TRƯỜNG………………
KHOA…………… BÁO CÁO TỐT NGHIỆP

ĐỀ TÀI:
Thiết kế hệ thống
dẫn động xích tải
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

Đồ án chi tiết máy
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.


Tài liệu tham khảo

[1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí.
Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà Nội.

[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.



• Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ
• T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi
• t1 = 6 (h) 3. Hộp giảm tốc
• t2 = 9 (h) 4. Bộ truyền xích
• tck = 16 (h) 5. Xích tải
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.


=
875,0
1
= 1,143 (KW)
Trong đó:
Σ
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

= 1500(vòng/phút)
Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với P
yc
= 1,143 và n
đb
= 1500(vòng/phút)
⇒ 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)



Ta có :
21
.uuu
h
= = 18
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

69,19
1
= (Nmm)
9 Trục III: P
III
= 075,1
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
.

T
I
= 9,55. 10
6
.
8,7843
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
2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
:

9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:
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

;56070245.2702
1
0
1lim
MPaHB
H
=+=+=
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

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

S
K
H
HL
HH
509
1,1
1.560
.
1
0
1lim
1
===
σσ

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

H
4,495
2
8,481509
2
21
''
=
+
=
+
=
σ
σ
σ

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

= 4.10
6

Đồ án chi tiết máy
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

[]
MPa
chH
1260450.8,2.8,2
2
max
===
σ
σ

[]
MPa
chF
464580.8,0.8,0
1
max
1
===
σ
σ

[]
MPa
chF
360450.8,0.8,0
2
max
2
=
==

: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta
chọn
ba
ψ
= 0,4

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 ;

30=
β
866,0cos =⇒
β

Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1.
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


)8826.(5,1
.2
).(
==⇒=
+
=
+
=
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

α
α

Góc ăn khớp:
()
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
+=
2
21
.2
cos
.arccos
w
tw
a
m
ZZ
α
α
()
"25'3236
115.2
20cos5,1
.8826arccos

⇒ Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm

Số răng mỗi bánh răng: Z
1
= 26 ; Z
2
= 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(

)(3,15438,3.66,45.
12
mmudd
mww
=
=
=
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

21
=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
+−=
⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=

tgtgtg
ββαβ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 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

=
α
H
K 37,1
=
α
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

αβ
.
ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
MPa
dub
uKT
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

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:
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
=−=−=


Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.
Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được :
7,3
1
=
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


2
1
1
1
1
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

)(1260][)(5,4614,1.390.
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][)(1474,1.105.
max11max1
MPaMPaK
FqtFF
=
<
===
σ
σ
σ

Đồ án chi tiết máy
12
)(360][)(8,1424,1.102.
max22max2
MPaMPaK
FqtFF
=

ψσ
β
+=
trong đó :

ba
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

÷
0,02).90 = 0,9
÷
1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn
môđun pháp m=1,5.
Số răng bánh nhỏ
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.

z
z
u
m

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền
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

101
.5,1
)cos(
.
2
2
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 đáy răng :
)(75,245,1.5,25,28.5,2
11
mmmdd
f
=
−
=
−
=)(75,1475,1.5,25,151.5,2
22
mmmdd
f
=
−
=
−
=

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

⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
+−=
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


Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng
thẳng
1=
α
H
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

5,28.27.93,2
1
2

1
=+=
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

⇒
v
Z . Do đó
theo (6.1) và (6.1a)
[][]
MPaKZZ
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

101
1
101
cos
3
2
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=

1
=+=+=
αβ
υ
FFI
wwF
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


♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :Hệ số quá tải
4,1
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
=<===
σσσ2.2.Thiết kế bộ truyền xích: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

ct
n
n
n
kn

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

Tra bảng (5.5) ,[1], tập1, ta được bước xích p = 25,4mm
Khoảng cách trục a = 40. 25,4 = 1016mm
Theo công thức (5.12), [1],tập1, số mắt xích
x =
mm
a
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

1
.p.n
1
/60000 = 25.25,4.19,69/60000 = 0,2084 (m/s)
F
t
= 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
[
]

)
dvddtrH
kAEFKFk ./) (.47,0
1
+=
σ
()
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
=

=12 20(MPa) để chế tạo.

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


Đồ án chi tiết máy
18
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

nmkicki
hkbll +++=
30
)(5,0 =>
13c
l = 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(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
=
+
+
+

x13
= (0,2…0,3).2T
1
/D
0
= (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13). Lấy F
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


200
1
20
.550
cos
0
==
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


F
z22
= F
x22
.tg
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

12y12
11
111112y120
N
l
l
F
lFlFm
y
yyk
===⇒
=+−⇔=
∑)(100100200
00
111210
111012
NFFF
FFFF
yyy
yyyyk
=−=−=⇒
=−−⇔=
∑

Đồ án chi tiết máy
12111310
12111310
NFFFF
FFFFF
xxxx
xxxxxk
=+−−=+−−=⇒
=+−−−⇔=
∑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

2
.532
2
.
2222
222422
Nmm
dd
Fmm
ww
zyy
=====

Mô men xoắn
)(20030
2
66,45
.877
2
.
22
222422
Nmm
d
Fmm
w
xzz
====
=T
II

d
Fmm
w
xzz
====

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

0).( F0)(
31
343134323333x32
30
3431343130323333x321
=
+++
=
+++
=⇒
=+−+−−⇔=
∑

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


trang tiếp theo. Trên các biểu đồ này ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với thiết diện thứ j
của trục.
Mômen uốn tổng
22
kyjkxjkj
MMM += tại thiết diện j trên trục k :

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
9 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏiở đẩy trục III là trục chịu tải lớn nhất có mômen xoắn lớn , các trục khác không có yêu cầu gì
đặc biệt thì ta chỉ cần kiểm nghiệm độ bền mỏi ở các tiết diện nguy hiểm của trục III
Với thép 45 có :
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


Tiết diện của
trụcIII
0 1 2 3 4
aj
σ

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

K ; 54,1
=
τ
K
Theo bảng 10.10 [1] ta có bảng sau:

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

K
σ
và
dj
K
τTiết 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

22
/.
jjjjj
SSSSS
τστσ
+=
[
]
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.


34 40
812
×

5

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


τ
] = 40…60.
Vậy tất cả các mối ghép then đềuđảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.