Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Bộ môn cơ sở thiết kế
máy và Robot
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
1
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Lời nói đầu

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là
thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít – bánh răng với yêu
cầu về lực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác .
Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán , thiết kế
các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán , hiểu sâu hơn
về kiến thức đã học .
Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm .
Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải .
Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài .
Thiết kế trục và chọn ổ lăn .
Tính toàn vỏ hộp và các chi tiết khác .
Tính toán bôi trơn .
Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùngđể thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ
khí , nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do
những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế .
Trong đồ án này có tham khảo tài liệu :
- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển.
- Chi tiết máy – Nguyễn Trọng Hiệp :Tập 1, Tập 2.
- Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn.

Nguyễn Tuấn Khoa
Cơ Điện Tử 2 – K49

2 3
1
H
D
1.Động cơ; T
mm
=1,5T
1
;
2.Khớp nối ; T
2
=0,7T
1
;
3.Hộp giảm tốc ; t
1
=5 h;
4.Bộ truyền xích ; t
2
=3 h;
5.Băng tải; t
ck
=8 h;
*Số liệu cho trước
1.Lực băng tải: F=9000N;
2. Vận tốc băng tải: v=0,48 m/s;
3.Đường kính tang: D= 320mm;
4.Chiều cao tang : H=750 mm
5.Thời gian phục vụ: I
h

.1000
.
ch
VF

Trong đó:
F=9000 N : lực kéo băng tải.
V=0,48m/s : vận tốc băng tải.
η
ch
: tổng hiệu suất của các khâu
η
ch
=η
k
.η
tv
.η
br
.η
ot
.η
ol
3
. η
x
= 0,99.0,82.0,98.0.98.0,992
3
.0,92 =0,700.
β=

=
β
η
.
.1000
.
ch
VF
=
548,5899,0.
700,0.1000
.48,0.9000
=
(kW)
b/Tính tốc độ sơ bộ của trục động cơ:
Ta có :
n
sb
= n
ct
.u
hộp
.u
ngoài
, theo CT2.16 tr.21[TL1]
n
ct
=
65,28
320.14,3

2935 7,5 0,93 0,86 7,3 2,2
+/ Kiểm tra điều kiện mở máy :

5,1
5,1
1
1
1
==
T
T
T
T
mm
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
5
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Với Động cơ đã chọn có
2,2=
dn
k
T
T
>
5,1
1
=
T
T
mm

ng
=102,44/2=51,22.
Với hộp giảm tốc Trục vít –Bánh răng theo kinh nghiệm ta lấy:
u
br
=(0,05 …0,06)u
h
=2,56 – 3,07 ; chọn u
br
= 3,00 .
=> u
tv
=
073,17
00,3
22,51
=
.
Chọn u
br
=17,0.
=> Tính chính xác u
ng
= u
ch
/u
h
=u
ch
/(u

==
ηη
P
2
=
)(929,4
992,0.98,0
791,4
.
3
KW
P
olbr
==
ηη

P
1
=
)(059,6
992,0.82,0
929,4
.
2
KW
P
oltv
==
ηη
P

/u
br
=172,65/.3,00 =57,55 (v/ph)
n
ct
= n
3
/u
x
=57,55/2,01 =28,63 (v/ph)
+/Mômen xoắn trên các trục
T=
)/(
)(.10.55,9
6
fvn
kwP
(Nmm)
T
tg
=
1441005
63,28
32,4.10.55,9
6
=
(Nmm)
T
3
=

u 17,00 3,00 2,01
n (v/f) 2935 2935 172,65 57,55 28,63
T(Nmm) 19.715 272.644 795.031 1.441.005
II/ Tính toán thiết kế các bộ truyền
II.1/ Thiết kế bộ truyền ngoài (xích)
a/Chọn loại xích
Vì tải nhỏ , va chạm vừa ,vận tốc thấp chọn xích con lăn.
b/Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
Theo bảng 5.4 tr.80[TL1] với u=2,01 chọn số răng xích Z
1
=25
=> Z
2
=2,01.25=50,25.
Lấy Z
2
=50 < Z
max
=120 .
Theo CT 5.13 tr.81[TL1] , công suất tính toán :
+/ P
t
=P.K.K
z
.K
n
;
Trong đó :
P = P
3

. K
đc
. K
đ
. K
c
. K
bt

= 1.1.1,1.1,3.1,25.1,3 =2,113;
Theo bảng (5.6) tr.82[TL1]
K
o
=1 : hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đĩa xích .
nằm nghiêng 1 góc <60
0
so với phương nằm ngang).
K
a
=1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn a=40p).
K
đc
=1,1 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích .
(điều chỉnh được bằng con lăn căng xích).
K
đ
=1,3 : hệ số tải trọng động (va đập vừa).
K
c
=1,25 : hệ số kể dến chế độ làm việc (2 ca).

Theo (5.12) Số mắt xích
x =
a
p
ZZ
ZZ
p
a
4
.)(
2
2
2
2
21
21
π
−+
+
+

=
;90,117
1270.14,3.4
75,31
.)2550(
2
5025
80
2

−+−++−
2
12
2
2121
2).(5,05,025,0
π
ZZ
ZZXZZXp
CC
=
=
[ ]
);(66,1271
14,3
25
275.5,011875.5,011875,31.25,0
2
2
mm=











11
==
x
nZ
< [i] =20(1/s) theo (B5.9) tr.85[TL1]
c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền:
Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta co:
s =
vtd
FFFK
Q
++
0
.

Q: tải trọng phá hỏng (N);
Theo (b5.2) tr.78[TL1]:
Q =177 kN=177000N ; q=7,3kg; K
đ
=1,2 do T
mm
/T
1
=1,5;
F
t
: lực vòng
F
t
=1000.P/v; ( với v=

v
:lực căng do lực li tâm sinh ra
F
v
= q.v
2
: lực căng do lực li tâm sinh ra
=7,3.0,761
2
=4,23 (N)
=> s =
88,22
23,461,18186,6292.2,1
177000
=
++
>8,5=[s] (theo bảng5.10tr.86[TL1])
Vậy xích đủ bền.
d/ Đường kính đĩa xích
Theo CT 5.17 tr.86 [TL1] &bảng 13.4 [TL2]
d
1
=p/sin(
1
/ Z
π
) = 31,75/sin(
25/
π
) = 253,32 mm;

l
’
+0,05 =9,62; d
l
’
=19,05 mm (theo bảng 5.2)
e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện
σ
H1
=
≤
+
d
vddtr
KA
EFKFK
.
) (
.47,0
[σ
H
]
[σ
H
] :ứng suất tiếp xúc cho phép
K
r
=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng
trang 87)

6,458
7,1.446
10.1,2).07,43,1.86,6292.(42,0
.47,0
5
=
+
MPa < 600 (MPa)
Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng sứât cho phép [σ]=600MPa. Vậy dùng
xích 2 dãy đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích .
Đĩa 2: σ
H2
< σ
H1
< 600 (MPa) => cũng thoả mãn.
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
9
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
f/Xác định lực tác dụng lên trục:
F
r
=K
x
.F
t
=1,05.6292,86= 6607,50 (N);
(do K
x
=1,05 với bộ truyền nghiêng 1 góc 40
0

-3
.(P
1
.u.n
1
2
)
1/3
=8,8.10
-3
.(6,059.17.2935
2
)
1/3
=8,46> 5m/s
(do n
1
=2935 v/ph; T
2
=272644 (Nmm) theo mục I)
-Trục vít làm bằng thép C chất lượng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45).
-Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với v
sb
>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít
(Mác ÁpOệệ 5-5-5)
-Theo bảng 7.1 với ÁpOệệ 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại:
σ
b
=200-250 (MPa ), σ
ch

N
;
Với N
HE
:số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:
N
HE
= 60.
∑








ii
Max
i
tn
T
T

2
4
2
2
= 60.
∑

Vậy K
KL
=
8
6
7
10.14,148
10
=0,714;
=>[σ
H
] =216.0,714 = 154,22 (MPa);
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
10
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
+/ứng suất uốn cho phép:
[ σ
F
] = [σ
F0
].K
FL
;
[σ
F0
] :ứng suất uốn cho phép ứng với 10
6
chu kỳ do bộ truyền quay
một chiều nên
[σ

ii
Max
i
tn
T
T

2
9
2
2
=60.
∑
∑∑








i
i
i
Max
i
i
t
t

=4σ
ch
=4.90 =360 (MPa);
[σ
F
]
max
=0,8σ
ch
=0,8.90 =72 (MPa);
b/ Tính toán truyền dộng trục vít về độ bền
+/Các thông số cơ bản của bộ truyền
- Khoảng cách trục:
a
W
= (Z
2
+q)
3
2
2
2
.
.
].[
170
q
KT
Z
H

W
=(34+12,5)
3
2
5,12
1,1.272644
.
22,154.34
170






=136,36(mm);
chọn a
W
=135 mm;
- Mô đun dọc của trục vít
m =2.a
W
/(Z
2
+q) = 2.135/(34+12,5) = 5,8.
Chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]);
- Tính lại khoảng cách trục :
a
w
= m(Z

H
W
.
.
170
2
3
2
2








+
≤
[σ
H
] theo (7.19)
- Tính lại vận tốc trượt
v
s
=
W
1W1
60000.cos
.n.d

η = 0,95.
( )
ϕγ
γ
+
W
W
tg
tg
= 0,95.
( )
98,043,9
43,9
+tg
tg
= 0,86 ( Theo bảng 7.4
tr.152[TL1] ,với v
s
=11,81 (m/s) -> góc ma sát: ϕ = 0,90
0
)
K
H
: hệ số tải trọng
K
H
= K
H
β
. K

T
T
Z
2
2
3
2
1.
θ
T
2m
=∑T
2i
.t
i
n
2i
/∑t
i
.n
2i

= T
2Max
(1.5/8+0,7.3/8) = 0,8875 T
2Max
K
H
β
= 1+

34
170
3






+
=140,78(MPa) <154,22(MPa) = [σ
H
]
Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít ;
+/ Kiểm nghiện răng bánh vít về bền uốn:
ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện:
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
12
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
σ
F
= 1,4.
≤
n
FF
mdb
KYT22

a1
= 92 mm
d
a2
= m(Z
2
+2+2x) = 6,3.(34+2-2.0,23)= 223,90 (mm). Lấy d
a2
= 225 mm
d
f1
= m(q-2,4)=6,3.(12,5-2,4) = 62,23 (mm). Lấy d
f1
= 62 mm
d
f2
= m(Z
2
-2,4+2x)=6,3.(34-2,4-2.0,23) = 194,18 (mm). Lấy d
f2
= 195 mm
K
F
:hệ số tải trọng.
K
F
= K
F
β
. K

Y
F
=1,63 theo bảng 7.8 với Z
v
=Z
2
/cos
3
γ =34/cos
3
9,43=35,22 ;
=> σ
F
= 1,4.
21,6.2,214.65
103,1.63,1.272644
=7,94 < [σ
F
]=39,04(MPa);
+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 140,78.
5,1
=172,42 <[σ

AK
P
t
≤
[t
d
];
t
o
:nhiệt độ môi trường xung quanh;
η=0,86 (hiệu suất bộ truyền );
P
1
= 6,059 kW (công suất trên trục vít)
K
t
=8 17,5W/(m
2

0
C) :hệ số toả nhiệt chọn
K
t
=15 W /m
2

0
C ;
ψ=0,25 0,3 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp
xuống bệ máy

) = 504600 mm
2
=0,5046m
2
;
Vậy t
d
=25 +
13,1)27,01.(5046,0.15
059,6).86,01.(1000
+
−
=103,1
0
>[t
d
].
Chưa thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn.
- Diện tích thoát nhiệt cần thiết:
A>
)]([].3,0)1(7,0[
).1.(1000
1
totdKtqKt
P
−+Ψ+
−
β
η
K

=340(MPa);
+/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ
nhưng có HB =170 σ
b
=600(MPa) σ
ch
=340(MPa)
b/ứng suất cho phép
+/ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
H
] =σ
0
Hlim
.K
HL
/S
H
;
Với σ
0
Hlim
: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;
S
H
:hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc;
σ
0
Hlim
=2HB+70; S

=30.HB
HB
2,4
=30.185
2,4
=8,3.10
6
;
N
HE
:chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
N
HE
= 60.c.
∑






ii
i
tn
T
T

max
3
= =60.c.

nên
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
14
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
K
HL1
=1;
=>[σ
H1
] = 440.1/1,1=400(MPa);
- Tương tự bánh răng 2:
σ
0
H12 lim
=2.170+70=410(MPa);
N
H0
=30.HB
HB
2,4
=30.170
2,4
=6,8.10
6
N
HE
= 60.c.
∑



t
n
T
T

max
3
= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,7
3
.3/8)
=5,20. 10
7
> N
H0
nên K
HE1
=1;
=>[σ
H2
] = 410.1/1,1=372,72(MPa);
Do là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ
H
] =
[ ] [ ]
2
21 HH
σσ
+
=

=1,8HB; S
F
=1,75; (theo bảng 6.2)
K
FC
:hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
K
FC
= 1 (do tải trọng 1 chiều)
Bánh răng 1:
σ
0
F1 lim
=1,8.185=351(MPa);
K
FL1
=
F
m
FE
FO
N
N
;
m
F
:bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn
m
F
=6 do HB <350;

∑






i
i
i
i
t
t
n
T
T

max
6
= 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,7
6
.3/8)
= 13,86.10
7
> N
F0
nên K
FL1
=1;
=>[σ

max
6

= 60.c.
∑
i
t
.
∑
∑






i
i
i
i
t
t
n
T
T

max
6
= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,7
6

]
max
=[σ
F2
]
max
= 2,8.σ
ch
= 0,8.340 = 272(MPa);

c/Tính toán bộ truyền
+/ Xác định thông số cơ bản
a
w
=K
a
(u+1)
[ ]
3
2
1

.
baH
H
u
KT
Ψ
σ
β

=43(3+1)
3
2
25,0.3.37,386
037,1.272644
= 234,22 mm; chọn a
W
=240 mm
+/Xác định các thông số ăn khớp:
m =(0,01- 0,02)a
W
=2,4- 4,8 mm; chọn m =3 theo tiêu chuẩn
Chọn sơ bộ β=15
0
(0
0
<β<20
0
=> Z
1
=
mu
a
W
)1(
cos 2
+
β
=
3).31(

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:
σ
H
=Z
M
. Z
H
. Z
ε
.
≤
+
2
1
1

)1.( 2
WW
H
dub
uKT
[σ
H
];
Z
M
= 274MPa
1/3
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh
răng ăn khớp (theo bảng6.5);

Z
)].cosβ
= [1,88 – 3,2(
39
1
+
117
1
)].cos12,84
0
=1,73)
b
w1
= 0,25a
w
=0,25.240 = 60 mm;
d
w1
=2.a
w
/(u+1) =2.240/(3+1) =120 mm;
K
H
:hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
. K

.n
1
/60000 = 1,08 (m/s) theo bảng 6.14)
K
HV
:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
HV
=1,01(theo bảng p2.3 ).
=>K
H
=1,172.
=> σ
H
= 274.1,724.0,76.
2
120.3.60
)13.(172,1.272644.2 +
= 356,53MPa .
- Tính chính xác [σ
H
]’= [σ
H
]Z
R
Z
V
K
xH
= [σ

Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
17
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
σ
F1
=
≤
mdb
YYYKT
WW
FF

2
1
11
βε
[σ
F1
]
m=3
b
w
=60 mm
d
w1
= 120mm
=> d
w2
=u.d
w1

/140 = 0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
Y
F1
,Y
F2
:hệ số dạng răng của bánh 1 và 2
Y
F1
= 3,69 (do Z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
03
84,12cos
39
= 42,07)
Y
F2
= 3,60 ( do Z
v2
= 126,23) theo b6.18
K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn;
K

F1
.Y
F2
/Y
F1
= 72,91 < 185,14(MPa);
Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn;
+/Kiểm nghiệm độ quá tải
σ
Hmax
= σ
H
.
qt
K
= 356,53 .
5,1
=436,66<[σ
H
]
max
=952(MPa);
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 74,73.1,5 =113,0< [σ
F1

β=12,84
0
Hệ số dịch chỉnh x=- 0,23 x
1
= 0; x
2
= 0
Số răng Z
1
/Z
2
=2/34 Z
1
/Z
2
=39/117
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
18
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Đường kính vòng chia(mm) d
1
/d
2
= 78,75 /214,2 d
1
/d
2
=120/360
Đường kính đỉnh răng (mm) d
a1

5
lấy b
1
= 85(bảng 7.10)II.4/ Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc.
Để thoả mãn điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc
a
wtv
+d
f1tv
/2<d
f2br
/2
Với a
wtv
=145 mm d
f1tv
=62 mm d
f2br
=352,5mm
⇒a
wtv
+d
f1tv
/2 =145+62/2=176< d
f2br
/2=352,5/2=176,25mm
Vậy hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn.

= 18,73mm
Theo bảng ( P1.4) đường kính trục động cơ d
đc
=38 mm
d
1sb
≥
(0,8 1,2)d
đc
.
Quy chuẩn d
1sb
= 30 mm
+/Với trục 2 là trục trung gian có khoảng cách giữa các gối đỡ lớn nên ta chọn
[τ
II
] = 15 MPa
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
19
l
l
11
13
12
l
2
b
o
o
b

3
] = 20 MPa
d
3sb

[ ]
3
3
3
.2,0
τ
T
≥
d
3sb

3
20.2,0
795031
≥
= 58,37 mm
Quy chuẩn d
3sb
= 60 mm
c/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+/Từ đường kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:
b
01
= 21 mm b
02

k
1
=8 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay
k
2
=10: Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp
k
3
=12: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
h
n
=15 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
+/Trục 1:
l
12
= -l
c12
= -[ 0,5 ( l
m12
+ b
01
) + k
3
+ h
n
]
Với d
1sb
= 35mm

m22
l
l
c33
l
31
n
h
3
k
l
m35
l
m34
33
l
32
l
l
22
l
23
l
21
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
l
11
=(0,9 1)d
aM2
Với d

≥60 mm
l
23
= l
22
+0,5(l
m22
+l
m23
) +k
1
= 60+0,5(60+65) + 8=120,5 mm , chọn l
23
≥120 mm
l
21
= l
23
+0,5(l
m23
+b
02
) +k
1
+k
2
=
=120+0,5.(45+21)+8+10 =171 mm , chọn l
21
≥170mm

a
1
3
S¬ ®å ®Æt lùc lªn c¸c bé truyÒn
Ft13
Fr13
Fy
F
r
3
2
F
r
2
3
Fa22
F
t
2
2
Fr22
Ft32
Ft23
Fa23
F
a
3
2
F
x

=F
t3
= 2.T
2
/d
w3
=2.272644/120=4640 N
Với T
2
=272644 Nmm : Là mô men xoắn trên trục bánh 1 trên trục2
d
w3
=117,5 mm : Là đường kính vòng lăn bánh 1 trên trục 2
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
22
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
F
r4
=F
r3
=F
t3
.tgα
tw
/cosβ =4640.tg20,56/cos14,02=1794 N.
Do α
tw
= α
t
=arctg(tg20/cosβ) =20,56

D =125 mm D
o
=90 mm D
3
=28 mm
- Tính lực tác dụng lên khớp nối :
F
tk
=2.T
1
/D
o
=2.19715/90=438(N).
F
rk
=0,25.F
tk
=109(N)
e/ Xác định lực trên các gối đỡ:
+/Trên trục 1:
Với số liệu như sau: D
0
= 90 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của
khớp nối
d =36 là đường kính sơ bộ của trục trục vít .
Lực trên khớp nối F
rk
=109 N có chiều ngược chiều F
t1
làm tăng ứng

1
= 0
=> Y
1
= (l
13
F
r1
+ F
a1
.d
1
/2 )/ l
11
=

(105.939+2580.75,85/2)/210

=

936(N)
=> Y
0
= 3 N.
- Trên mặt phẳng x0z:
∑X=X
0
+X
1
-F

11
= (85.109+105.470)/210=279N
=> X
0
= 470 – 109 – 279 = 82N
Nguyễn Tuấn Khoa – Cơ Điện Tử 2-K49
23
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn
T
1
=19715 Nmm
Do đó ta có biểu đồ mômen (đơn vị Nmm) và kết cấu trục :
*/Tính chính xác đường kính trục 1:
Với thép 45 có σ
b

≥
600MPa ,d
sb1
=36 thì [σ]=60 N.mm
-Tại mặt cắt 0: d
10
=
[ ]
mm
M
td
8,14
60.1,0

0
1
F
rk
F
a1
F
t1
F
r1
420
98175
9265
29320
19715
Ø30 k6
Ø35 k6
42
42
Ø35k6
Bộ môn cơ sở thiết kế máy và Robot Đồ án Chi tiết máy
Trong đó M
td0
=
)(1942619715.75,09265.75,0
222
0
2
NTM
y

22
3
NmmTMMM
yxtd
=++=++=
d
13
=
[ ]
9,25
60.1,0
104383
.1,0
3
3
3
==
σ
td
M
mm
Xuất phát từ độ bền ,tính lắp ghép và tính công nghệ ta chọn đường kính trên các
đoạn trục như sau:
d
10
= d
11
=35 mm d
13
= 37 mm d

0
+Y
1
-F
r2
-F
t3
=0
∑m
x
= - l
11
.Y
1
+ l
22
.F
r2
+ d
2
.F
a2
/2+l
23.
.F
t3
=0
=> Y
1
= (l

=l
11
.X
1
+l
22
.F
t2
-d
3
.F
a3
/2+l
23
.F
r3
=0
X
1
=- (l
22
.F
t2
-d
3
.F
a3
/2+l
23
.F