Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Thiết kế thiết bị bảo dỡng sửa chữa ôtô
Kích nâng cơ khí
Chơng I mục đích thiết kế
Hiện nay số lợng ô tô sử dụng trong các ngành, các địa phơng của nớc ta
rất lớn và xu hớng ngày càng tăng do nhu cầu phát triển của nền kinh tế quốc dân.
Nh chúng ta đã biết, đất nớc ta cha thể sản xuất đợc ô tô một cách hoàn toàn, do
đó việc tận dụng xe cũ và xe hiện có để đáp ứng nhu cầu vận tải là rất cần thiết ,
nhng thực tế cho thấy: Hiệu quả sử dụng của các xe còn thấp vì số ô tô h hỏng
không hoạt động khá cao do vậy cần phải phát triển công nghệ sửa chữa, phục hồi
chi tiết để đáp ứng kịp thời nhu cầu cấp bách đó.
Quá trình bảo dỡng sửa chữa cần phải đợc trang bị những thiết bị chuyên
dùng nhằm nâng cao năng suất và giảm sức lao động. Yêu cầu của công tác bảo
dỡng - sửa chữa ô tô là phải thuận lợi về mọi phía (trên, dới, hai bên cạnh). Trong
đó có tới 45% công việc thực hiện từ phía dới.
Để thuận lợi cho công việc bảo dỡng gầm xe, nâng cao năng suất chất lợng
và an toàn lao động, ngời ta sử dụng các thiết bị cơ bản nh: hầm, cầu, thiết bị
nâng hạ.
Thiết bị nâng hạ là thiết bị cơ bản dùng để nâng ô tô lên khỏi mặt sàn khi
bảo dỡng sửa chữa. thiết bị nang hạ có nhiều loại: loại cố định loại di động, loại
sách tay, loại cơ khí, loại thuỷ lực, loại điều khiển bằng tay, loại điều khiển
điện
Trong phạm vi đề tài đợc giao Tôi trình bày quy trình thiết kế kích nâng
loại cơ khí với tải trọng nâng Q = 2,5 tấn.

Chơng II tính toán thiết kế
Đại học giao thông vận tải
Trang 63
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
2.1. nguyên lý cấu tạo và hoạt động của kích
2.1.1. Sơ đồ cấu tạo - nh hình vẽ

Trong đó:
1. Động cơ điện
2. Bộ truyền dai
3-7. Bộ truyền trục vít đai ốc
4. Bàn nâng Hình 2-1
5. Cần nâng
6. Bộ truyền đai
2.2.2. Nguyên lý hoạt động
Cầu giao điều khiển động cơ điện 1 quay thông qua bộ truyền đai 2 mô
men đợc truyền tới trục vít 3, trục vít chuyển động quay làm đai ốc chuyển động
tịnh tiến thực hiện quá trình nâng hay hạ tuỳ thuộc vào chiều quay của động cơ.
2.2. Chọn kết cấu và tính toán hệ khung
2.2.1. Các thông số cơ bản của của mặt cắt
- Chiều cao cột kích h = 2490 mm
- Bề rộng giữa hai cột kích B = 2500 mm
- Chiều dài Max của cần nâng l = 1200 mm
- Tải trọng nâng Q = 2500 kG
Vật liệu chế tạo là thép CT38 có các thông số sau:
Khối lợng riêng = 7800 kG/m
3

Đại học giao thông vận tải
Trang 64
2
1
3
4 5
7
6
B

h
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Giới hạn chảy
ch

= 3800kG/cm
2

Từ đó ta tính giới hạn uốn cho phép theo công thức:
[]
u
=
[ ]
đ
ch
K+5,1n

Trong đó: n - Hệ số an toàn - chọn n = 2,1
K
đ
- Hệ số tải trọng động K
đ
= 1,2
Suy ra:
ch
= 670 kG/cm
2
.
2.2.2. Tính toán bền cần nâng
Sơ đồ cấu tạo:

Hình 2-2
Cấu tạo cần nâng gồm 3 đoạn hình hộp chữ nhật, mặt cắt hình chữ nhật. đ-
ợc lồng váo nhau để thay đổi tầm với của cần
Mặt cắt có cấu tạo nh hình vẽ:

Biểu đồ mô men:
M
U-D
= P.l
ED
= 22.500 kGcm
M
U-C
= P.l
EC
= 52.500 kGcm
M
U-D
= P.l
EB
= 90.000 kGcm Hình 2-3
Trong đó: P là tải trọng tính toán trên một cần nâng.
P =
đ
K
4
Q
= 750kG
Kiểm nghiệm độ bền uốn tại các mặt cắt nguy hiểm:
Đại học giao thông vận tải

Trang 65
B
B
C
C
D
D
E
E
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
2.2.2.1. Mặt cắt D-D
Mặt cắt hình chữ nhật rỗng nh hình vẽ:
b = 90mm;
h = 70mm;
độ dày = 8mm Hình 2-4
- Diện tích mặt cắt F: = b.h - (b -2)(h - 2) = 23cm
2
- Mô men chống uốn: W
x
=
6
)2h)(2b(
6
h.b
22


Thay số ta co W
x
= 38cm

3
- ứng suất tại mặt cắt D-D:

D - D
=
2
x
UD
cm/kG592
38
00.225
W
M
==
< []
U
Vậy kết cấu đã chọn đủ điều kiện chịu lực.
2.2.2.2. Mặt cắt C - C
Mặt cắt hình chữ nhật rỗng nh hình vẽ:
b = 125mm;
h = 105mm;
độ dày = 8mm Hình 2-5
- Diện tích mặt cắt F: = b.h - (b -2)(h - 2) = 34,24cm
2
- Mô men chống uốn: W
x
=
6
)2h)(2b(
6

h.b
22


Thay số ta co W
x
= 85cm
3
- ứng suất tại mặt cắt C - C:
Đại học giao thông vận tải
Trang 66
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh

C - C
=
2
x
C
cm/kG617
85
00.525
W
M
==
< []
U
Vậy kết cấu đã chọn đủ điều kiện chịu lực.
2.2.2.3. Mặt cắt B - B
Mặt cắt hình chữ nhật rỗng nh hình vẽ:
b = 156mm;

h = 136mm; Hình 2-6
độ dày = 8mm
- Diện tích mặt cắt F: = b.h - (b -2)(h - 2) = 44,16cm
2
- Mô men chống uốn: W
x
=
6
22
6
2
2
)h)(b(
h.b

=
Thay số ta co W
x
= 145cm
3
- ứng suất tại mặt cắt B - B:

B - B
=
2
x
BD
cm/kG620
145
000.90

W
M
==
< []
U
Vậy kết cấu đã chọn đủ điều kiện chịu lực.
2.2.3. Tính bền cột kích
Tính toán tại mặt cắt nguy hiểm nhất mặt cắt chân cột A _ A và cần nâng ở
vị trí cao nhất.
Biểu đồ nội lực và mô men:
Đại học giao thông vận tải
Trang 67
90.000
52.500
22.500
180.000
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Hình 2-7
M
x -A
= 2 M
U - B
= 2*120.000 = 240.000kGmm
Chọn mặt cắt cột nh hình vẽ:
Hình 2-8
Diện tích mặt cắt: F = F
0
- (F
1
+ F

2
+ F
3
+ F
4
+ F
5
)
Trong đó: là diện tích hình chũ nhật bao F
0
= 20.22 = 4400cm
2
F
1
, F
2
, F
3
, F
4
, F
5
: Là diện tích các hình rỗng thành phần
F
1
= F
2
= (5 - 2)(20 - 2) = 62,5cm
2
;

Trong đó là bề dầy của thành cột - chọn = 8mm
F
3
= 132 cm
2
F
4
= (12 + 2)(6 - 2) = 59,84cm
2
F
5
= 36cm
2

Suy ra F = 87cm
2
- Nội lực tại mặt cắt nguy hiểm A - A
N
A-A
= 2 P + Q
C
+2 Q
Càng
+ Q
B
Đại học giao thông vận tải
Trang 68
x
y
1

4
2
53
30
110
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Q
C
: Trọng lợng bản thân cột Q
C
= .F.h =204kG
Qcàng - trọng lợng bản thân của càng Qcàng = 35 kG
Qbàn - trọng lợng bản thân của bàn nâng
Qbàn = 25 kG
P - lực tác dụng lên một càng:
P = 750 kG
Suy ra N
A-A
=2304 KG.
Nội lực tại B: N
B
= N
A-A
- Q

cột = 1595 kG
ứng suất tại mặt cắt AA.
A-A
=
x

xAAA
W
M
F
N
+

Ta đi tìm mô men chống uốn W
x
:
Sơ bộ chọn các trục nh hình vẽ:
Toạ độ trọng tâm:
X
c
= 0. Y
c
=
F
F.y
ici

Trong đó: y
ci
- toạ độ trọng tâm của thành phần so với trục X
c
F
i
- Diện tích của các hình thành phần
Tính toán ta đợc Y
C

= 6mm
Mô men quán tính của mặt cắt A - A
J
x
= J
x0
- (2J
x1
+ J
x2
- J
x3
- J
x4
-J
x5
)
Theo công thức tịnh tiến trục ta có: J
x
= J
xi
+ b
i
2
.F
i
Trong đó: J
xi
- Mô men quán tính của hình thành phần đối với trục trung
tâm của nó.

b - khoảng cách trọng tâm hình thành phần đến trục trung tâm của
hình ghép.
Đại học giao thông vận tải
Trang 69
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
J
xi
= b.h
3
/12
Trong đó:
b,h - là chiều rộng và chiều cao của hình chữ nhật.
Tính toán ta đợc:
J
x1
= J
x2
= 40,5cm
4
; J
x3
= 4257cm
4
; J
x3
= 2304cm
4
; J
x4
= 3033cm

4
J
x0
= 17747cm
4
Suy ra J
x
= 8072cm
4
J
Xc
= 8072 + 0,6
2
. 87 = 8103cm
4
W
x
=
4
764
610
8103
cm
,y
J
max
x
==
Từ đó suy ra:
A

=
2
cm/kG265
764
000.180
87
1800
=+
< []
U
Vậy kết cấu đã chọn là đủ điều kiện chịu lực.
2.2.3.2. Kiểm tra độ ổ định của cột
áp dụng công thức
][
F
P

1
Trong đó: P
1
= N
B
= 1595kG
F- Diện tích mặt cắt
- Hệ số giảm (tra bảng)
[] = 670kG/cm
2
Xác định
- Độ mảnh =
x

i
l.à
Trong đó: à- Hệ số tính đổi chiều dài( với sơ đồ lực tác dụng nh cột kích
thì à = 2)
Đại học giao thông vận tải
Trang 70
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
- l = h =249cm
- i
x
bán kính quán tính:
F
J
i
x
x
=
J
x
= 8103cm
4
; F = 87cm
2
i
x
= 9,65
x
= 50
Tra bảng ta có = 0,89
Vậy P

1
/F = 18,3 < [] = 0,89*670 = 605
Kết luận: cột kích thỏa mãn điều kiện ổn định.
2.3. thiết kế bộ truyền đai
Chọn công suất động cơ:
N
đc
= N
lv
/
N
lv1
= N
lv2
= P.v/1000
P- Tải trọng nâng trên mỗi bàn nâng =1250kG = 12500N
v- vận tốc nâng , sơ bộ chọn v =1,2m/phút = 0.02m/s
Suy ra:
2
4
2
3
3
2
2
1
2lv
dc

N

N

=
Trong đó:
1
= 0,96 - Hiệu suất bộ truyền đai

2
= 0,95 - Hiệu suất cặp ổ lăn

3
= 0,5 - Hiệu suất bộ truyền vít - đai ốc

4
= 0,97 - Hiệu suất bộ truyền bánh răng nón
= 0,278
Từ đó N
đc
= 1,78 KW
Để đảm bảo an toàn cho quá trình làm việc ta chọn động cơ có ký hiệu
A02- 41- 6 có công suất 3 KW, tốc độ 960 vòng/phút.
2.3.1 Chọn loại đai
Đại học giao thông vận tải
Trang 71
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Giả thiết vận tốc của đai là>5m/s.Ta chọn đai loại Acó các thông số:
- Kích thớc tiết diện đai: a* h = 13*8mm
- Diện tích tiết diện F = 81mm
2
2.3.2. Định đờng kính bánh đai nhỏ D

1
= 50mm
Kiểm nghiệm vận tốc đai:

s/m
.
n.D.
v 25
100060
11
=

=
2.3.3. Tính đờng kính D
2
của bánh lớn
Chọn tỷ số truyền đai là 5. Suy ra D
2
= iD
1
= 250mm
Vận tốc trục vít n
2
= 192v/p
2.3.4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A = D
2
= 250mm
2.3.5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A

mm

A
)DD(
)DD(AL 1010
42
2
2
12
12
=

++

+=
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1s
U = v/L = 2,5 < U
max
= 10
2.3.6. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài L
8
822
2
12
2
1212
)DD()]DD(L[)DD(L
A
++
=
Thay số A = 262mm
Kiểm tra điều kiện: 0,55(D

1
+ D
2
) +h A 2(D
1
+ D
2
)
173 A 300
Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:
Đại học giao thông vận tải
Trang 72
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
A
min
= A - 0,015.L = 247mm
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng:
A
max
= A + 0,03.L = 297mm
2.3.7. Tính góc ôm
00
12
0
1
15657180 =

=
A
DD

Thoả mãn điều kiện >120
0
2.3.8. Xác định số đai Z cần thiết
Chọn ứng suất ban đầu
0
= 1,2N/mm
2
và theo trị số D
1
tra bảng tìm đợc
ứng suất có ích cho phép [
p
]
0
= 1,7N/mm
2

Tra bảng tìm đợc:
C
T
= 0,8 - Hệ số chế độ tải trọng
C

= 0,93 - Hệ số xét đến ảnh hởng của góc ôm
C
V
= 1,74 - Hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc
Suy ra
22
1000

0
,
F.C.C.C][V
N
Z
VTp
=



Lờy Z = 3
2.3.9. Định các kích thớc chủ yếu của bánh đai
- Chiều rộng bánh đai B = (Z - 1)t + 2S
Tra bảng: h
0
= 3,5; t = 16; S = 10; c = 1,25
B = 52mm
- Đờng kính ngoài cùng bánh đai
+ Bánh dẫn: D
n1
= D
1
+ 2c = 275mm
+ Bánh bị dẫn: D
n2
= D
2
+ 2c = 75mm
2.3.10. Tính lực căng ban đầu S
0

, và lực tác dụng lên trục R
S
0
=
0
.F = 1,2.81 = 97,2N
Đại học giao thông vận tải
Trang 73
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
R = 3.S
0
Z.sin(
1
/2) = 896N
2.4. thiết kế bộ truyền bánh răng nón răng thẳng
Các thông số thiết kế:
N = 3KW; n = 960v/p; i = 1; Một năm làm việc 300 ngày; làm việc trong
10 năm; Mỗi ngày làm việc 8 giờ; Tỷ số truyền i = 1 nên hai bánh răng là nh
nhau.
2.4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Chọn vật liệu là thép 50 thờng hoá

b
= 620 N/mm
2
;
ch
= 320N/mm
2
; HB = 210.

2.4.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép.
2.4.2.1. ứng suất tiếp xúc cho phép.
- Số chu kỳ làm việc của bánh răng
N = 60 . u . n . T
Trong đó u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
n là số vòng quay trong một phút của bánh răng.
T là tổng thời gian làm việc.
N = 60 . 1.192.10.300.8 = 27,6.10
7
>N
0
= 10
7
.
Do vậy hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc K
'
N
= 1.
Tra bảng: ứng suất tiếp xúc cho phép []
tx
= 2,6.210 = 546N/mm
2
.
2.4.2.2. ứng suất uốn cho phép.
Số chu kỳ làm việc của hai bánh răng đều lớn hơn N
c
= 5.10
6
cho nên:
- Hệ số chu kỳ ứng suất uốn: K

''
N
= 1.
Vì bộ truyền làm việc hai mặt (răng chịu ứng suất thay đổi). Nên ứng suất
uốn cho phép tính theo công thức:
Đại học giao thông vận tải
Trang 74
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
[]
U
=
''
N
K.
K.n



1
Trong đó:
n - Hệ số an toàn - chọn n = 1,5 (thép rèn).
K

- Hệ số tập trung ứn suất K


= 1,8

-1
: Giới hạn mỏi của thép 50

-1
= 0,43.620 = 266N/mm
2
.
Suy ra: []
u
= 98N/mm
2
.
2.4.3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng K = 1,4.
2.4.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.

L
=
30,
L
b
=
2.4.5. Tính chiều dài nón.
3
2
6
2
850501
10051
1
n.,
L.K
.
)][i.,(

.,
.iL
LuL








+
Thay số: L 107mm.
2.4.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

830
1100060
5012
2
1
,=
+i.
n).,(L.
=v
L


Tra bảng chọn cấp chính xác = 9.
2.4.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L.
K = k

tt
.K
đ
.
Vì bánh răng cha có độ rắn HB < 350. Và làm việc tới tải trọng không đổi
nên chọn k
tt
=1.
Tra bảng tìm hệ số tải trọng động K
đ
= 1,5.
Tính lại chiều dài nón.
Đại học giao thông vận tải
Trang 75
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
L=l
sơ bộ
.
0351
41
51
103 ,
,
,
K
K
sb
=>=
2.4.8. Xác định mô đun và số răng.
m

s
= (0,02ữ0,03).L = chọn theo tiêu chuẩn lấy m
s
= 3mm.
- Số răng:
(răng)
im
L
Z
s
52
1
2
2
=
+
=
Tính chính xác chiều dài nón.
L=0,5.m
s
mm.,ZZ 3110
2
2
2
1
=+

Chièu dài răng: b = 0,3.110,3 = 33 mm
Mô đun trung bình m
tb

=
552
50
,=
L
)b,L(m
s
2 4.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Góc mặt nón chia (mặt nón lăn)
tg
1
= tg
2
= 1/i = 1 Suy ra = /4
Số răng tơng đơng: Z
td 1
= Z
td2
=
cos
Z
= 73,5
Hệ số dạng răng y
1
= y
2
= 0,5
Sức bền uốn

u1

=
u2
=
2
2
6
98394
850
10119
mm/kG=][<,=
b.n.Z.m.y.,
N.K ,
tb

2.4.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải trong thời gian ngắn
- ứng suất tiếp xúc cho phép
[]
txqt
= 2,5.[]
N0tx
= 2,5. 546 = 1365 N/mm
2
- ứng suất uốn cho phép
[]
uqt
= 0,8.
ch
= 0,8. 320 = 256N/mm
2
Đại học giao thông vận tải

Trang 76
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
tx
/
tx
][
n.b
N.K.)i(
i)b,L(
.,

+

=
1
50
10051
2
236
= 503 < []
txqt
= 1365kG/mm
2
- Kiểm nghiệm sức bền uốn

uqt
=
u
.K
qt

[]
uqt
= 94,3.2 = 188,6 []
uqt
= 256kG/mm
2
2.4.11. Các thông số của bộ truyền
- Mô dun mặt nút lớn: m
s
= 3 mm
- Số răng Z
1
= Z
2
= 52 răng
- Chiều dài răng b = 33 mm
- Chiều dài nón L = 110,3mm
- Góc ăn khớp = 20
0

- Góc mặt nón chia
1
=
2
= 45
0

- Đờng kính vòng chia d
1
= d

2
= m
s
.Z = 3.52 = 156 mm
- Đờng kính vòng đỉnh D
1
= D
2
= m
s
(Z +2cos) = 160 mm
2.4.12. Tính lực tác dụng
Lực vòng: P
1
= P
2
=
2250
105592
2
1
6
==
n.Z.m
N ,.
d
M
tbtb
x
N

Lực hớng tâm: P
r1
= P
a2
= P
1
.tg.cos = 580N
Lực dọc trục: P
a1
= P
r2
= P
r1
= P
a2
= 258N
2.5. thiết kế tính toán trục vít
Truyền động trục vít - đai ốc thờng bị hỏng do mòn ren. Để giảm mòn cần
chọn vật liệu thích hợp, bôi trơn đầy đủ và tính toán để hạn chế áp suất trên ren
2.5.1. Tính theo độ bền mòn
Đại học giao thông vận tải
Trang 77
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Vít đợc làm bằng thép không tôi 35, đai ốc đợc làm bằng đồng thanh.
Để giảm mòn thì áp suất trên bề mặt ren không đợc vợt quá trị số áp suất
cho phép [p]
P =
]P[
d.
F

a


2
Hay
]P[
H d.
F
P
h
a


=
2
Trong đó: F
a
- Lực tác dụng dọc trục F
a
= P
1
= 1595kG
d
2-
-Đờng kính trung bình của vít

h
- Hệ số chiều cao của ren - Chọn ren vít hình thang

h

= 0,5
H - Chiều cao đai ốc
H =
H
.d
2

Trị số
H
chọn theo kinh nghiệm-
H
= 2
- Xác định đờng kính trung bình của vít :

]P.[
F
d
Hh
a


[P] - áp suất cho phép: đối với thép không tôi và đồng thanh chọn [P] =
8MPa = 80kG/cm
2
Thay số ta co d
2
2,88 Chọn d
2
= 4cm
Vậy. Đờng kính ngoài của vít là d = 4cm,

Đờng kính trong là d
1
= 3,8cm
Để tăng tính tự hãm cho vít ta chọn số mối ren bằng 1 ; mô dun m = 2; bớc
ren t = .m =6,28
Tính chính xác tốc độ nâng của bàn nâng:
Đại học giao thông vận tải
Trang 78
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
v = n.t = 192.6,28 =1.205 v/p =0,02 m/s
Điều kiện tự hãm
Góc vít phải nhỏ hơn góc ma sát
- Góc ma sát : Vít đợc bôi dầu lấy hệ số ma sát f = 0,1
Ta có = arctgf = arctg0,1 Suy ra = 5
0
40
'
Góc vít =arctg
2
d.
t

= arctg
38143
286
.,
,
Suy ra = 3
0
Nh vậy < - thoả mãn điều kiện tự hãm

- Chiều cao làm việc của ren:
h =
h
. t = 0,5. 6,28 = 3,14mm
2.5.2. Tính chiều cao đai ốc H
- Tính số vòng ren đai ốc

12
80314083143
2095
2
==

=
.,.,.,]P.[h.d.
F
x
a
- Chiều cao đai ốc: H = x.t = 12.6.28 = 75mm
2.5.3. Kiểm tra độ bền và độ ổn định
Vì chiều dài làm việc của vít khá dài và chịu lực nén lớn nên ta kiểm tra
trục về độ bền và ổn định
Vật liệu vít là thép 35: có
ch
= 300MPa =3000kG/cm
2
[]
u
=
1000

3
3000
=
kG/cm
2

u

].[
d.
F
n
a


2
1
4
Trong đó; [] - ứng suất nén cho phép
- Hệ số giảm ứng suất cho phép
Đại học giao thông vận tải
Trang 79
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
d
1
- Đờng kính trong của vít d
1
= 3,6 mm
Hệ số tra bảng theo trị số của biêủ thức
1

4
d
l.
Trong đó: l - Chiều dài trục vít l = 250cm
Suy ra
1
4
d
l.
= 280 Vậy = 0,19
==
2
u
)6,3.(14,3
1595.4
156,7 0,19.1000 = 190 kG/cm
2
Vậy trục đã chọn là đạt yêu cầu về độ bền và ổn định.
2.6. Chọn ổ đỡ và then
- Chọn ổ lăn: vì ổ chịu lực dọc trục lớn nên ta chọn ổ là: đũa côn đỡ chặn, ổ
này có thể chịu cả lực hớng tâm và lực dọc trục lớn. Chọn ổ có ký hiệu: OCT
333 - 59, các thông số cơ bản của ổ:
d = 30; D = 72; T
max
= 21; B = 19; c =17; r
1
= 2; r
1
= 0,8; d
2

= 50,6;
D
1
= 58; = 13
0
30
'
.
- Chọn then: ngõng chục d = 30mm. Chọn then bằngb*h = 10*8;
Lời kết
Sau một thời gian làm việc tích cực và khẩn trơng đến nay đề tài của em đã
hoàn thành. Những kết quả đạt đợc đã giúp em hiểu biết thêm về lĩnh vực dao
động ô tô cũng nh các phong pháp đánh giá, đo ghi biên dạng đờng. Song vì thời
gian có hạn cũng nh trình độ còn nhiều hạn chế nên đề tài không thể tránh khỏi
những khiếm khuyết. Em mong đợc sự quan tâm, góp ý, bổ xung của các thầy
giáo và bạn bè đồng nghiệp để đề tài đợc hoàn thiện hơn.
Đại học giao thông vận tải
Trang 80
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Trớc hết em xin tỏ lòng biết ơn đến toàn thể các thầy cô giáo khoa cơ khí -
Bộ môn cơ khí ô tô Trờng ĐHGTVT - HN đã trang bị cho em để có kiến thức
ngày hôm nay. Đặc biệt em tỏ lòng biết ơn sâu sắc đến Thầy giáo Th. S - Đào
Mạnh Hùng, Thầy giáo Th. S - Nguyễn Tuấn Anh - Bộ môn cơ khí ô tô -
ĐHGTVT - HN đã tận tình hớng dẫn em trong suốt thời gian làm đề tài. Em cũng
xin tỏ lòng biết ơn chân thành đến K. S - Nguyễn Đắc Nam -Trung tâm Tiến bộ
kỹ thuật - Cục đờng bộ Việt nam đã giúp đỡ em trong quá trình làm đề tài.
Cuối cùng em xin cảm ơn tất cả các bạn bè xa gần đã giúp đỡ động viên em
trong suốt quá trình thực hiện đề tài.
Sinh viên:
Tạ Văn Tĩnh.

Đại học giao thông vận tải
Trang 81
Thiết kế tốt nghiệp Tạ Văn Tĩnh
Tài liệu tham khảo
1. Cao Trọng Hiền
Dao động ô tô
Trờng đại học giao thông vận tải Hà Nội - 1997.
2. Vũ Đức Lập.
Dao động ô tô
Học viện kỹ thuật quân sự Hà nội - 1994.
3. Nguyễn Ngọc Lâm
Lý thuyết ô tô
Trờng đại học giao thông vận tải Hà nội - 1984.
4. Vũ Đức Lập - Nguyễn Phúc Hiệp
Lý thuyết xe quân sự
Học viện kỹ thuật quân sự Hà nội - 2000.
5. Nguyễn Phúc Hiểu.
Luận án tiến sĩ khoa học kỹ thuật ĐHBK - HN- 1996.
6. Vũ Đình Lai và tập thể tác giả bộ môn sức bền vật liệu.
Sức bền vật liệu.
Trờng đại học giao thông vận tải Hà nội - 1995.
7. Nguyễn Trọng Hiệp
Chi tiết máy - tập hai
Nhà xuất bản giáo dục - 1997
8. Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm
Thiết kế chi tiết máy
Nhà xuất bản giáo dục - 1998
Đại học giao thông vận tải
Trang 84
ThiÕt kÕ tèt nghiÖp T¹ V¨n TÜnh

§¹i häc giao th«ng vËn t¶i
Trang 1