 7).
)(32,87

1
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
=> lấy
1
z
= 19.
Số răng bánh lớn

89,10019.31,5.
112
=== zuz
=> lấy
2
z
= 101.
mm
zzm
a
w
90
2

α
=
0
20
(theo TCVN 1065-71).
Góc nghiêng răng :
β
=0 (vì là răng thẳng) => cos
β
=1.
Khoảng cách trục :
)(90
1
mma
w
=

Mô đun m= 1,5mm
Tỉ số truyền u
m
= 5,316
Hệ số dịch chỉnh x
1
= 0 ; x
2
= 0
Số răng bánh răng z
1
= 19 ; z
2


)(5,315,1.25,28.2
11
mmmdd
a
=
+
=
+
=

)(5,1545,1.25,1512
22
mmmdd
a
=
+
=
+
=

Đường kính vòng lăn :
)(5,28
1316,5
90.2
1
2
1
1
mm

=)(75,1475,1.5,25,151.5,2
22
mmmdd
f
=
−
=
−
=

Chiều rộng vành răng :
)(2790.3,0.
1
mmab
wbaw
=
=
=
ψ

Hệ số trùng khớp ngang :
68,11.
101
1
19
1
2,388,1cos

⎛
+−=
βε
α
zz

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị số của các hệ số
và
M
Z
” được
M
Z
= 274MP
3
1
a .
Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
764,1
)20.2sin(
1.2
2sin
cos.2
Z
0
H
===
tw

Vận tốc vòng của bánh răng :
)/(12,2
60000
1420.5,28.
60000

11
sm
nd
v
w
===
π
π
.Tra bảng ”Chọn cấp chính
xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1)
Tra bảng: (6.16) được g
0
= 56
(6.15) được
006,0=
H
δ
;
016,0
=
F
δ

93,2
Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
174,114,1.1.03,1 =
=
=
HvHHH
KKKK
αβ
.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
MPa
dub
uKT
ZZZ
ww
H
HMH
425
5,28.316,5.27
)1316,5.(174,1.8,7843.2
88,0.764,1.274

)1.( 2

22
11
11
=
+

Như vậy
[]
HH
σ
σ
<

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:
595,0
68,1
11
===
α
ε
ε
Y
.
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :
1
140
0
1
140
1
0
=−=−=


Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được :
08,4
1
=
F
Y6,3
2
=
F
Y

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn
với bánh răng thẳng
1=
α
F
K .
816,7
316,5
90
.12,2.56.016,0
1
0
===
m
w

=
=
=
FvFFF
KKKK
αβ
.
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:
)(252][)(3,47
5,1.5,28.27
08,4.1.595,0.433,1.8,7843.2

2
1
1
11
1
MPaMPa
mdb
YYYKT
F
ww
FF
F
=<===
σσ
βε

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:
)(6,236][)(7,41

T
T
T
T
T
T
K
mm
qt

ứng suất tiếp xúc cực đại :

)(1260][)(5034,1.425.
maxmax
MPaMPaK
HqtHH
=<===
σσσ
=> đã thoả mãn điều kiện tránh
biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.

ứng suất uốn cực đại :

)(464][)(22,664,1.3,47.
max11max1
MPaMPaK
FqtFF
=
<
===


2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền:Theo bảng (5.4),[1], tập1, với u
x
= 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z
1
= 25,
số răng đĩa lớn Z
2
= u
x
.Z
1
= 4.25 = 100 <Z
max
=120
Đồ án chi tiết máy
16
Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán:
P
t
= P.k.k
z
.k
n

đc
.k
đ
.k
c
.k
bt
= 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
Trong đó:
k
0
=1 (vì tâm các đĩa xích làm với phương ngang 1 góc <40
0
)
k
a
= 1 (a= 4p)
k
đc
= 1(vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích)
k
đ
= 1,2 (va đập nhẹ)
k
c
=1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)
k
bt
=1,3 (Môi trường làm việc có bụi)
)(953,454,2.1.95,1.1 KWP

4,25.)25100(
)10025.(5,040.2
4
.)(
).(5,0
.2
2
2
2
2
12
21
=
−
+++=
−
+++
ππ

Số lần va đập của xích(công thức 5.14) i =
[]
30225,0
146.15
69,19.25
.15
.
11
=<== i
x
nZ

2
= 0,217N
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.4.5.1,016 = 199,34N
Trong đó : k
f
= 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40
0
)
Do đó: s = 113400/(1,4 . 4798,5 + 199,34 + 0,217) = 16,39
Theo bảng (5.10); với n
01
= 50 vg/ph
[
]
7
=
⇒ s
.Vậy s > [s] : bộ truyền bảo đảm độ bền.

Đường kính đĩa xíchTheo (5.17), đường kính vòng chia đĩa xích :
d
1
= p/sin(180/Z

2H
σ
()
MPa3367,1.306/10.1,2).63,02,1.5,4798.(22,0.47,0
5
=+=

k
r
: tra bảng
A : tra bảng (5.12),[1]
Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB1700
[
]
MPa
H
500
=
⇒
σ

Như vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc.
Lực tác dụng lên trục
: Theo (5.20), F
r
= k
x
.F
t
= 1,15.4798,5 = 5518,3

8,7843
].[2,0
3
3
1
1
mm
T
d ==≥
τ
=> chọn
1
d
=18(mm).
)(56,25
12.2,0
40060
].[2,0
3
3
2
2
mm
T
d ==≥
τ
=> chọn
2
d
= 28(mm).


Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng :
kmki
dl ).5,12,1(
÷
=

im
l
1
=(1,2 1,5).18= 21,6 27 =>
12m
l = 25 (mm)
im
l
2
=(1,2 1,5).28= 33,6…42 =>
22m
l =
24m
l = 35(mm)

23m
l = 40(mm)
im
l
3
=(1,2 1,5).40= 48 60 =>
32m
l =

210223222
mmkkblll
m
=
+
+
+
=
+
++==
)(5,858)4035(5,040)(5,0
12322221223
mmklllll
mm
=
+
+
+
=
+
++==
)(131405,85.22
22233324
mmllll
=
−
=−==
)(1715,85.22
23311121
mmllll

= F
r
.cos30
0
= 5518,3.0,866 = 4779N
F
x34
= F
r
.sin30
0
= 5518,3.0,5 = 2759N
F
r
: được xác định khi thiết kế bộ truyền xích

Đồ án chi tiết máy
19
Trong đó D
0
:đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra bảng16-
10a,[1],tập 2)

Lực từ các bộ truyền bánh răng:
9 Trục I:
F
x12

N

9 Trục II: F
x23
= F
x12
= 550N; F
y23
= F
y12
= 200 N
F
x22
=
N
d
T
w
877
66,45.2
40060.2
.2
.2
22
2
==
= F
x24
F
y22

F
x32
= F
x33
= F
x22
= 877(N)
F
y32
= F
y33
= F
y22
= 760(N)
F
z32
= F
z33
= F
z22
= 532 (N)

Trong đó:
mki
F : lực tác dụng theo phương m của chi tiết thứ i trên trục k

wki
d : đường kính vòng lăn của bánh răng ở tiết diện i trên trục k.

Chiều của các lực được xác định như trong hình

∑)(100100200
00
111210
111012
NFFF
FFFF
yyy
yyyyk
=−=−=⇒
=−−⇔=
∑

Đồ án chi tiết máy
20

)(157
171
5,85.5505,223.90
F-
0 F0)(
11
121213x13
11
1212111113x130

T
I
=7843,8 Nmm

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục II: Do tính đối xứng của trục nên :
)(660
2
200760760
2
232422
2120
N
FFF
FF
yyy
yy
=
−+
=
−
+
==

)(1152
2
877550877
2


Mô men xoắn
)(20030
2
66,45
.877
2
.
22
222422
Nmm
d
Fmm
w
xzz
====
=T
II
/2
Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục III:Mô men uốn
)(41044
2
3,154
.532
2
.
32

y
cyyyyk
5738
171
)5,61171.(477940.760131.760
)( F-
0).( F0)(
31
343134323333y32
30
3431343130323333y321
=
++−−
=
++−
=⇒
=++−−−⇔=
∑

)(247947795738760760
00
3430333231
3431333230
NFFFFF
FFFFFF
yyyyy
yyyyyyk
=−++=−++=⇒
=++−−−⇔=
∑


)(11527594628877877
00
3430333231
3431333230
NFFFFF
FFFFFF
xxxxx
xxxxxxk
−=+−+=+−+=⇒
=−+−−⇔=
∑Dấu “-“ chứng tỏ F
x31
ngược với chiều trong biểu đồ phân tích lực.

Đường kính các đoạn trục: Vì ở đây trục vào lắp khớp nối để nối với trục động cơ điện
có đường kính trục là d
đc
= 25 mm nên chọn đường kính trục đầu vào d
13
= 0,8.d
đc
= 0,8.25 = 20
mm
Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d
10
= d

III 339371 0 272607 140240 0

Mômen tương đương
22
75,0
kjkjtdkj
TMM += tại thiết diện j trên trục k :

tdkj
M
(Nmm)
0 1 2 3 4
II 0 0 55868 61871 55868
III 357653 0 295055 151172 112885

Đồ án chi tiết máy
22
Đường kính trục k tại các tiết diện j sơ bộ được tính:
3
].[1,0
σ
tdkj
kj
M
d =
trong đó ứng suất cho
phép tra bảng 10.5 [1]

1
=
==
−
σ
σ

MPa7,1516,261.58,058,0
11
=
==
−−
σ
τ

Tra bảng 10.7 [1] được:
05,0=
σ
ψ

0=
τ
ψ

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó
0=
mj
σ
và
3
23
3
.
.8
2
j
j
oj
j
ajmj
d
T
W
T
π
ττ
===
và được các giá trị cho ở bảng dưới đây :

Tiết diện
củaIII
0 1 2 3 4
ajmj
τ
τ
=

3,64 0 2,66 1,33 5,19

τ
ε
0,77 0,76
σσ
ε
K 2,12 2,173
ττ
ε
K 2 2,03

Theo bảng 10.11 [1] ,ứng với kiểu lắp đã chọn,
MPa
b
600
=
σ
, và đường kính của tiết diện nguy
hiểm tra được tỉ số
σσ
ε
K và
ττ
ε
K do lắp căng tại tiết diện này, trên cơ sở này dùng giá trị lớn
hơn so với tỉ số ở bảng trên để tính
d
K
σ
và
d


2,18 2,23
dj
K
τ

2,06 2,09

Đồ án chi tiết máy
24
áp dụng công thức 10.20, 10.21 và 10.19 [1] ta xác định được hệ số an toàn xét riêng thành phần
ứng suất pháp
j
S
σ
, hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất tiếp
j
S
τ
và hệ số an toàn ứng với
các tiết diện nguy hiểm S
mjajdj
j
K
S
σψσ
σ

j
S
σ

3,17 5,28
j
S
τ

20,23 27,3
S

3,13 5,18

[S] = 1,5…2,5
Tại các tiết diện nguy hiểm của trục III, S > [S]
Vậy các tiết diện nguy hiểm của trục III đều đảm bảo an toàn về mỏi.

9 Chọn kích thước then và kiểm nghiệm độ bền then

Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.
Kích thước của then (bảng 9.1)ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đườngkínhtrụcb
×
h t
1

13 20
66

= 1,35d)
d
t
l
hb
×

1
t

T(Nmm)
)(MPa
d
σ
)(MPa
c
τ

20 26
66
×

3,5 7843,8 12 5
34 46
810
×

5 20030 11 2,56
38 52
810


9 Cho trục vàoVới tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên dùng ổ bi đỡ một dẫy cho gối đỡ 0 và 1.
Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d= 25 mm, theo bảng “ổ bi đỡ một
dẫy“ ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa:Kí hiệu ổ 105 có đường kính trong d=25 mm, đường kính
ngoài D = 47 mm, khả năng tải động C =7,9kN, khả năng tải tĩnh Co= 5,04 kN.

Tính kiểm nghiệm kh
ả năng tải của ổ.

-Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của F
x13
ngược với
chiều đã dùng khi tính trục(tăng phản lực trên các ổ).Khi đó

)(378
171
5,85.5205,223.90
F
0 F0)(
11
121213x13
11
1212111113x130
N
l
lFl
F

10
2
1010
NFFF
yx
=+=+=
Σ

)(39099378
222
11
2
1111
NFFF
yx
=+=+=
Σ
=0,39 kN
Phản lực tổng tại 2 gối đỡ khi tính trục là
NF 305
10
=
Σ
;
NF 173
11
=
Σ

Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với F


d
k :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, Tra bảng (11.3)[1]
 X : hệ số tải trọng hướng tâm.(=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm)
 Y : hệ số tải trọng dọc trục.
Khả năng tải động :