Trường ĐH – SPKT TPHCM
Khoa XD – CHUD
Bộ môn: Thiết kế công nghiệp
ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
(Đề số : 4 – phương án : )
t
A. ĐẦU ĐỀ
1.Sơ đồ động
Gồm:
1- Động cơ điện
2- Nối trục
3- Hộp giảm tốc
4- Bộ truyền xích
5- Xích tải
2- Đặc điểm của tải trọng :
Tải trọng va đập nhẹ. Quay 1 chiều.
3 – Ghi chú :Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, 1 ca 6 giờ.
Sai số cho phép về tỉ số truyền
1 2
3
F F
4
5
T
0.8 T
Sơ đồ tải trọng
0,7 tck 0,3 tck
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 1
1

hamtoc
= u
1
.u
2
Tra bảng 3.1: = 3,58
= 2,79
Bảng hệ thống số liệu:
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 2
2
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Trong đó: n
1
= n
đc
= 1460 (vòng/phút)
n
2
= n
1
: u
1
= 1460 : 3,58 = 407,6 (vòng/phút)
n
3
= n
2
: u
2
= 407,6 : 2,79 = 146,1 (vòng/phút)

III
= P
II
.
2
.
4
= 14,11.0,99.0,98 =13,68 (KW)

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 3
3
Trục
Tham số
Trục
động cơ
I II III IV
Tỷ số truyền
(u)
u
nt
= 1 U
1
=3,05 U
2
=2,54 u
xich
=2
Số vòng quay
n (vòng/phút)
1460 1460 407,8 164,1 49,06

đ
.k
a
.k
o
.k
đc
.k
bt
.k
c
= 1,2. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,95
- k
đ
= 1,2 Tải trọng va đập nhẹ.
- k
a
= 1 Chọn khoảng cách trục a = ( 30
÷
50 ).p
- k
o
= 1 Bộ truyền xích nghiêng 1 góc 45
o
- k
đc

= 1 Điều chỉnh vò trí trục bằng một trong các đóa xích.
-


▪Khoảng cách trục a = 30.p
 Số mắt xích: x = ( bảng 5.12)
= 2.30 = 112,11
▪Chọn x = 112 (mắt xích)
▪Kiểm nghiệm số lần va đập trong 1 giây:
i = = = 2,44 < = 25( bảng 5.9)
▪Tính chính xác khoảng cách trục a:
a = 0,25p
= 0,25.31,75.
= 952 (mm).
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 4
4
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Để xích không chòu lực quá lớn, giảm a một lượng bằng:
= 0,003.a = 0,003.952 = 3 (mm)
Do đó : a = 949 (mm)
IV/ Kiểm nghiệm xích về độ bền :
S =
Trong đó: Q = 88500 N :Tải trọng phá hỏng
K
đ
= 1,2 Hệ số tải trọng động
F
t
= = 6296 (N)
Với v= = = 2,16 (m/s)
F
v
= p.v
2

p = 31,75 mm ; m = 1
F
vd
= 13.10
-7
n
3
.p
3
.m = 13.10
-7
.164.31,75
3
.1 = 6,28 N
k
d
= 1 ; k
đ
= 1,2 ; E = 2,1.10
5
Mpa Mun đàn hồi
A = 262 mm
2
Diện tích chiếu của bản lề.
⇒
H1
= 0,47. = 636,8 MPa ≤
Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210 sẽ đạt được ứng suất
tiếp xúc cho phép = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúccho răng đóa 1. Tương
tự, ≤ (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

= 450MPa
2. Đònh ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
ng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác đònh theo
công thức:
Trong thiết kế sơ bộ lấy: Z
R
Z
V
K
xH
= 1 và Y
R
Y
S
K
xF
= 1
⇒

Trong đó:
- σ
0
Hlim
và σ
0
Flim
là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở.
Tra bảng 6.2: thép 45 tôi cải thiện HB180….350, ta được: ( bảng 6.2)
σ

0
Flim2
= 1,8 .230 = 414 Mpa
- k
HL
và k
FL
: hệ số tuổi thọ.
K
HL
= ; K
FL
=
Với - m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Vì HB ≤ 350 nên m
H
= m
F
= 6
- N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
HO
= 30H
HB

2
= = 481.8 (Mpa)
Với cấp nhanh sử dụng răng chữ v:
= = = 495,4 (MPa)
Với cấp chậm dùng răng thẳng và tính ra N
HE
đều lớn hơn N
HO
nên K
HL
=1.
Ù Do đó:
’
=
2
= 481,8 (MPa)
N
FE
= 60c∑(T
i
/T
max
)
6
.n
i
.t
i
N
FE2

⇒ K
FL2
= 1
Tương tự K
FL1
= 1
Do đo,ù với bộ truyền quay một chiều K
FC
=1, ta được:
= = 252 (MPa)
= = 236.5 (MPa)
ng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
max
= 2,8= 2,8.450 = 1260 (MPa)

max
= 0,8 = 0,8.580 = 464 (MPa)
max
= 0,8 = 0,8.450 = 360 (MPa)
II/. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng chữ v
1/ Xác đinh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w1
= K
a
(u
1
+1)
Trong đó: K
a

Xác đònh môđun:
m = (0,01 : 0,02).a
w
= (0,01 : 0,02).115 = 1,15 : 2,3 (mm)
Chọn modun pháp m = 2,5 (mm)
Xác đònh số răng, góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x:
Chọn sơ bộ: β = 30
0
: cosβ = 0,866
Số răng bánh nhỏ: Z
1
= = = 17,39
Chọn Z
1
= 17 răng.
Số răng bánh lớn: Z
2
= u
n
.Z
1
= 23.3,05 = 60,86
Chọn Z
2
= 70 răng.
Do đó, tỷ số truyền thực là: u
m
= = 3,529
cosβ = m.(Z
1

ε

≤

[σ
H
]
Trong đó
* T
1
’
= = = 48567,6 (Nmm)
* Z
M
= 274 (MPa
1/3
) Cơ tính của vật liệu chế tạo là thép
* Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Z
H
=
Với tgβ
b
= cosα
t
.tgβ
α
t

≥ 1 ⇒ Z
ε
=
Với = [1,88 – 3,2()].cosβ
= [1,88 – 3,2()].cos 33,17
0
= 1,37
Z
ε
= = = 0,854
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: (u
m
là tỉ số truyền 60/37=3,529)

d
w1
= = = 50(mm)
v = = = 3,8(m/s)
Với v = 3,1 (m/s) tra bảng 6.13 dùng cấp chính xác là 9
Tra bảng 6.14 được K
Hα
=1,16
⇒ v
H
= δ
H.
g
o.
.v. = 0,002.73.3,8 = 2.6
Trong đó theo bảng 6.15, δ


= 487,2(MPa)
Xác đònh chính xác ứng suất cho phép:
[σ
H
] = [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
Với [σ
H
] = 495,4 MPa
Với v = 3,1 m/s <5 m/s ⇒ Z
v
=1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
a
= 2,5….1,25 µm, do đó
Z
R
= 0,95; với d
a
< 700 mm, K
xH
= 1.
[σ

Với : δ
F
= 0,006 Răng có HB
2
≤ 350 HB.
g
0
= 73 Răng có môđun m < 3,55 mm, cấp chính xác 9.
⇒ v
F
= 0,006.73.3,8 = 9,43
K
Fv
= 1+ = 1+ = 1,1
Do đó: K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
= 1,17.1,4.1,1 = 1,8
Với ε
α
= 1,43 ⇒ Y
α
= 1/ε
α
= 1/1,43 = 0,7

= 252.1.1,052.1 = 265,1 (MPa)
Tương tự tính được = 236,5.1.1,052.1 = 248,8 (MPa)
Thay các giá trò vừa tính được vào công thức tính σ
F1
:
σ
F1
= = 140,2 (MPa)
⇒ σ
F1
= 140,2 MPa < [σ
F
]
1
= 265,1 MPa
σ
F2
= σ
F1
.Y
F2
/ Y
F1
= 140,2.3,6/3,8 = 133,2 (MPa)
⇒ σ
F2
= 133,2 MPa < [σ
F
]
2

max
= 464 MPa
σ
F2max
= σ
F
.K
qt
= 80,76.2,2 = 177,8 MPa < [σ
F2
]
max
= 360 MPa
Như vậy: Độ quá tải của răng đều thoả mãn
6/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
•Khoảng cách trục A = 85mm.
•Môđun pháp m = 2mm
•Tỷ số truyền : u
m
= 3,529
•Số răng Z
1
= 17 răng, Z
2
=60 răng
•Góc nghiêng β = 33,17
0
= 33
0
10’14

a2
= d
2
+ 2.m =143,3+2.2 =147,3mm.
•Đường kính vòng đáy răng:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 40,6-2,5.2 = 35,6mm
d
f2
= d
2
– 2,5m = 143,3-2,5.2=138,6mm

III/. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1/ xác đònh sơ bộ khoảng cách trục:
a
w2
= K
a
(u
1
+1)
Trong đó: K
a
= 49,5 (MPa
1/3
) (răng thẳng, vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều

Xác đònh số răng, hệ số dịch chỉnh x:
Số răng bánh nhỏ: Z
1
= = = 48,3
Chọn Z
1
= 36 răng.
Số răng bánh lớn: Z
2
= u
c
.Z
1
= 48.2,79 = 133,92
Chọn Z
2
= 134 răng.
Do đó, tỷ số truyền thực là: u
m
= = 2,791
Hệ số dòch chỉnh : x
1
= 0; x
2
= 0
3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:
σ
H
= Z

tw
= 21,006
0
= 21
0
0
’
24
”
⇒ Z
H
= = 1,72
* Z
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Với bánh răng thẳng: Z
ε
=
Với = [1,88 – 3,2()]
= [1,88 – 3,2()] = 1,789
Z
ε
= = 0,858
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= = = 120,8(mm)
v = = = 2,57(m/s)
Với v = 2,57(m/s) tra bảng 6.13 với răng thẳng chọn cấp chính xác là 8
Tra bảng 6.14 được K

H
= Z
m
Z
H
Z
ε

= 274.1,72.0,858= 392 (MPa)
Xác đònh chính xác ứng suất cho phép:
[σ
H
] = [σ
H
].Z
v
.Z
R
.K
xH
Với [σ
H
] = 495,4 MPa
Với v = 2,57 m/s < 5 m/s ⇒ Z
v
=1; với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R

Fβ
= 1,05
Theo bảng 6.14: Với v < 5 m/s và cấp chính xác là 8, K
Fα
= 1,22.
Theo (6.47) : v
F
= δ
F
.g
0.
v.
Với : δ
F
= 0,011 Răng trụ thẳng, vát đầu răng có HB
2
≤ 350 HB.
g
0
= 56 Răng có môđun m < 3,55 mm, cấp chính xác 8.
⇒ v
F
= 0,011.56.2,57 = 14,34
K
Fv
= 1+ = 1+ = 1,14
Do đó: K
F
= K
Fβ

F1
= 3,7
Y
F2
= 3,6
Với m = 2,5mm , Y
S
= 1,08 – 0,0695.ln2,5 = 1,022; Y
R
= 1 (bánh răng phay)
K
xF
= 1 (vì d
a
< 400mm), do đó:
= 252.1.1,022.1 = 257,5 (MPa)
Tương tự tính được = 236,5.1.1,022.1 = 241,7 (MPa)
Thay các giá trò vừa tính được vào công thức tính σ
F1
:
σ
F1
= =97,3(MPa)
⇒ σ
F1
= 97 MPa < [σ
F
]
1
= 257,5 MPa

= 675,3 MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa
Theo (6.49):
σ
F1max
= σ
F
.K
qt
= 77,3.2,2 = 214 MPa < [σ
F1
]
max
= 464 MPa
σ
F2max
= σ
F
.K
qt
= 94,6.2,2 = 208,1 MPa < [σ
F2
]
max
= 360 MPa
Như vậy: Độ quá tải của răng đều thoả mãn
6/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

= d
1
+ 2.m = 90+2,5.2 = 125mm.
d
a2
= d
2
+ 2.m = 335+2.2,5 =340mm.
•Đường kính vòng đáy răng:
d
f1
= d
1
– 2,5m = 120-2,5.2,5 = 113,75mm
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 12
12
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
d
f2
= d
2
– 2,5m = 335-2,5.2,5= 328,75mm.
BẢNG THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:
Thông số Cấp nhanh Cấp chậm
Khoảng cách trục a
w
(mm)
115 229
Môđun u
m

d
1
40,6 120,8
d
2
143,3
335
§êng kÝnh ®¸y r¨ng
(mm)
d
f1
35,6
113,75
d
f2
138,6
328,75
§êng kÝnh ®Ønh r¨ng
(mm)
d
a1
44,6
125
d
a2
147,3
340
Gãc ¨n khíp
α
tw

≥ = 31,8mm ⇒ chọn d
1
= 30mm
chọn b
01
=21mm
+ Trục 2: P
2
=14,11 KW, n
2
= 407 vòng/phút, T
2
= 330432,8 Nmm.
d
2
≥ = 43,5mm ⇒ chọn d
2
= 45mm
chọn b
02
=25mm
+ Trục 3: P
3
=13,6 KW, n
3
= 164,1vòng/phút, T
3
= 791468,6 Nmm.
d
3

+ b
01
) + k
3
+ h
n
]
= -[0,5(1,4.35 +21) +15 + 18] = -68mm
l
22
= 0,5(l
m22
+ b
02
) + k
1
+ k
2
= 0,5(1,2.45 +21) +10 +10 = 59,5mm
l
23
= l
22
+ 0,5(l
m22
+ l
m23
) + k
1
= 59,5 + 0,5(1,2.45 +1,2.60) +10 = 132,5mm

1
1
=2 l
23
-l
22
=132,5.2-59,5=205,5mm;
l
22
= 99,5mm; l
23
= 132,5mm; l
24
= 205,5mm;
l
32
= 132,5mm; l
33
= 291,5mm;
l
11
= l
21
= l
31
= 2l
32
= 2.109,5 =349,5mm;
IV/ Xác đònh trò số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:
Chọn hệ toạ độ như sau:

Fl
y31
Fl
x31
n
3
F
y32
F
x32
Fl
x30
Fl
y30
Fl
x21
Fl
y21
F
z24
F
y24
F
x24
F
y23
F
x233
F
y22

F
x12
x
y
z
15
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
F
yki
= - F
tki
tgα
tw
/ cosβ
F
zki
= F
tki
tgβ.cp
k
.cb
ki
.br
ki
Trong đó: F
tki
= 2T
k
/d
wki

= -658 N
F
x23
=2965 N; F
y23
= -1204N; F
z23
= 0
F
x32
= -2965 N; F
y32
= 1204N; F
z32
= 0
F
x33
= -F
r
.cos45
0
= -2781cos45
0
= -1966,5 N
F
y33
= -F
r
.cos45
0

= -( F
xki
l
ki
) / l
k1
Fl
xk0
= -( Fl
xk1
+ F
xki
)
Kết quả tính toán các lực như sau:
Fl
x11
= 1147N; Fl
y11
= 541N; Fl
t11
= 1268N
Fl
x10
= 832N; Fl
y10
= 541N; Fl
t10
= 992N
Fl
x21

SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 16
x
y
z
F
x12
n1
Q
y
Fl
y10
Fl
x10
F
y13
F
x13
F
z13
F
z14
F
x14
F
y14
Fl
x11
Fl
y11
M

M
x
Q
x
M
y
T
Fl
x20
Fl
x21
n
2
Fl
y20
Fl
y21
F
x22
F
x23
F
x24
F
y22
F
y23
F
y24
F

y
z
Q
y
M
x
Q
x
M
y
T
Fl
x30
Fl
x31
n
3
Fl
y31
Fl
y30
F
x32
F
x33
F
y32
F
y33
1253N

= 41585 Nmm; M
tđ12
= 87337 Nmm;
M
tđ13
= 74908 Nmm; M
tđ14
= 0;
M
tđ20
= 0 ; M
tđ21
= 151735 Nmm; M
tđ22
= 239938 Nmm;
M
tđ23
= 151735 Nmm; M
tđ24
= 0;
M
tđ30
= 0 ; M
tđ31
= 340466 Nmm; M
tđ32
= 359797 Nmm;
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 19
19
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH

23
= 28mm; d
24
= 0;
d
30
= 0; d
31
= 37mm; d
32
= 38mm; d
33
= 35mm;
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ, ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau:
d
10
= 20mm; d
11
= 25mm; d
12
= 28mm; d
13
= 28mm; d
14
= 25mm;
d
20
= 25mm; d
21

σ
= 0,1; ψ
τ
= 0,05.
b/ Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối
xứng, do đó σ
aj
tính theo công thức: σ
aj
= , với W
j
là moment cản uốn, σ
mj
= 0.
Vỉ trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó
τ
mj
=τ
aj
= = , với là moment cản xoắn.
c/ Xác đònh hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục:
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ moment tương ứng, có thể thấy các tiết diện
sau đây cần được kiểm tra ề độ bền mỏi:
Trục 1: tiết diện 10 (lắp nối trục), tiết diện 12 (lắp bánh răng), tiết diện 11 (ổ
lăn).
Trục 2: tiết diện 21,22 (tiết diện lắp bánh răng).
Trục 3: tiết diện 31 (lắp bánh răng), tiết diện 32 (ổ lăn), tiết diện 33 (lắp đóa
xích).
d/ Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh xích, nối trục
theo k6 kết hợp với lắp then.

= (k
σ
/ ε
σ
+ k
x
– 1)/ k
y

k
τ
dj
= (k
τ
/ ε
τ
+ k
x
– 1)/ k
y

Với k
x
: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
k
y
: hệ số tăng bền bề mặt trục
-Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=
2,5…… 0,63µm, theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt
k

= 850MPa và đường kính tiết diện nguy hiểm,
ta được tỉ số k
σ
/ε
σ

và k
τ
/ε
τ

do lắp căng tại các tiết diện.
Kết quả tính toán như sau:
Tiết
diện
d
(mm)
k
σ
/ε
σ

do k
τ
/ε
τ
do k
σ
d
k

31 45 2,42 2,54 2,44 1,92 2,64 2,54 6,48 7,99 5,03
32 40 - 2,54 - 1,92 2,64 2,02 3,37 7,12 3,3
33 38 2,33 2,54 2,38 1,92 2,64 2,48 - 4,97 4,97
g/ Xác đònh hệ số an toàn chỉ riêng ứng suất pháp S
σ
, hệ số an toàn chỉ riêng ứng
suất tiếp S
τ
và hệ số an toàn S tại các tiết diện nguy hiểm theo công thức:
S
σ
j
= ; S
τ
j
= ; S
j
= ≥ [S] = 1,5 : 2,5
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 21
21
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Kết quả tính toán trong bảng cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều
đảm bảo an toàn về mỏi.
VII/ Kiểm nghiệm độ bền của then:
Trên các tiết diện dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm về độ bền dập
và độ bền cắt theo công thức:
σ
d
= 2T/[dl
t

35 48 10 x 8 5 67700 26,9 8,06
45 60 14 x 9 5,5 344097 72,8 18,2
38 52 10 x 8 5 344097 96 30
Theo bảng 9.5 với tải trọng tónh [σ
d
]= 100MPa, [τ
c
]= 20 :30 MPa. Vậy tất cả các
mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
PHẦN 5: THIẾT KẾ GỐI ĐỢ TRỤC
Trên cả 3 trục đều chòu với tải trọng nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, lực dọc trục bò
triệt tiêu, do đó dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1.
I/ Trục I:
1.Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d= 25mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ
trung 305 có:
Đường kính trong: d = 25mm
Đường kính ngoài: D = 62mm
Khả năng tải động: C = 17,6 KN
Khả năng tải tónh: C
o
= 11,6 KN
2.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:
Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của
F
x12
ngược chiều đã chọn khi tính trục tức là cùng chiều với lực F
x13
, khi đó phản
lực trong mặt phẳng zox:
Fl

Phản lực tổng trên 2 ổ:
Fl
t10
== 1450N
Fl
t11
== 1164N
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 22
22
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
Trong khi phản lực tại 2 gối đỡ khi tính trục là Fl
t10
= 992N, Fl
t10
= 1286N. Vậy ta
tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chòu tải lớn hơn với F
r
= Fl
t11
= 1450N.
Theo công thức (11.3), với F
a
= 0, tải trọng quy ước: Q=XVF
r
K
đ
K
t
Trong đó: X=1 ( ổ đỡ chòu lực hướng tâm)
V= 1 ( vòng trong quay)

* Kiểm nghiệm khả năng tải tónh của ổ:
Theo công thức (11.19) với F
a
= 0, Q
0
= X
o
F
r
= 0,6.1450 = 870N
Như vậy: Q
0
<F
r0
= 1450 N và Q
0
= 1450N.
Vậy: Q
0
= 1,45KN < C
o
= 11,6 KN : khả năng tải tónh của ổ được đảm bảo.
II/ Trục II:
1.Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d= 25mm, chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ
trung 305 có:
Đường kính trong: d = 25mm
Đường kính ngoài: D = 62mm
Khả năng tải động: C = 17,6 KN
Khả năng tải tónh: C
o

= Q = 2,829 = 22,68 KN
Với ổ bi m=3, L= 60nL
h
/10
6

= 60.477.18000/10
6
= 515,16 triệu vòng.
⇒ C
d
> C = 17,6 KN
Do đó cần chọn cỡ ổ nặng hơn, ta chọn cỡ 405 có:
Đường kính trong: d = 25mm
Đường kính ngoài: D = 80mm
Khả năng tải động: C = 29,2 KN
Khả năng tải tónh: C
o
= 20,8 KN
* Kiểm nghiệm khả năng tải tónh của ổ:
Theo công thức (11.19) với F
a
= 0, Q
0
= X
o
F
r
= 0,6.2572 = 1543,2N
Như vậy: Q

K
t
Trong đó: X=1 ( ổ đỡ chòu lực hướng tâm)
V= 1 ( vòng trong quay)
K
đ
=1,1 (tải trọng va đập nhẹ)
K
t
=1 (nhiệt độ t ≤ 100
0
C)
⇒ Q=XVF
r
K
đ
K
t
= 1.1.4568,6.1,1.1 = 5025,5N
Theo công thức (11.1), khả năng tải động:
C
d
= Q = 5,025 = 29,5KN
Với ổ bi m=3, L= 60nL
h
/10
6

= 60.188.18000/10
6

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY GVHD: VĂN HỮU THỊNH
SVTH: HUỲNH TẤN ĐÌNH Page 25
25