ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
ĐỀ TÀI
Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp
nhanh phân đôi
Giáo viên hướng dẫn :
Họ tên sinh viên :
MỤC LỤC
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 1 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI
TỈ SỐ TRUYỀN 2
I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2
II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4
PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4
PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8
II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8
II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17
A. THIẾT KẾ TRỤC 17
B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29
PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32
PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37
PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN
VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38
PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP
TRONG MỐI GHÉP 43

Đà Nẵng, ngày tháng năm 2008
Sinh viên thực hiện
Phan Thế Đức
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 3 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ.
Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:
- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép.
- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn.
- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ
tải khi mới khởi động.
- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều .
Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:
Các số liệu đã cho:
- Tải trọng P = 3525N
- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s.
- Đường kính tang D = 675 mm
Nếu gọi: N
lv
_ là công suất làm việc của băng tải

η
_ là hiệu suất truyền dộng.
Trong đó: N
lv
=

4
4
3
3
21
==
ηηηηη
⇒
7764,4
8856,0.1000
2,1.3525
==
lv
N
Kw
Công suất cần thiết N
o
=
==
8856,0
7764,4
η
lv
N
5,3934Kw
Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức N
đm
> N
o
. Trong tiêu

qt
.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 4 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc.
II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.
II-1 Tỷ số truyền.
Tý số truyền động chung: i = n
đm
/n
t
Trong đó n
t
là số vòng quay của tang dẫn động.
1000.60
t
t
Dn
V
π
=
m/s (1.2)
⇒ n
t
=
34
675
1000.60.2,1

n
tỷ số truyền cấp nhanh
i
c
tỷ số truyền cấp chậm.
Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước,
chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong
hộp giảm tốc (quan hệ giữa i
n
và i
t
) theo nguyên tắc:
- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất
- Điều kiện bôi trơn tốt nhất
Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các
bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức
là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R
2
≈ R
4
), chọn i
n
=1,2i
c
. Chọn: i
x
=4 ;
⇒ i
ng
= i

3.2
2
3
2
2
43
===
===
===
ηη
ηη
ηη
II.3. Tính số vòng quay của mỗi trục.
n
1
= n
đc
= 1450(vòng/phút).

405
576,3
1450
1
2
===
n
i
n
n
(vòng/phút)

)(048,35522
1450
3934,51055,9
1055,9
6
3
6
6
2
6
6
1
6
6
6
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N
M
Nmm
n
N

Bảng hệ thống các số liệu tính được:
Trục
T.số
Trục động
cơ
I II III
I I
nh
=3,576 I
ch
=2,98 4
n(v/p) 1450 1450 405 136
N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
( BỘ TRUYỀN XÍCH).
Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử dụng rộng rãi trong máy
công cụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển.
Xích là một chuổi các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền
chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị
động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích.
Ưu nhược điểm của bộ truyền xích.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 6 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
Ưu điểm :
+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số
truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn
8m.
+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác

Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong
đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.
Theo đầu bài v
t
=1,2<10
÷
15(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có giá
thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng.
2)Tính số răng của đĩa xích.
Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng
va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn.
Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng đĩa nhỏ
Z
1
=23, số răng đĩa xích lớn Z
2
=4.23 = 92
3)Định bước xích t:
Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn
thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng
tăng nhất là khi vận tốc cao.
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề
và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới
hạn.
Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng.
k=k
đ
.k
A
.k

-H s xột n cỏch b trớ b truyn.
Chn ng tõm ni hai a xớch lm vi ng ngang mt gúc nh hn mt gúc
60
o
nờn ta chn k
o
=1.
k
c
-H s xột n kh nng iu chnh lc cng xớch.
Trc khụng iu chnh c cng khụng cú a hoc con ln cng xớch ta chn
k
c
=1,25.
k
b
-h s xột n iu kin bụi trn .Chn iu kiin bụi trn liờn tc(xớch
nhỳng trong du hoc phun liờn tc) ta chn k
b
=0,8.
k
c
-H s xột n ch lm vic ca b truyn, ta chn lm vic 2ca nờn
k
c
=1,25
Thay s vo ta cú k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25
Cụng sut tớnh toỏn ca b truyn xớch.
N
t

n
=
136
200
=1,47. Tra theo bng 6-4 vi n
01
=200
p
v
Thay vo cụng thc ta cú.
N
t
=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw).
N
t
=8,39<11,4=[N
t
] nờn ta chn bc xớch t=25,4(mm) , tra theo bng (6-1)
ta cú d
c
=7,95(mm),chiu di ng B=24,13(mm) Din tớch bn l F=
179,7(mm
2
),khi lng mt một xớch
q =2,57(kg).
S vũng quay gii hn ca a dn n
gh
=1020(vũng/phỳt) .
S dóy xớch con ln c xỏc nh theo iu kin.
x

A=40.t=40.25,4=1016(mm).
Vi Z
1
=23(rng), Z
2
=92(rng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay s vo ta cú.
Sinh vión: Phan Th c. Lồùp:06C
4
B Trang: - 8 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
X=
4,25
1016.2
+
2
9223 +
+(
1415,3.2
2392−
)
2
.
1016
4,25
= 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép ta
lấy X=140.
Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.
u=
X
nZ



+
−+
+
−=
2
12
2
2121
2
ZZ
8
2
ZZ
X
2
ZZ
X
4
t
A

16,1009
14,3.2
2392
8
2
9223
140

+
−+
+
−=
(mm)
Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá, giảm
khoảng cách trục một khoảng : ∆A = 0,003A=3,027 mm
Cuối cùng là lấy A = 1009,16-3,027=1006(mm)
5. Tính đường kính của đĩa xích :
− Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :
)(5,186
23
180
4,25
180
1
1
mm
Sin
Z
Sin
t
d
oo
c
===
− Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :
)(744
92
180

t
= 1,15.
N-công suất trục dẫn
t-Bước xích.
n-Số vòng quay của dẫn.
Z-số răng của đĩa dẫn
)(635,4342
136.4,25.23
0004,5.15,1.10.6

10.6
.
7
7
N
ntZ
Nk
PkR
t
t
===≈
Các thông số tính được.
+ Số răng đĩa xích.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 9 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
Đĩa dẫn Z
1
=23(răng).

h s chiu rng rng sao cho cn thoó món b
ch
2b
nh
- Bỏnh rng cp chm l bỏnh rng tr rng thng; n khp khụng tt, cú va p,
vỡ vy khi thit k ta tớnh theo cp bỏnh rng dch chnh.
III.1.1.Chn vt liu lm bỏnh rng.
_ Bỏnh rng nh: chn thộp 45, thng hoỏ cú:

k1
= 600 N/mm
2
;
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phụi ỳc, gi thit ng kớnh phụi (60ữ90) mm.
_Bỏnh rng ln: chn thộp 35 thng húa cú:

b
=500 N/mm
2
;
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phụi rốn, gi thit ng kớnh phụi (100ữ300) mm.
III.1.2.nh ng sut tip xỳc v ng sut un cho phộp:

t1
=60.1.6,5.330.16.1450.[1
3
.4/8 + (0,5)
3
.4/8]= 167,95.10
7
> N
o
vi N
0
_ s chu k c s ca ng cong mi tip xỳc.
Thng N
0
=10
7
.
Nh vy s chu k lm vic tng ng ca bỏnh ln:
N
t2
= N
t1
/i
n
= 167,95.10
7
/ 3,576= 46,97.10
7
> N
o

= 60 u (M
i
/M
max
)
m
n
i
.T
i
(3.2)
Cỏc thụng s nh trờn.
m_ bc ca ng cong mi un. i vi thộp thng hoỏ m= 6.
Vy s chu k tng ng ca bỏnh ln l:
N
t2
= 60.1.6,5.16.330.405.[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 42,3.10
7
N
t1
= 3,576.42,3.10
7
= 151,3.10
7
.
C N

k
= 0,43.600=258 N/mm
2
.
Gii hn mi un ca thộp 35:
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm
2
.
H s an ton: n = 1,5.
H s tp trung ng sut chõn rng: k


= 1,8.
Bỏnh nh: []
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bỏnh ln: []
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2
.









+
(3.4)


-h s phn ỏnh s tng kh nng ti tớnh theo sc bn tip xỳc ca bỏnh rng
nghiờng so vi bỏnh rng thng. Chn

= 1,2.
k_ h s ti trng
n
2
=405(v/p)

tx2
=442N/mm
2
mmA 66,132
405.2,1.3,0
3664,5.5,1
.
576,3.442
10.05,1

)1(1000.60
2
11
=
+
=
+
=
π
π
(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9.
III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
- hệ số tập trung tải trọng
k
đ
- hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = ψ
A
.A = 0,3. 135 = 40,5 mm.
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
mm

Giả sử:
β
>
sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,015.1,4=1,421
k
sơbộ
=1.5. Vậy sai số ε
k
=
%5%5,5
421,1
421,15,1
>=
−
Như vậy lấy chính xác A = A
sơbộ
.
133
5,1

1
=
+
=
+
=
o
n
im
A
Z
β
. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 28.3,576 = 100
Tính chính xác góc nghiêng β:
cosβ =
984,0
130.2
2.128
.2
.
==
A
mZ
nt

P'
1
P
a1
P
r
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: Z
tđ
=Z/cos
3
β.(3.11)
Bánh nhỏ: Z
tđ1
=28/(0,984)
3
=29
Bánh lớn: Z
tđ2
=100/(0,984)
3
= 105
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
y
1
= 0,451
y
2
= 0,517

u1
=143,3 N/mm
2
Đối với bánh răng lớn:
σ
u2
= σ
u1
.y
1
/y
2
(3.13)
⇒σ
u2
= 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm
2
< [σ]
u2
= 119,4 N/mm
2
.
III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
Τính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]
txqt
=2,5[σ]
Notx.
(3.14)
Bánh nhỏ: [σ]
txqt1

Nki
iA
.
.'.
)1(
.
10.05,1
3
6
θ
σ
+
=
(3.16) ; k
qt
=1,4.
⇒
2
36
1
/2754,1
1450.40.2,1
3664,5.5,1.576,4
576,3.133
10.05,1
mmN
txqt
==
σ
⇒σ

2
< [σ]
uqt1
Bánh lớn: σ
uqt2
= 30,51.1,4 = 42,7 N/mm
2
< [σ]
uqt2.
III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun pháp: m
n
= 2mm
Số răng: Z
1
= 28 ; Z
2
= 100
Góc ăn khớp: α
n
= 20
o
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 14 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
Góc nghiêng: β = 10
o
3
/

c2
= 2.100/ cos10
o
3
/
= 203mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e1
= d
c1
+ 2.m
n

⇒ d
e1
= 57+2.2=61 mm.
⇒ d
e2
= 203+ 2.2 = 207 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1
= d
c1
- 2.m
n
-2.c
⇒ d
i1
= 57-4-1=52 mm.
d

n
4,458
310cos
20.15,1240
cos
.
Pr
/
0
===
β
α
(3.19)
Lực dọc trục: Pa = P.tgβ = 1240,15.tg10
/
3
o
= 219,79N.
III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:
III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:
σ
bk3
= 600 N/mm
2
; σ
ch3
= 300 N/mm
2
; HB = 200. σ

i
.T
i
(3.20)
Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ:
N
tđ3
= N
tđ2
= 46,97.10
7
> N
o
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 15 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
N
tđ4
= N
tđ2
/i
c
=46,97.10
7
/2,98=15,76.10
7
> N
o

tđ4
= N
tđ3
/i
c
= 42,3.10
7
/2,98=14,19.10
7
Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o
=5.10
6
do đó k’’
N
= 1.
Theo công thức (3.3)
[σ]
u
=
σ
−
σ
k.n
k.5,1
''

= 125 N/mm
2
.
III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng
III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng.
Vận tốc thấp. Mà theo công thức
n
N
M
x
.10.55,9
6
=
(3.21).
Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh.
Chọn ψ
A
= b/A = 0,4
III.2.5.Xác định khoảng cách trục:
3
4
2
4
6
.
.
.
.][

mmA =








+≥
Lấy A = 178mm.
Chiều rộng bánh răng: b
3
= ψ
A
.A = 0,4.178= 71mm.
III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:
sm
i
nA
v
c
II
/9,1
)198,2.(1000.60
405.178 2
)1(1000.60
2
=

⇒ ψ
d
= b/d
1
= 0,8.
Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,05.
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng
+ 1)/2 = 1,025
Giả sử:
n
mb 5,2>
theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,2.
⇒ k = k
tt
.k
đ
=1,23.
⇒ ε
k
=
%5%95,21
23,1
23,15,1

28
98,3.3
167.2
)1(
2
3
==
+
=
im
A
Z
.(3 24)
Số răng bánh lớn:
Z
4
= Z
3
.i = 2,98.28 = 83
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
Bánh nhỏ b
3
= 67mm >
5,73.5,2.5,2 ==m
Chọn bánh lớn b
4
=67mm
• Hệ số thay đổi khoảng cách trục A:

m

t
=a+ψ_hệ số dịch dao tổng (3.26)
⇒ ξ
t
=0,17+0,002=0,172
⇒ ξ
1
=
( )






−
−
−
ψξξ
t
t
t
Z
ZZ
12
5,0
(3.27)
= 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044
⇒ ξ
2

=0,044; ξ
2
=0,128.
Vậy y
1
=0,451;y
2
=0,511
Đối với bánh răng lớn:

2
2
6
34
2
1
6
2
/27,38
67.136.83.3.451,0
0004,5.23,1.10.1,19

10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
u
===
σ
< [σ]

= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]
uqt
= 0,8.σ
ch.
Bánh nhỏ: [σ]
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc: k
qt
= 1,4.
( )
qtqttxtxqt
k
nb
Nki
iA
k .
.
1
.

txqt
=
+
=
σ
σ
txqt1
< 1300 N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
Tương tự σ
txqt2
=509N/mm
2
<1105N/mm
2
⇒ thỏa mãn.
Kiểm tra sức bền uốn : σ
uqt
= k
qt.
σ
u
.(3.30)
Bánh nhỏ: σ
uqt1
= 43,36.1,4 = 60,7 N/mm
2
< [σ]
uqt1

4
=67
chiều cao răng h=2,25m-ψ.m=(2,25-0,002).3=6,7mm
Đường kính vòng chia: d
3
= m.Z
1
= 3.28=84mm
d
4
= m.Z
2
= 3.83=249mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e3
=(Z
1
+ 2+ 2ξ
1
- 2ψ).m (3.31)
= (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 18 -
P
r1
P
r2
P
2

d
Mx
P
.2
=
(3.35)
viM
x3
=
2
3
6
.10.55,9
n
N
=
Nmm120922
405
1281,5.10.55,9
6
=
suy ra P=2.120922/84=2879N
P
2
=P
1
=2879N
Lc hng tõm: P
r
=P.tg=2879.tg20

Trong ú C l h s tớnh toỏn ph thuc ng sut xon cho phộp i vi u
trc vo v trc truyn chung. Ly C = 120
i vi trc I: N
I
= 5,3664 Kw
n
I
= 1450 vũng/phỳt

mmd
I
56,18
1450
3664,5
120
3
=
Chn d
1
=20mm
i vi trc II: N
II
= 5,1281 Kw
n
II
= 405vũng/phỳt

mmd
II
97,27

Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số d
I
, d
II
, d
II
ta có thể
lấy trị số d
II
= 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 13mm_
là loại ổ trung bình
IV.A.3.Tính gần đúng trục:
Trình tự :
Định kích thước dài của trục
Dựa vào các số liệu:
- khoảng cách trục A
- chiều rộng bánh răng b
- chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ và các phần tử khác chọn theo kinh nghiệm.
Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. Dựa vào sức bền ta tính được mômen uốn
và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết
bền 4, ta tính được đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm. Từ đó vẽ được kết
cấu trục.
* Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau:
Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm
Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm
Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l
2
= 8 mm
Chiểu rộng ổ: B = 13 mm
Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d

3
+l
4
+l
5
⇒ L
1
=2(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mm
Trục II:
L
2
= 2(l
2
+B+a+b
2
+1)+ 2c+ b
3

= 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mm
Trục III:
L
3
= L
2
+l
3
+l
4
+l
5

r2
P
3
P
4
P
r4
P
a1
P
r1
P
a2
P
2
P
r2
P
r3
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục:
IV.A.6.Trục I :
6.1.Các số liệu ban đầu:
Chiều dài trục: L
1
=300mm; d
1
= 57mm
K
1

A
9758
37098
M
x1
P
1
Y
D
P
r1
45307
M
x1
P
1
P
a1
P
a1
91055
9758
Z
D
70615
93784
M
x
R
d

Y
A
+Y
D
=2P
r1
- R
x
=2.458,4-4342,635=-3246 N
Y
A
(2K
1
+K
2
)=P
r1
(2K
1
+K
2
)+R
x
.K
3
⇒
Y
A
= P
r1

2
)= P
1
(2K
1
+K
2
)
⇒
Z
A
=Z
D
= P
1
=1240,15 N
Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm:
Ở tiết diện D:
M
u(D)
= 236673,6 Nmm.
M
x(D)
= 35344,220 Nmm
Ở tiết diện C:
2 2
( )u C uy uz
M M M= +
(4.2)
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C

mm
][1,0
M
d
3
tõ


(4.3)
vi []_lng sut cho phộp ly bng 50N/mm
2
2 2
0,75.
tõ u x
M M M= +
(4.4)
tit din D:
M
t
=
Nmm7,23864422,35344.75,06,236673
22
=+

d
D
36
50.1,0
7,238644
3

=40mm thoó món k (4.3)
6.2.Tớnh chớnh xỏc trc I:
Kim tra an ton cho trc cỏc tit din nguy him theo h s an ton:
)5,25,1(]n[
nn
n.n
n
22
ữ=
+
=


(4.5).
Trong ú: n

_h s an ton ch xột riờng ng sut phỏp:
1
. .
.
a m
n
k








4
B Trang: - 24 -
ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY
có thể lấy:
σ
-1
= 0,45. σ
b
= 0,45.600=270N/mm
2
τ
-1
= 0,25.τ
b
= 0,25.600 =150N/mm
2

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:
σ
a
= σ
max
= -σ
min
= M
u
/W với σ
m
= 0.(4.8)
ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

σ
=0,1vàψ
τ
=0.05
β_hệ số tăng bền bề mặt trục; β=1.
*Ta xét ở tiết diện C: M
u
= 252495 Nmm
d = 40mm
Tra bảng 7-3b ta có: W = 5510mm
3
W
o
= 11790mm
3
⇒ σ
a
= 252495/5510 = 45,82 N/mm
2
.(theo ct4.8)
Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động:
τ
a
= τ
m
=
2
0
max
/5,1


27,2
82,45.1.6,2
270
.
.
1
===
−
a
k
n
σ
βε
σ
σ
σ
σ
Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp:

75,49
5,1)05,096,1(
150

.
1
=
+
=
+

σ σ τ σ
= + ≤
(4.11)
Với
[ ]
σ
=0.8. σ
ch
=0,8.300=240N/mm
2
.
Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C
4
B Trang: - 25 -