Đồ án tốt nghiệp

Chi tiết máy
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


2

Mục Lục

Trang

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.


[2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy.
Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà nội 1994

[3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép.
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.


Số liệu cho trước:

1. Lực kéo xích tải : F = 4.000 (N)
2. Vận tốc xích tải : v = 0,25 (m/s)
3. Số răng đĩa xích tải : z = 30
4. Bước xích tải : p = 25,4 (mm)
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

η
: Hiệu suất tổng của bộ truyền.

Σ
η
=
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

⇒ Chọn động cơ DK41- 4; có P
đc
= 1,7 (KW) , n
đc
= 1420 (vòng/phút)
Hệ số quá tải K
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:
Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u
1
= 5,31 ; u
2
= 3,39
Trong đó: u
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)

93,0
1
2
==
ng
ct
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

1420
1663,1
=
(Nmm)
9 Trục động cơ: P
đc
=
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

Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn:
Bánh nhỏ
: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có MPaMPa
chb
580,850
11
=
=
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.

=+=+=
σ
.441245.8,18,1
1
0
1lim
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

3
max
= 60.1.
2
833
10.75,1
96
9
.5,0
96
6
.123000.
31,5
1420
HO
N〉=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+
+
+

1
2
=⇒
HL

1,1
1.560
.
1
0
1lim
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


8
1
2
=⇒
FL
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

===
σ
σ

[]
MPa
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 )

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 = 43.

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

3,26
)139,3.(5,1
866,0.115.2
)1(
cos 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

+
=
ββ
w
a
ZZm

♦ 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
=
⎥
⎦
⎤

= 88
Tỉ số truyền cấp chậm: u
m
= 3,38
Đường kính chia :
)(6,45
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 ===

=
Đường kính đỉnh răng :
)(6,485,1.26,45.2
11
mmmdd
a
=
+
=
+
=)(4,1575,1.24,154.2
22
mmmdd
a
=
+
=
+
=
Đường kính đáy răng :
)(85,415,1.5,26,45.5,2
11
mmmdd
f
=
−
=

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

Đồ án chi tiết máy



Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1
⇒
M
Z
= 274 MP
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

F
K
Tra bảng: (6.16) được g
0
= 73
(6.15) được
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


ZZZ
ww
HII
HMH
390
66,45.38,3.40
)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


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:
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

F
Y6,3
2
=
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

MPaMPa
mdb
YYYKT
F
ww
FFII
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

=> đã thoả mãn điều kiện tránh
biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
ứng suất uốn cực đại :
)(464][)(1474,1.105.
max11max1
MPaMPaK
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

ψ
: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn
ba
ψ
= 0,3 (theo
bảng 6.6 [1],tập1)

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 ;

02,19
)131,5.(5,1
90.2
)1(
.2
1
1
1
=
+
=
+
=
um
a
z
w
=> lấy
1
z
= 19.
Số răng bánh lớn

89,10019.31,5.
112
=== zuz
=> lấy
2
z
= 101.

Đồ án chi tiết máy
13
Góc prôfin gốc :
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

mm
z
md ===
β

Đường kính đỉnh răng

)(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

mmmdd
f
=
−
=
−
=)(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 :

⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=
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

K .
Đồ án chi tiết máy
14
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
;

αβ
υ
HHI
wwH
KKT
dbHệ 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

xHRvHH
71,4571.95,0.1.8,481
'
===
σσ

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

2
===
β
z
z
v

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

Fv
KKT
db
K
Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
433,1365,1.1.05,1
=
=
=
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

4,1
1
1
1
max
====
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.


2.2.1> Chọn loại xích
:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp
⇒ dùng xích con lăn.

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:

Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) có:
k = k
0
.k
a
.k
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

pZZ
ZZ
p
a
146
1016 4
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

= 1000P/v = 1000.1/0,2084 = 4798,5N
F
v
= q.v
2
= 5.0,2084
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 xích

()
MPa4,4647,1.306/10.1,2).63,02,1.5,4798.(42,0.47,0
5
=+=

Tương tự
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
3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục

)(84,14
12.2,0
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

Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn .

d(mm) 18 28 40
0
b (mm)
15 19 23

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)


34c
l = 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm)
Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:

)(4058)1935(5,0)(5,0
210223222
mmkkblll
m
=
+
+
+
=
+
++==
)(5,858)4035(5,040)(5,0
12322221223
mmklllll
mm
=
+
+
+
=
+
++==
)(131405,85.22
22233324
mmllll

x13
= 90N

Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III:
F
y34
= 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-

==
tg
tg
tw
β
α
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

β
= 877.tg31,24
0
= 532 N = F
z24
9 Trục III:
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
lFlFm
y
yyk
===⇒
=+−⇔=
∑)(100100200
00
111210
111012
NFFF
FFFF
yyy
yyyyk
=−=−=⇒
=−−⇔=
∑

Đồ án chi tiết máy
20

)(157
171
5,85.5505,223.90

=+−−=+−−=⇒
=+−−−⇔=
∑Mô men xoắn
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
=
−+
=
−
+

Nmm
dd
Fmm
ww
zyy
=====

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

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

)(247947795738760760
00
3430333231
3431333230
NFFFFF

+++
=
+++
=⇒
=+−+−−⇔=
∑

)(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


kj
M
(Nmm)
0 1 2 3 4
II 0 0 53107 59390 53107
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

b
σ
= 600MPa
MPa
b
6,261600.436,0436,0
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



37,9 0 22,2 11,43 0

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó :
Đồ án chi tiết máy
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

Các tiết diện nguy hiểm của trục
III
0 2
σ
ε
0,83 0,81
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
Tiết diện j của trục III 0 2
dj
K
σ

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

[
]
S≥Tiết diện j của trục III 0 2
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

9 Tính kiểm nghiệm độ bền của thenVới các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập
theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Kết quả tính toán trong bảng dưới đây(với l
t
= 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