Đồ án môn Chi tiết máy răng côn, răng thẳng

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CƠNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA: CƠ KHÍ
---------------------------------------

BÁO CÁO ĐỒ ÁN THUỘC HỌC PHẦN
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
Hộp giảm tốc bánh răng côn - răng thẳng

GVHD:
Sinh viên:
Lớp:

Hà Nội: 2021-2022


Lời mở đầu
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định
hướng XHCN trong đó ngành cơng nghiệp đang đóng một vai trị rất quan trọng. Các
hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của
con người. Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế địi hỏi mỗi con người
chúng ta phải tìm tịi nghiên cứu rất nhiều. Là những sinh viên khoa Cơ Khí trường
Đại học Cơng Nghiệp Hà Nội chúng em luôn thấy được tầm quan trọng của những
kiến thức mà mình đã được học và tiếp thu từ các thầy cơ.
Việc thiết kế đồ án hoặc hồn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng
trong q trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu , hiểu kỹ và đúc kết
được nhữngkiến thức cơ bản của môn học. Đồ án Môn học Chi tiết máy là một môn
khoa học giúp sinh viên làm quen và thự hành các bước của một tiến trình tính tốn
,thiết kế ,thiết kế lại với sự chợ giúp của máy tính dưa trên kiến thức mơn Chi Tiết
Máy ,đó là cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính tốn và thiết kế các chi tiết máy có

cơng dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo , nguyên
lý hoạt động và phương pháp tính tốn thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng
vào việc thiết kế máy , vì vậy đồ án mơn học là cơng việc quan trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của em được Thầy Hồng Xn Khoa và Cơ Nguyễn Thị Thu
Hường giao cho với nội dung là tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Với những kiến
thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cơ
giáo , sự đóng góp, trao đổi xây dựng với các bạn, em đã thực hiện được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều
nên đồ án của nhóm chúng em khơng tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự
chỉ bảo của các thầy, cô trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí để đồ án của em với nội
dung được giao hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này . Chúng em xin
chân thành cảm ơn các thầy cơ giáo trong bộ mơn đã tận tình giúp đỡ.
Người thực hiện




KẾ HOẠCH THỰC HIỆN ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Tên chủ đề: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí:
Hộp giảm tốc bánh răng cơn răng thẳng
Tuần

Nội dung công việc

Giáo viên

1
2
3

4

Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Thiết kế bộ truyền đai thang
Thiết kế bộ tuyền bánh răng cơn răng thẳng
Tổng hợp 3 chương đầu
Tính tốn thiết kế trục
Tính tốn thiết kế trục
Tính chọn ổ trục
Thiết kế vỏ hộp, lựa chọn chế độ lắp ghép,
bơi trơn
Hồn thiện thuyết minh
Thiết kế bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Thiết kế bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Thiết kế bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Thiết kế bản vẽ lắp hộp giảm tốc
Đánh giá hoàn thiện đồ án
Viết topic

Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa

5
6
7
8
9
10

11
12
13
14

Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa
Hoàng Xuân Khoa

Ghi
chú


Mục lục

Tài liệu tham khảo
[1]. Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1) - Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
(2006), Nhà xuất bản Giáo dục Việt Nam .
[2]. Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 2) - Trịnh Chất và Lê Văn Uyển
(2006), Nhà xuất bản Giáo dục Việt Nam .
[3]. Giáo trình chi tiết máy - Nguyễn Tuấn Linh và Nguyễn Anh Tú (2019)Nhà
xuất bản Khoa học và kỹ thuật.

7


I. CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MOMEN TRÊN
TRỤC ĐỘNG CƠ
I.1. Chọn động cơ
I.1.1

Xác định công suất động cơ

=

(2.8[1])

Trong đó:
•
•
•
•

Pct là cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
Pt: cơng suất tính tốn trên trục máy công tác (kW)
Lực kéo băng tải F=12000 N
Vận tốc băng tải V=0,54 m/s

Hiệu suất truyền động:
= ...

(2.9[1])

Theo bảng 2.3 tài liệu [1] ta có:
•
•
•
•


Hiệu suất bộ truyền đai
ηđ = 0,96
Hiệu suất 1 cặp bánh răng côn
ηbr =0,97
Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηol =0,99
Hiệu suất khớp nối
ηk =1
= 0,96.0,97.1.0,99.0,99.0,99= 0,90

Do tải trọng thay đổi nên
=.=.

(2.14[1])

=.
= 0,8.
+ Với = = = = 6,48 (kW)
Do đó: == 6,48.0,8= 5,18 (kW) => Ta được = = 5,7(kW)
I.2.

Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

Số vịng quay trục máy cơng tác:
=
• Với vận tốc băng tải v = 0,54 m/s
• Đường kính tang D = 140 mm
= = 73,7 (vg/ph)
Ta có: = .
8


Tra bảng 2.4 tài liệu [1] ta có
• = (2)
• = (3)
• = .= (6)
Số vịng quay sơ bộ của động cơ :
= . = 73,7. (6)=442,21474 (vg/ph)
 Chọn = 1000 (vg/ph)
Điều kiện để chọn được động cơ

Theo bảng P1.3- Phụ lục, tài liệu [1] ta chọn được động cơ:
 Động cơ là 4A132M6Y3; = 7,5 ; =1000 vg/ph; = 968 vg/ph; =2
Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ
• =
• = = = 71033,05 (N.mm)
 = = 71033,05.1,55= 110101,24 (N.mm)
• =
Trong đó:
• = 9,55..= 9,55..= 73992,77 (N.mm)
 = 73992,77.2= 147985,54 (N.mm)
Ta thấy nên động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện quá tải.
I.2.1

Phân phối lại tỉ số truyền

Tính lại tỉ số truyền chung
== =13,13
Phân phối lại tỉ số truyền cho bộ truyền của hệ cho các bộ truyền
Chọn tỷ số truyền đai theo tiêu chuẩn: =3,15
 = = = 4,16
I.2.2

Tính tốn thơng số trên các trục

Với (kW)
9


• Trục II: (kW)
• Trục I: (kW)
• Trục động cơ: (kW)
Số vịng quay trên các trục
• Trục I: (vg/ph)
• Trục II: (vg/ph)
Moomen xoắn trên các trục
+ Moomen xoắn trên trục động cơ .
= 9,55..= 9,55..= 70046,48 (N.mm)
+ Moomen xoắn trên trục I.
= 9,55..= 9,55..= 211635,21 (N.mm)
+ Moomen xoắn trên trục II.
= 9,55..= 9,55..= 846300,81 (N.mm)
+ Moomen xoắn trên trục công tác

= 9,55..= 9,55..= 839674,35 (N.mm)
I.2.3

Lập bảng thông số động cơ
Bảng 1.1 Thông số động cơ

Trục
Động cơ

Trục
động cơ

Tỉ số truyền u

Trục I

= 3,15

Trục II
= 4,16

Trục công
tác
=1

Vận tốc quay n (vg/ph)

968

307,3

73,8

73,7

Công suất P- (kW)

7,1

6,81

6,54

6,48

70046,48

211635,21

846300,81

839674,35

Momen xoắn T(N.mm)

10


II. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
II.1. Thiết kế bộ truyền đai thang

Với các thông số cho trước như sau:
-

Công suất trên trục chủ động: P = Pđc = 7,1 (kw)
Tỷ số truyền bộ truyền đai: u = uđc = 3,15
Số vòng quay trên trục chủ động : n = nđc = 968 (vg/ph)
Mô men xoắn trên trục chủ động: T = Tđc = 70046,48 (Nmm)
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: =400

II.2. Moomen xoắn trên trục dẫn
T = 9550.= 70,04 (N.m)
Tra bảng 3.5 tài liệu [3] ta được
Bảng 2.1 Đường kính tối thiểu của bánh đai nhỏ và phạm vi mơ men xoắn đối
với các loại đai hình thang (Liên Xơ cũ)
Loại đai
Đai hình thang

Ký hiệu

, mm
125

45-150

Tra bảng 4.13 tài liệu[1] ta được
Bảng 2.2 Các thông số của đai hình thang
Loại
đai

Ký

hiệu

Đai
hình
thang
thường

Б

•

Kích thước tiết diện Diện
Đường
Chiều dài
(mm)
tích tiết kính bánh giới hạn L,
diện
đai nhỏ
mm
b
h
A,
mm
14 17 10,5

4,0

138

140- 280

1,2. = 1,2.125 = 150 mm

Chọn đường kính đai nhỏ: = 160 mm
Vận tốc đai: V= = = 8.1 (m/s) < 25(m/s)
Với hệ số trượt ta được đường kính bánh đai lớn

= 514,3 mm
Theo bảng 4.26[1] chọn đường kính đai theo tiêu chuẩn
11

800-6300


mm
Tỷ số truyền thực tế
3,57
Kiểm tra sai lệch tỷ số truyền
II.3. Xác định khoảng cách trục và chiều dài L
Theo bảng 4.14[1] với u=3,15 chọn sơ bộ khoảng cách trục a/d2= 1
a = =560 mm
• Kiểm tra điều kiện của a:
0,55.(d1+d2)+h ≤ a ≤ 2.( d1+d2)

(4.14[1])

 0,55.(160+560)+10,5 ≤ a ≤ 2.(160+560)
 406.5 ≤ 560 ≤ 1440 (mm)
 a thỏa mãn
• Khi đó chiều dài đai tính theo cơng thức (4.4) [1] ta có

L= 2a + +

= 2.560 + +
= 2475,37 mm
• Theo bảng 4.13[1] chọn chiều dài đai tiêu chuẩn
L= 2500 mm

− Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
i= = = 3,24

(4.15[1])

− Khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L= 2500 mm
• Theo (4.6)[1] ta có: a = = 653.93 mm
Trong đó:
•
•
Góc ơm
12


Thỏa mãn điều kiện
Số dây đai Z được tính theo cơng thức 4.16[1]
Z=
Trong đó:
•
•
•
•
•

Với = tra bảng 4.15[1] =>
Với tra bảng 4.16[1] =>
Với u= 3,15 > 3 tra bảng 4.17[1] =>
Với V= 8,1 và tra bảng 4.19[1]
• Phương pháp nội suy :
•
•
•
 2,78 tra bảng 4.18[1] => 5
• Do làm việc 2 ca theo bảng 4.7[1]
Suy ra:
Z= = 3,74
Lấy z = 4
• Tra bảng 4.21[1] chiều rộng đai B
B= (4-1).t + 2e = (4-1).19 + 2.12,5 = 82 mm
− Đường kính ngồi của bánh đai
= + 2. = 160 + 2.4,2 = 168,4 mm
= + 2. = 560 + 2.4,2 = 568,4 mm
− Đường kính đáy bánh đai
mm
mm
II.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng do lực ly tâm sinh ra
(4.20[1])
• Tra bảng 4.22[1] ta có: (kg/m)
13




− Lực căng ban đầu
− Lực tác dụng lên trục:

(4.21[1])

14


II.5. Bảng thông số kĩ thuật bộ truyền đai
Bảng 2.3 Thông số kĩ thuật bộ truyền đai
Thông số

Giá trị

Loại đai

Đai thang thường
160 mm
560 mm
82 mm
2500 mm
653.93 mm
4
140
N

Đường kính đai nhỏ
Đường kính đai lớn
Chiều rộng bánh đai B
Chiều dài đai L

Khoảng cách trục a
Số đai z
Góc ơm
Lực tác dụng lên trục

15


III. TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN TRONG CỦA HỘP GIẢM TỐC
III.1. Chọn vật liệu
Do có u vầu đặc tính làm việc vào đập vừa nên ta chọn theo bảng 6.1[1]
Bảng 3.1 Cơ tính của một số vật liệu chế tạo bánh răng
Nhãn
hiệu
thép

Kích thước
S, mm
khơng lớn
hơn

Nhiệt
luyện

Độ rắn

Giới hạn
bền , MPa

Giới hạn

chảy ,
MPa

Tơi cải
60
HB 241 .. 285
850
580
thiện
Tôi cải
45
100
HB 192 .. 240
750
450
thiện
Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB1= 250, σb1 = 850 MPa, σch1 =
45

580 MPa.
Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB2=240, σb2 = 750 MPa, σch2 =
450 MPa.
Bảng 3.2 Trị số của và ứng với số chu kì cơ sở
Vật
liệu

Nhiệt
luyện

Độ rắn

Mặt
Lõi
răng
răng

45

Tơi cải
thiện

HB 180 … 350

2HB + 70

1,1

1,8HB

1,75

III.2. Tính ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép
(6.1[1])
(6.2[1])
Chọn sơ bộ: và
(6.1a[1])
(6.2a[1])
+

và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với

số chu kì cơ sở
• Tra bảng 6.2[1]
+ hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Đặt tải 1 phía
16


+ và : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền.
(6.3[1])
(6.4[1])
+

và của bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. số chu kì
thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
(6.5[1])
30.= 17,1.
30.= 15,4.

+ 4. chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
− Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc, nên đc tính theo cơng
•
•
•
•

thức:

NHE1 = 60c∑(3.ni.ti
NHE2 = 60c.. ∑ti.∑(3.
NFE1 = 60c∑.ni.ti

NFE2 = 60c.. ∑ti. ∑.

Trong đó:
+
+
+
+

C: số lần ăn khớp 1 vịng quay
: moomen xoắn
: số vòng quay trong một phút
: tổng số thời gian làm việc: 12000h

Ta thấy nên
+
+
+
+
+

,
,
[ Mpa
[
Mpa
[ Mpa
17


+ [ Mpa

+ [) = 500 Mpa
III.3. Tính tốn các thơng số bánh răng cơn răng thẳng
III.3.1

Tính đường kính chia ngồi của bánh răng cơn chủ động

Đường kính chia ngồi bánh răng côn chủ động xác định theo độ bền tiếp xúc
(6.52b[1])
Truyền động bánh răng côn, bánh răng thẳng bằng thép
+ hệ số chiều rộng vành răng, với u= 4,16
 Chọn 0,25
− hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên nền chiều rộng vành răng
• Tra bảng 6.21[1]: 1
+ 211635,21 Nmm moomen xoắn trên trục chủ động
+ [500 Mpa ứng suất tiếp xúc cho phép, mục 6.2[1]
mm
III.3.2

Xác định các thông số ăn khớp

− Điều kiện chọn chọn mm
• Tra bảng 6.22[1]: với 125 mm =>
 Chọn
Với bánh răng côn răng thẳng

(6.53a[1])

 : Thỏa mãn điều kiện cắt lẹm chân răng
− Đường kính trung bình và mođun trung bình:
(6.54[1])

(6.55[1])
(6.56[1])
• Theo tiêu chuẩn bằng 6.8[1] ta chọn
− Tính lại
18


•
• mm
− Số răng của bánh răng 2
 Chọn
− Tính lại tỷ số truyền bánh răng cơn ta có:
•
− Sai số chấp nhận
Chiều dài cơn ngồi:
mm
Góc cơn chia:

III.3.3

Kiểm lại răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng cơn nhỏ phải thỏa mãn điều kiện;
(6.58[1])
Trong đó:
+ : hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp.
 Theo bảng 6.5[1]
+ : hệ số kể đến sự trùng khớp răng
+ : hệ số trùng khớp ngang
(6.60[1])

= 1,74
+ : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
 Tra bảng 6.12[1]:
+ : hệ số tải trọng khi tiếp xúc
(6.61[1])
+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
 Tra bảng 6.21[1];
19


+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp
+ : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo cơng
thức
(6.63[1])
Với

(6.64[1])

tra bảng 6.15[1]; tra bảng 6.16[1] lấy cấp chính xác 8

+ : chiều rộng vành răng

Vậy thỏa mãn độ bền tiếp xúc
III.3.4

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện
(6.65[1])

(6.66[1])
Trong đó;
+ : momen xoắn trên trục bánh răng chủ động, Nmm
+ : modun pháp trung bình, mm
(với bánh răng cơn răng thẳng )
+ chiều rộng vành răng
+ : đường kính trung bình bánh răng chủ động
+ hệ số kể đến trùng khớp răng
+ hệ số kể đến độ nghiêng của răng
, hệ số dạng răng tra bảng 6.18[1] với
Tra bảng 6.20[1] ;
20


;
(6.67[1])
+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các vành răng
• Tra bảng 6.21[1]
+ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp
+ : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện vùng ăn khớp
(6.68[1])
Với
• Tra bảng 6.15[1]

•
•
 Hai bánh răng thỏa mãn độ bền uốn
III.3.5

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải
1,55
Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất
uốn cực đại
•
•
•
•
•

(6.48[1])

Mpa => thỏa mãn
(6.49[1])

=> thỏa mãn
21


 Bộ truyền bánh răng thỏa mãn điều kiện về quá tải
Bảng 3.3 Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cơn răng thẳng
Thơng số
Chiều dài cơn ngồi
Chiều rộng vành răng
Chiều dài cơn trung bình
Đường kính chia ngồi
Góc cơn chia

Kí hiệu
Re
b
Rm
de
δ

Chiều cao răng ngồi
he

hae

Đường kính đỉnh răng ngồi
Đường kính trung bình

Z12 + Z 22

Re = 0,5.mte.
=
b = Kbe.Re = 80,95
Rm = Re – 0,5.b = 283,32
de1 = mte.Z1 = 124,8
de2 = mte.Z2 = 524,2
δ1 = arctg (Z1/Z2) =
δ2 = 900 - δ1 = 7637
he = 2.hte.mte + c = 9,12
Với hte = cos βm = 1
c = 0,2.mte = 0,8
hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte= 4,16

Chiều cao đầu răng ngồi

Chiều cao chân răng ngồi

Cơng thức

hfe
dae
dm

Mođun vịng trung bình

Với xn1 = x1 = 0
hae2 = 2.hte.mte - hae1 = 4,16
hfe1 = he – hae1 = 4,96
hfe2 = he – hae2 = 4,96
dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1 = 132,89
dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2 = 526,12
dm1 = (1 - 0,5.b/Re).de1 = 109,3
dm2 = (1 - 0,5.b/Re).de2 = 458,67
mtm = mte.Rm/Re

mtm

= mte.(1 – 0,5.Kbe)
= 3,64
mnm = (mte.Rm/Re).cosβm

Mođun pháp trung bình
mnm

= {mte – b/(Z1 +Z2)}.cosβm
= 3,69

22


IV.THIẾT KẾ TRỤC
IV.1. Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tơi thường hóa, có giới hạn
bền:σb= 600Mpa. Và giới hạn bền chảy σch =340 MPa
IV.2. Tính thiết kế trục về độ bền
IV.2.1

Tải trọng tác dụng lên trục

Trên bánh đai: Fr = (N) đã tính ở phần thiết kế đai
Có: Fx12 = Fr.cos400 = 1493,07 (N)
Fy12 = Fr.sin400=(N)
Trên cặp bánh răng côn – răng thẳng
+
+
+
+

Ft1=Ft2== = 3872,55 (N)
(: đường kính trung bình bánh răng cơn)
Fr1 = Fa2 = Ft1.tgcos1= 3872,55.tg200.cos = 1371,21 (N)
Fa1 = Fr2= Ft1.tg.sin1=3872,55.tg20.sin= 326,24 (N)

IV.2.2

Tính sơ bộ trục

Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo cơng thức
Trong đó:
T : là momen xoắn (Nmm)
[] : ứng suất xoắn cho phép (Mpa)
Ứng suất trục vào và trục ra =15…30 N/mm2
Ứng suất trục trung gian=10…15 N/mm2
− Đường kính sơ bộ trục I: N.mm ; []= 15 N/
 Chọn 45 mm
− Đường kính sơ bộ trục II: mm ; []= 25 N/
 Chọn 55 mm
IV.2.3

Chọn khớp nối

Mômen xoắn cần truyền: T = T2 = 846300,81 (Nmm)= 846,3(Nm)
23


Mơmen tính Tt = k.T2 = 1,3.846,3 =1100,2 (Nm)
Trong đó :
k: hệ số chế độ làm việc k =1,2…1,5; chọn k = 1,3 (tra bảng 16.1)
Chọn nối trục :
Để truyền momen từ trục 2 sang trục làm việc ta dùng nối trục đàn hồi, nối trục
được lắp trên trục có momen xoắn T2 = 846,3Nm. Dựa vào bảng16-10a[2] ta
chọn được khớp nối.
Bảng 4.1 Các thơng số về kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

T,Nm
1000

d
5
6

D
21
0

dm

L

L

d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2
10 16
285
95 0 110
8
6 70 40 36 40
0
0
0
Bảng 4.2 Các kích thước cơ bản của vịng đàn hồi

T,Nm

dc

d1

D2

l

l1

l2

l3

h

1000

18

M12

25

80

42

20

36

2

−

−

Chọn vật liệu:
+ Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa,
vịng đàn hồi bằng cao su.
+ Ứng suất dập cho phép của vòng caosu: [σ]d = 2..4 (N/mm2)
+ Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u = 60..80(N/mm2)
Kiểm nghiệm về độ bền :
+ Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi (vòng cao su):

 Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập
+ Điều kiện sức bền của chốt :
Trong đó:
 Vậy chốt đủ điều kiện làm việc
• Tải trọng phụ tại khớp:
24


Với T2 =846300,81Nmm , d = 56 mm D0 = 160 mm
Suy ra lực vòng trên khớp nối
10578,76 N
Vậy tải trọng phụ tại khớp nối
N
 Chọn Fkn=3000 N

IV.2.4

Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

Tra bảng 10.2 chiều rộng ổ lăn
mm =>
55 mm =>
* Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực
phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ ,
khe hở cần thiết và các yếu tố khác.
Chiều dài may ơ bánh đai
Lấy 60 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn nhỏ
Lấy 60 mm
Chiều dài may ơ nửa khớp nối đối với nối trục đàn hồi
Lấy 80 mm
Chiều dài may ơ bánh răng
Lấy 82 mm
Chiều dài may ơ bánh răng côn lớn
lm23 = (1,2…1,4).55= (66…82,5) mm
Lấy lm23 = 80 mm
Tra bảng 10.3[1] ta được :
25