Lời nói đầu
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và
chiếm một vai tròn quan trọng.
Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của
ngành cơ khí .môn học này không những giúp cho sinh viên có một
cái nhìn cụ thể hơn , thực tế hơn với những kiến thức đã được học ,
mà còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được
học sau này.
Đề tài được giao là thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp
giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền đai.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy cùng với
sự hiểu biết còn hạn chế, nên không thể tránh khỏi những sai sót .
kính mong được sự hướng hẫn và chỉ bảo tận tình của thầy VŨ THẾ
TRUYỀN và các thầy trong bộ môn.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc
biệt là thầy VŨ THẾ TRUYỀN đã trực tiếp hướng dẫn chỉ bảo tận
tình để em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao

Thái nguyên ,ngày 21 tháng 11 năm 2016
Sinh viên

Ma Phúc Thuật

1


Mục Lục

Chương 1 : Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền :
1.1, Tính chọn động cơ :
1.1.1 Công suất yêu cầu động cơ:

Mà hiệu suất truyền động
ɳ=
Công suất tính toán
= == 3,88
=

1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác xích tải là :
(V/P)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ.
(V/P)
chọn :
Theo bảng 1.3 ta được động cơ có :
2


Kiểu động cơ :4A112M4Y3
Công suất động cơ : 5,5 (kW)
Vận tốc quay : 1425 (V/P)
1.2 . Phân chia tỷ số truyền :
1.2.1 , Tỷ số truyền của hệ dẫn động tính theo công thức
Xác định tỉ số truyền
( v/p )
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền hệ dẫn động.

Chọn
Mà

=>

mà 4,99

1.2.3 . Công suất trên các trục
( kw ) =
(kw )
( kw )
( kw)
1.2.4 . Số vòng quay trên các trục
( v/p )
( v/p )
( v/p)

1.2.5 . Momen trên các trục
( Nmm)
101956,33 ( Nmm)
3


311995,47 ( Nmm)
= 918166,57 (Nmm)
BẢNG CÔNG SUẤT – TỈ SỐ TRUYỀN – SÓ VÒNG QUAY – MOMEN
Trục
Động cơ

I

II

III


5,5

4,82

4,59

4,32

Thông số
Công suất P,kw

Tỉ số truyền u

Số vòng quay n, v/p
Momen xoắn T, Nmm

4,99

1425

3,95

285,5

26901,40 101956,33

2

72,27


36,1

311995,47

918166,5
7

Chương 2 : Tính Toán Thiết Kế các bộ truyền
2.1. Tính Toán Thiết kế bộ truyền Xích
2.1.1 .Chọn loại xích
Do điều kiện làm va đập vừa của bộtruyền xích yêu câu cao nên ta chọn xích
ông con lăn
2.1.2 . Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích :
2.1.2.1 . Chọn số răng đĩa xích :
chọn :=25
chọn : 50
2.1.2.2 : Xác định bước xích p :
Bước xích p được tra bảng 5.5 trang 81 với điều kiện :
4


Ta có :

Ta chọn bộ truyền xích thí nghiêm là bộ truyên xích tiêu chuẩnn có số răng và
vận tốc nhỏ nhất :

Ta có

k


(1)

k được tính tư cá hệ số thành phần cho trong bảng 5.6 với
– hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích1
hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xich
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn
hệ số tải trọng động ,kể đến tính chất của tải trọng
hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền
Từ 1 ta có k
Công suất cần truyền P=5,5 kN
Do đó ta có
Tra bảng 5.5 trang 81 ta có điều kiện sau
Ta được như sau :
Bước xích p=12,7 mm
Đường kính chốt
5


Chiều dài ống B=11,30mm
Công suất cho phép P=1,61KW
2.1.2.3 Khoảng cách trục và số mắt xích:
Chọn sơ bộ : a=40. p= 40. 12,7= 508mm
Số mắt xích
X=117,89
Chọn số mắt xích là chẳn =117
Chiều dài xích L=x.p=117.12,7=1485,8 mm

502,28mm
Để xích không quá căng ta cần giẩm a một lượng a=

Ta cóa=.0,003=1,5
Do đó a=Δa
số lần va đập của xích I
số lần va đập cho phép của xích60
i
2.1.3 . Kiểm nghiệm xích về độ bền
svới Q là tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2 trang 78
ta có p=12,7mm: Q=9 kN

,2
v

6


là lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

Trong đó
Ta có suy ra 0,3.500,78.5,8

Do vậy s=
Suy ra thõa mãn điều kiện bền
2.1.4

Đường kính đĩa xích

Đường kính vòng chia :

Đường kích đỉnh răng:
mm


Bán kính đáy r=0,5025 3,94mm
Với
Đường kính chân răng
=

7


=
Kiểm nghiệm răng đĩa xích về đọ bền tiếp xúc
(*)
Hệ số tải trọng động theo đề bài ta chọn.2
A là diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12 ta có A=39,6m
suy ra

Lực va đập trên m dây xích13.=13.
E là modun đàn hồi tính băng công thức sau
E = 2,1.
Từ (*) ta suy ra =
0,47.=656,25
Ta chọn thép 45 tôi cải thiện HB210 ứng suất cho phép
đảm bảo đk bền tiếp xúc cho đĩa 1
2.1.5 - Xác định lực tác dụng lên trục :

Trong đó hệ số kể đến trọng lượng xích
Do góc dưới nên ta chọn =1,15
Các đại lượng
Khoảng cách trục
Số răng đĩa chủ động

Số răng đĩa bị động
Tỉ số truyền
Số mắt xích dây xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích

Thông số
a=
=25
=50
=2
x = 117
Chủ động : = mm
Bị động : =mm
Chủ động : = mm

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích
8


Bị động : = mm
Chủ động : = mm
Bị động : = mm
p = 12,7

Đường kính vòng chân răng của đĩa
xích
Bước xích
2.2 Thiết kế Bộ truyền bánh răng
2.2.1. Chọn vật liệu :


- Do công suất truyền tải không lớn lắm , không có yêu cầu gì đặc biết về vật
liệu , để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau cụ thể
chọn thép 45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của
răng , nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ
từ 10 15 đơn vị
+ ( 10 … 15 ) HB
Bánh nhỏ :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa
+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
Bánh lớn :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
+ Giới hạn bền : = 750 MPa
+ Giới hạn chảy : = 450 MPa
Chọn độ rắn của bánh lớn : = 250
2.2.2 . Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] được xác định bởi
công thức :
9


[] =
[] =

( 1)
( 2)


Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
ứng với số chu kì cơ sở
, – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70
= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260 , độ rắn của bánh lớn : = 250
= 2 + 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa
= 2 + 70 = 2 . 250 +70 = 570 MPa
= 1,8 = 1,8 . 260 = 468 MPa
= 1,8 = 1,8 . 250 = 450 MPa
– hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7
*Tính hệ số và – hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và
chế độ tải trọng của bộ truyền :
=
=
ở đây : , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30
= 30 = 30 . = 1,87 .
10


= 30 = 30 . = 1,7 .
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4 . đối với tất cả các loại thép
, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương . Khi bộ truyền làm việc với tải

trọng thay đổi :
= 60c
=
= . = 2,01
do đó = 1
suy ra

do đó = 1

Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :
[] =
[ ] = = 536,36
[ ] = = 518,18
Với bộ truyền bánh răng trụ thằng , ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá trị
trung bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1,25 []
[ ] = = = 527,39 1,25 []
Kiểm tra sơ bộ ứng suất :
1,25 [] = 1,25 . 518,18 = 647, 73 MPa 527,39 => Thỏa mãn yêu cầu
Theo :
= 60c
=
= .=
Vì =

= 4 . do đó: = 1 và = 1

Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được :
11



[] =
[ ] = = 267,43 MPa
[ ] = = 257,14 MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
[ = 2,8 . = 2,8 . 580 = 1624 MPa
[ = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 580 = 464 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 450 = 360 MPa
2.2.3 . Xác định các thông số của bánh răng
A, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức (6.15a):
= .( .

(*)

+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5
với cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : = 49,5 MP
+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động , Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
+ u – tỉ số truyền
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
+ , – các hệ số . Tra bảng 6.6 : = 0,3
= 0,53. (u +1 ) = 0,53 . 0,3 . ( 4,99 + 1 ) = 0.95
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 3 : = 1,15
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. ( 4,99 +1 ) . =138,94 mm
12



Lấy = 138mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (6.15b):
= .
+ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : =
77 MP
= 77 . = 44,46mm
2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp :
2.2.4.1. Xác định môđun
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) . = ( 0,01 0,02 ) . 138 = ( 1,38 2,76 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m
=2
2.2.4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x :
Ta có góc nghiêng = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 23,038
Lấy = 23
Số răng bánh lớn : = . = 23 .4,99 = 114,77
Lấy = 115
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 5
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 128 mm
2.2.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
(6.33):
=. ..

]

13



Trong đó :
+ - là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp .Tra bảng 6.5 ta
được =274 MP
+ – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
=

(*)

+ – là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :
tg = cos . tg = 0 => = 0
+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 30 suy ra: = arctg = arctg = 30
a=0,5m(=92
+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 47,51
Thay số liệu vào (*) ta có :
= =

= 1,41

Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
Với là chiều rộng vành răng :
= . = 0,3 . 128 = 38,4 mm
– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,71
= = 0,87
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (1 )

+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng , tra bảng
6.7 ta được : = 1,15

14


+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng thời ăn
khớp = 1,01
Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
v = = = 3,3( m/s )
Với v = 3,3 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 cấp chính
xác 6 và v > 2,5 m/s suy ra =1,09
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 56
= . .v . = 0,006 . 56 .3,3 . = 5,6
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :
=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + =1,01 Theo (1 ) ta được :
= . . = 1,15 .1,01 .1,09 = 1,27
Thay các số liệu vào :

=. ..

= 274 .1,41 . 0,87 . = 362,85 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 3,3 m/s 2,5 m/s , = 1 với cấp chính xác là động học là 8 , chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 5 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5….
1,25m , do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với


[ ] = [ ] . . . = 527,39 .1 .0,95 . 1 = 501,02

Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt
2.2.6 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt
quá một giá trị cho phép (6.43):
15


=

[]
=

[]

Theo bảng 6.7 : = 1,1 , theo bảng 6.14 với v > 2,5 m/s và cấp chính xác là 8 ,
= 1,27
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 56

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 . 56 . 3,3 . = 14,96
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + = 1,25
Do đó : = . = 1,1 . 1,27 . 1,25 = 1,75
Ta có :


= 1,71 => = = = 1,71
= 0

=>

= 1–

= 1

Số răng tương đương :
= = = 23
= = =115
Theo bảng 6.18 ta được : =4, = 3,6
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 2 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] . . . = 267,43 . 1 . 1 . 1 = 267,43
[ ] = [ ] . . . = 257,14 . 1 . 1 . 1 = 257,14
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :
16


=

= MPa
[ ] = 267,43 MPa


= =

= 232,59 MPa [ ] = 257,14 MPa

2.2.7 . Kiểm nghiệm răng về quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy , … vv )
với hệ số quá tải :
=
Trong đó : là momen xoắn quá tải , T là monen danh nghĩa
Theo 6.48 với = = 2,2
= . = 362,85 . = 538,19 MPa < [ = 1260 MPa
Theo (6.49) :
= . =258,43.2,2 = 568,56MPa > [ = 464 MPa
= . =232,59.2,2 = 511,67 MPa > [ = 360 MPa
Vậy bánh răng không đảm bảo đk bền khi làm việc quá tải
+ Đường kính vòng chia :
= = 44,46 mm
= = .u = 44,46 . 5 = 222,3 mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 . ( 1 + - ) .m 44,46 + 2.( 1 + 0 ).2 = 40,46 mm
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 222,3 + 2 . ( 1 + 0 ) . 2 = 218,3 mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m= 44,46 – 2,5 . 2 = 39,46mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 222,3– 2,5. 2 = 217,3 mm
Các thông số và kích thước của bộ truyền :
Khoảng cách trục

=128 mm
17



Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

Chương 3 :

m = 2 mm
= 38,4 mm
=5
= 23 , = 115
=0, =0
=0

Tính Toán Thiết Kế Trục

3.1 . Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng thép 45 thường
hóa hoăc tôi cải thiện .
Thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau :
Độ rắn HB = ( 170 …217 )
Giới hạn bền : = 600 MPa
Giới hạn chảy : = 340 MPa
3.2 . Tính toán thiết kế trục :
A.Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng :
Bộ truyền bánh răng trụ :
= =


= = 1413 ( N) =

= = = = 3123,77 ( N) =
= = . tg = 1413 . tg 0 = 0 ( N )
B. Xác định sơ bộ trục đường kính trục :
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
d

mm

Tra bảng 1.7 ta được : = 19 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 15 mm
Với trục II ta có :
18


- ứng suất xoắn cho phép , MPa với vật liệu thép 45
= ( 14 … 20 ) MPa . Ta chọn = 20 MPa
= = 29,4 mm
Lấy = 30 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 19 mm
Với trục III :

= = 42,04 mm
Lấy = 45 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 25 mm
C. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo
công thức ( 10. 10)

= ( 1,2 … 1,5 ) . d
Với bánh răng 1 và động cơ ta có :
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 19 = ( 22,8 … 28,5 ) mm
Lấy = 25 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 30 = ( 36 … 45 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 45 = ( 54 … 67,5 ) mm
Lấy = 65 mm
Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi :
19


= ( 1,4 … 2,5 ) . = ( 1,4 … 2,5 ) . 45 = ( 63 … 112,5 ) mm
Lấy = 110 mm
Trị số các khoảng cách :
Khoảng cách từ mặt cạnh từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :
= ( 8….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :
= ( 5….15 ) mm . Lấy = 15 mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nặp ổ :
= ( 10….20 ) mm . Lấy = 15 mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông :
= ( 15….20 ) mm . Lấy = 20 mm
Khoảng cách côngxôn trên trục I :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 40 + 19 ) + 15 + 20 = 64,5 ( mm )
Khoảng cách từ ổ trục đến bánh răng thứ nhất :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 110 + 25 ) + 15 + 20 = 102,5 ( mm )

+ Xác định chiều dài các đoạn trục
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kết quả :
= 0,5 . ( + ) + + = 0,5. ( 40 + 19 ) + 15 + 15 = 59,5 ( mm )
= + 0,5 . ( + ) + = 59,5 + 0,5 . ( 40 + 65 ) + 15 = 127 ( mm )
= + + 3. + 2 . + = 40 + 65 + 3 .15 + 2 .15 + 15 = 195 (mm)

3.2.1 . Thiết kế Trục I :
3.2.1.1 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục :
= 1413 ( N ) , = 3123,77 ( N ) ;

=0 ; =0

= 0,2 . = 0,2 . 3123,77 = 624,754 ( N )
20


Theo phương x :
= =

= . 195 – . 59,5 = 0

= 431,14 ( N )

Theo phương y :
= – .195 + . 59,5 + . 64,5 – = 0
= = = 1159,7 N
= + + – =0
= – – + = –1159,7 – 624,754 + 3123,77 = 1339,31( N )
= – + =0
= – = 1413 – 431,14 = 981,86 ( N )

Chiều giải thiết đúng
3.2.1.2 Tính monen uốn tổng và momen tương đương
Momen uốn tổng quát tại các tiết diện j :
=
Momen tổng phía phải điểm C :
= = 165396,53 ( N. mm )
Momen tổng phía trái điểm C :
= = 165428,94 ( N. mm )
Momen tương đương tại các tiết diện j :
=
Momen tương đương bên phải điểm C :
= = 168085,98 ( N.mm )
Momen tương đương bên trái điểm C :
= = 171957,16 ( N.mm )
3.2.1.3 Tính đường kính trục tại các tiết diện
21


=
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục . Tra bảng 10.5 : = 63 MPa
Đường kính trục tại tiết diện C :

=

= 27,92 ( mm )

= = 27,28 ( mm )
Với vật liệu thép 45 có = 600 MPa , đường kính sơ bộ trục là = 19 mm
Ta có :
=


=

= =

= 50206,62 ( N.mm )
= 24,42 ( mm )

Xuất phát từ yêu cầu và công nghệ , lắp ghép và độ bền ,kết hợp lắp có độ dôi
để lắp các chi tiết quay trên trục ( tra bảng 9.1 và 9.2 ) ta chọn đường kính đoạn
trục I: = 19 mm ; = = 25 mm
; = 28 mm
Kiểm nghiệm
3.2.1.4 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi trục
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được bộ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết
diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện . Theo công thức (10.19)

s= [s]
Trong đó : [ s ] – hệ số an toàn cho phép , thông thường [ s ] = 1,5 … 2,5
– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
– hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
Theo công thức ( 10.20 ) , (10.21 ) ta có :

=
=
Trong đó :
+ và – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.
22



Trục làm bằng thép 45 có : = 600 MPa . Do đó :
= 0,436 . = 0,436 . 600 = 261,6 MPa
= 0,58 . = 0,58 . 261,6 = 151,73 MPa
+ , – biên độ của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
+ , – trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp
Do trục quay , theo công thức ( 10. 22 ) ta có :

23


RBy

RAy

B

A

C
Fa1

RAx

RBx

Fr1

Fk

Ft1

64,5

59,5

135

RAy
T1

Fk

A

RBy
Fa1

Ft1

RAx

B

C
Fr1

RBx

157158,798
40296,633


My

Mx
51547,326

34581,05

T

24


=0 ; = =
Theo bảng 10.6 ta có :

=
=
Theo bảng 9.1 với = 28 mm ; tra được then có :
Kích thước tiết diện then : b = 10 ; h = 8
Chiều sâu trên trục : = 5
Chiều sâu rảnh then trên lỗ : = 3,3
Tiết diện lắp có một rãnh then lên theo bảng 10.6 ta có :
3.2.1.5 Momen cản uốn

=

=

= 3240,27


3.2.1.6 Momen cản xoắn

=

= = 7098,94

= = = 20,19
Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:

= = = = 2,43
+ và – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
Theo bảng 10.7 tra được : = 0,05 ; = 0
+ và – hệ số xác định theo công thức (10.25) và ( 10.26 )

=
=
Theo bảng (10.8) ; (10.9) chọn được :
= 1,06 ( trục gia công trên máy tiện với = 2,5 … 0,63 )

25