đồ án chi tiết máy'''' cơ sở thiết kế máy và rôbot

Bộ môn cơ sở thiết kế máy và rôbôt
đồ án môn học
chi tiết máy
************
Giáo viên hớng dẫn : Lê Văn Uyển
Sinh viên : Giần Hải Anh
Lớp : CTM1- K49

Hà Nội : 5-2006
1
Mục lục
phần I : động học hệ băng tải
I, Chọn động cơ 2
II, Phân phối tỷ số truyền 3
III, Xác định các thông số trên các trục 4
IV, Bảng tổng kết 5
Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY
I, Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 6
A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn răng thẳng) 6
B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng) 13
II, Tính bộ truyền xích 19
III, Thiết kế trục 23
A, Chọn và kiểm tra khớp nối 23
B, Thiết kế trục 24
1, Sơ đồ đặt lực 24
2, Xác định sơ bộ đờng kính trục 25
3, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 25
4, Tính kiểm nghiệm kết cấu trục 27
a, Trục I 27
b, Trục trung gian II 31
c, Trục ra III 37

IV, Chọn và tính toán ổ lăn 41
1, Chọn và tính ổ lăn cho trục I 41
2, Chọn và tính ổ lăn cho trục II 42
3, Chọn và tính ổ lăn cho trục III 44
V, Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 45
VI, Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 51
VII, Bảng thống kê các kiểu lắp 52
2
Lời nói đầu
Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí.
Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn
thực tế hơn đối với các kiến thức đã đợc học, mà nó còn là cơ sở rất quan
trọng của các môn chuyên ngành sẽ đợc học sau này.
Đề tài sinh viên đợc giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp
giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ răng thẳng và bộ truyền xích . Hệ thống
đợc dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ
truyền xích sẽ truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và
thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc sinh viên đã sử dụng và tra cứu
các tài liệu sau:
Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp.
Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS
Trịnh chất và TS lê văn uyển.
Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn.
Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự
hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài
giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh
khỏi những sai sót. Kính mong đợc sự hớng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các
thầy cô trong bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc
biệt là thầy Lê Văn Uyển đã trực tiếp hớng dẫn, chỉ bảo tận tình để sinh viên

hoàn thành tốt nhiệm vụ đợc giao .
Sinh viên : Giần Hải Anh

3
tính toán động học hệ dẫn động
phần I : động học hệ băng tải
I, Chọn động cơ
1, Xác định công suất cần thiết của động cơ
Công suất tơng đơng xác định theo công thức : P =
P

;
Trong đó :
+,Công suất công tác P
ct
:

ct
2.F.v 6000.0,51
P 3,84
1000 1000
= = =
KW
Với : v =0,58 m/s - vận tốc băng tải;
2F =6000 N - lực kéo băng tải;
+, Hiệu suất hệ dẫn động :
=
n
i
b .

Theo sơ đồ đề bài thì : =
k
.
5
ôl
.
brcôn
.
brtrụ
.
x
;
Tra bảng( 2.3) Ttttkhdđck tập1 , ta đợc các hiệu suất:

k
= 0,99 - hiệu suất nối trục.

ol
= 0,992 - hiệu suất một cặp ổ lăn;

brcôn
= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng côn;

brtrụ
= 0,96 - hiệu suất một cặp bánh răng trụ;

x
= 0,90 - hiệu suất bộ truyền xích để hở ;
= 0,99. 0,992
5

. 0,96.0,96. 0,90
2
= 0,703 ;
+, Hệ số xét đến sự phân bố tải không đều :
=
2
2 2
i i
1 ck
T t 5 3
. 1 . 0,9 . 0,96
T t 8 8

= + =
ữ



Công suất tơng đơng P
tđ
đợc xác định bằng công thức:

ct
td
.P 0,96.3,48
P 4,772
0,703

= = =

KW
2, Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện
4
Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là u
c
.Theo bảng 2.4, truyền
động bánh răng trụ hộp giảm tốc đồng trục2 cấp, truyền động xích (bộ
truyền ngoài):
U
c
= u
sbh
. u
sbx
;
u
sbh
: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc ; u
sbh
=(12 20);
u
sbx
: tỉ số truyền sơ bộ của xích ; u
sbx
=(2.5 3);


U
c
=(12 20).(2.5 3)= 30 60 ;

+, Số vòng quay của trục máy công tác là n
lv
:
n
lv
=
60000.v 60000.0,58
D 3,14.320
=

= 34,616 vg/ph
Trong đó :
v : vận tốc băng tải; v = 0,58 m/s ;
D : đờng kính băng tải ; D=320 mm ;


Số vòng quay sơ bộ của động cơ n
sbđc
:
n
sbđc
= n
lv
. u
sb
= 31,42(30 60) = (942,6 1885,2) vg/ph ;


Ta chọn số vòng quay đồng bộ : n
đb

=1500 v/ph ;
3, Chọn động cơ
Chọn động cơ phải thỏa mãn điều kiện : P
đc


P
tđ
, n
đc
n
sb

và
K
dn
T
k 1,6
T
=
- hệ số quá tải;
Từ kết quả :
ct
P 4,772kW=
;

sb
n (942.6 1885).vg / ph=
;
mm

T
1,6
T
=

Ta chọn động cơ ký hiệu : 4A112M4Y3 (theo bảng P 1.3 tập 1)
Các thông số kĩ thuật của động cơ 4A112M4Y3 nh sau :
P
đc
= 5,5 kw ;
n
đc
= 1425 vg/ph ;
cos = 0,85 ;
n % = 85.5 ;

K
dn
T
2 k 1,6
T
= =
;
Theo bảng P 1.7 tập 1 Tttkhdđck có:
Đờng kính trục động cơ : d
T
=32 mm ;
Khối lợng : m=56 kg;
Kết luận động cơ 4A112M4Y3 có kích thớc phù hợp với yêu cầu thiết kế.
II, PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN

5
Nh đã biết tỷ số truyền chung : u
c
= u
sbh
. u
sbx

mặt khác:
dc
c
lv
n 1425
u 41,166
n 34,616
= = =
Do đó :
+, Chọn u
xích
= 2,5 u
hộp
=
41,166
16,429
2,5
=
;
mà u
h
= u

1
. u
2
Trong đó : u
1
: Tỉ số truyền cấp nhanh cặp bánh răng côn ;
u
2
: Tỉ số truyền cấp chậm cặp bánh răng trụ ;
Theo kinh nghiệm bộ truyền côn trụ : u
1
=(0,25 0,28). U
h
;
và u
1


1,25.u
2
( hoặc có thể lấy u
2
h
u /1,25

u
1
)
+, Chọn : u
1

=115/25 = 4,600;
u
2
=225/35 = 3,571;
III, Xác định các thông số trên các trục
1, Công suất tác dụng lên các trục
+, Trục công tác : P

ct
=
=
F.v 3000.0,51
1000 1000
= 1,74 kw
+, Trục III :
=

'
'
ct
3
2 3
x ol
P
P
=
2 3
1,74
0,90 .0,992
= 2,201 kw

+, Trục II : P
2
=

'
3
br ol
2.P
=
2.2,201
0,97.0,992
= 4,621 kw
+, Trục I : P
1
=
2
brc ol
P

=
4,621
0,97.0,992
= 5,011 kw
2, Số vòng quay trên các trục
+, Tốc độ quay của trục I : n
1
= n
đc
= 1425 vg/ph
+, Tốc độ quay của trục II : n

2
=
1
1
n
u
=
1425
4,6
= 309,78 vg/ph
+, Tốc độ quay của trục III : n
3
=
2
2
n
u
=
309,78
3,571
= 86,74 vg/ph
+, Tốc độ quay của trục công tác : n
ct
=
3
x
n
u
=
86,74

2,506
=34,62 vg/ph
6
3, M« men xo¾n trªn c¸c trôc T
i
= 9,55.10
6.
i
i
n
P
Trôc I :
6 6
1
1
1
P 5,011
T 9,55.10 . 9,55.10 . 33584
n 1425
= = =
N.mm
Trôc II :
6 6
2
2
2
P 4,621
T = 9,55. 10 . 9,55.10 . 142470
n 309,78
= =

N.mm
Trôc III :
= =
'
6 6
3
3
3
P 2,201
T = 9,55. 10 . 9,55.10 . 242280
n 86,74
N.mm
Trôc c«ng t¸c:

'
6 6
ct
ct
ct
P 1,740
T = 9,55. 10 . 9,55. 10 . 480035
n 34,62
= =
N.mm
IV, b¶ng tæng kÕt
Trôc
Th«ng sè
§éng c¬ I II III C«ng t¸c
Khíp = 1 U
1

= 4,60 U
2
= 3,57 U
x
=2,51
C«ng suÊt: P(kW) 4,724 5,011 4,621 2,201 1,740
Sè v/quay:n(vg/ph) 1425 1425 309,78 86,74 34,62
M«men: T(N.mm) 31659 33584 142470 242280 480035
7
Phần II : TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY
I, thiết kế Bộ TRUYềN BáNH RĂNG của HộP GIảM TốC
A, Tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bánh răng côn)
1, Chọn vật liệu.
Để thống nhất hoá vật liệu , chọn vật liệu hai cấp (cấp nhanh và cấp chậm)
nh nhau ; theo bảng (6.1) tttkhdđck tập 1; với chế độ làm việc êm, ta
chọn vật liệu:
Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . . 240
Có :
b1
= 750 MPa ;

ch 1
= 450 MPa.
Bánh lớn : Thép 45, thờng hóa độ rắn HB 170 . . 217
Có :
b2
= 600 Mpa ;

ch 2
= 340 MPa.

2, Xác định ứng suất cho phép
+, ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ ]
( )
H Hlim H R V xH HL
S Z Z K K

=
;
+, ứng suất uốn cho phép :

[ ]
( )
F Flim F R S xF FC FL
S Y Y K K K

=
;
Tính sơ bộ chọn :
Z
R
Z
V
K
xH
= 1
[ ]
H H lim HL H

K S

=
;
Y
R
Y
S
K
xH
= 1 và K
FC
=1 (do đặt tải một chiều)
[ ]
F F lim FL F
.K S

=
;
+, Dựa vào bảng (6.2) tttkhdđck tập 1 ,với thép 45 tôi cải thiện và th-
ờng hoá ta chọn độ rắn bề mặt :
Bánh nhỏ HB = 230
Bánh lớn HB = 210

o
Hlim1
= 2.HB
1
+ 70 = 2. 230 + 70 = 530 Mpa ;

o
Flim1
= 1,8.HB
1
= 1,8 . 230 = 414 Mpa ;

o
Hlim2
= 2.HB
2
+ 70 = 2. 210 + 70 = 490 Mpa ;

o
Flim2
= 1,8. HB
2
= 1,8 . 210 = 378 Mpa ;
+, K
HL
, K
FL
: là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức :
8
K
HL
=
H
m
Ho HE
N N

K
FL
=
F
m
Fo FE
N N


Với :
m
H
, m
F
: là bậc đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB < 350
m
H
= m
F
= 6;
+, N
Ho
: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
N
Ho1
=30 .
2,4 2,4
1
HB 30.230 13972305= =

N
Ho2
=30 .
2,4 2,4
2
HB 30.210 11231753,5= =

+, N
Fo
: số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : N
FO
= 4.10
6
;
+, N
HE
, N
FE
: số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng :

( )
3
HE i i i 1 i CK
N 60.c.n . t . T / T .t / t
=

3 3 7
HE2
5 3
N 60.1.309,78.13500. 1 . (0,9) . 22,54.10

8 8

= + =
ữ

;

8
HE1 1 HE2
N u N 10,37.10= =
;
N
HE1
> N
HO1
=> K
HL1
= 1
N
HE2
> N
HO2
=> K
HL2
= 1

( )
F
m
FE i i i i 1 i ck

N 60.c.(n / u ). t . T / T .t / t
=

6 6 7
FE2
5 3
N 60.1.309,78.13500. 1 (0,9) . 20,68.10
8 8

= + =
ữ

;

8
FE1 1 FE2
N u .N 9,514.10= =
;
N
FE1
> N
FO
=> K
FL1
= 1
N
FE2
> N
FO
=> K

FL2
= 1
+, S
H
, S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn, tra bảng (6.2), ta có
S
H
=1,1.
S
F
=1,75.
Thay vào ta đợc :
+,
[ ]
H H lim HL H
K S

=
;

[ ]
[ ]
[ ]

= =

= =


H
1
H
H
2
530.1
481,818(MPa)
1,1
= 445,455 (PMa)
490.1
445,455(MPa)
1,1
+,
[ ]
F F lim FL F
.K S

=
;
9
[
F
]
1
=

414.1
236,571(MPa)
1,75
=
;
[
F
]
2
=
378.1
216(MPa)
1,75
=
;
+, ứng suất quá tải cho phép :
[
H
]
max
=2,8.
ch
[
H
]
max1
=2,8.450=1600 Mpa ; [
H
]
max2

=2,8.340 = 952 Mpa
[
F
]
max
=0,8.
ch
[
F
]
max1
= 0,8.450 =360 Mpa ; [
F
]
max2
=0,8.340 = 272 Mpa
3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng côn
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh côn răng thẳng nên :

[ ] [ ] [ ]
( )
H H H
1 2
min , 445,455 MPa = =
a, Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài R
e
và đờng kính chia ngoài d
e
, Đờng kính chia ngoài của bánh chủ động theo công thức (6.52a) :
R

e
=
[ ]
2
2
3
R 1 H be be H
K . u 1. T .K /[(1 K ).K .u. ]

+
;
Trong đó:
+, K
R
: hệ số phụ thuộc bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn
răng thẳng bằng thép;
K
R
= 0,5.K
d
= 0,5. 100 = 50 MPa
1/3


(do K
d
=100 Mpa
1/3
) ;
+, K

be
: hệ số chiều rộng vành răng ,
K
be
=
e
b
R
= 0,25 0,3 ,do u
1
= 4,2 > 3 K
be
= 0,25 ;
+, K
H

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 , với:
K
be
.u
1
/( 2 - K
be
) = 0,25.4,6/(2 0,25) = 0,657 ;
với ổ đũa ta đợc : K
H

= 1,144 ;
+, T

1
=33584 Mpa - mômen xoắn trên trục I ;
+, [
H
]=445,455 Mpa ;
Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ
'
e
R
là:

( )
' 2
3
e
2
33584.1,144
R 50. 4,6 1. 143,062(mm)
1 0,25 .0,25.4,6.445,455
= + =

, Đờng kính chia ngoài sơ bộ
'
e1
d
của bánh răng côn chủ động là :

e
e1
2 2

1
2.R 2.134,683
d' 60,781(mm)
u 1 4,6 1
= = =
+ +
b, Xác định các thông số ăn khớp
10
+, Số răng bánh nhỏ Z
1
:
Từ
'
e1
d
= 60,781 mm và tỉ số truyền u
1
= 4,6 ,tra bảng (6.22) ,ta có :z
1p
=15 ;
Với: HB
1
, HB
2
< HB 350 Z
1
= 1,6.z
1p
= 1,6.15 = 24,8
chọn Z

1
= 25 răng
dựa vào bảng (6.20) tttkhdđck tập 1, chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng :
x
1
=0,4 ; x
2
=- 0,4 ;
+, Đờng kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ :

' '
m1 be e1
d (1- 0,5.K ).d = (1- 0,5.0,25).60,781 = 53,183 (mm)=


' '
tm m1 1
m d /Z = 53,183/25 = 2,127 (mm) =
+, Mô đun vòng ngoài m
te

:
Theo (6.56) :
' '
te tm be
m m /(1 - 0,5.K ) = 2,127/(1 - 0,5.0,25) = 2,431 (mm) =

Theo bảng (6.8) tttkhdđck tập 1, lấy theo trị số tiêu chuẩn:
m
te

= 2,5 mm
Do đó :
Mô đun trung bình tính lại là:
m
tm
= m
te
.(1 0,5.K
be
) = 2,5.(1- 0,5.0,25) = 2,188 (mm)
Đờng kính trung bình bánh nhỏ tính lại là:
d
m1
= m
tm
.Z
1
= 2,188.25 = 54,688 (mm) ;
Đờng kính chia ngoài bánh nhỏ d
e1
:
d
e1
= m
te
.Z
1
= 2,5.25 = 62,5 (mm) ;
+, Số răng bánh lớn Z
2

:
Z
2
= u
1
.Z
1
= 4,6. 25 = 115 Z
2
= 115 răng
Tỷ số truyền thực là : u
1
= Z
2
/Z
1
= 115/25 = 4,6
+, Góc côn chia :

1
= arctg(Z
1
/Z
2
) = arctg(25/115) = 12
0
15

53,19

2
= 90 -
1
= 77
0
44

6,81


+, Chiều dài côn ngoài R
e
:

2 2 2 2
e te 1 2
R = 0,5.m . Z + Z = 0,5.2,5. 25 + 115 = 147,108 (mm)
+, Đờng kính chia ngoài của bánh răng côn lớn d
e2
:
d
e2
= Z
2
.m
te
= 115. 2,5 = 287,5 (mm)
+, Chiều rộng vành răng b :
b = R

e
. K
be
= 147,108 . 0,25 = 35,765 (mm)
lấy b = 40 (mm)
4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền răng côn
a, Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.58) :
11

2
1 H m
H M H H
2
m1
2.T K u 1
Z .Z .Z . [ ]
0,85.b.d u

+
=
(1)
Trong đó :
+, Z
M
: hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, vật liệu thép-
thép , tra bảng (6.5 ), ta có : Z
M
=274 MPa
1/3

+, Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng (6.12) ;
ta có : Z
H
=1,76 (với =0 và x
1
+ x
2
=0 );
+, Z

: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Theo (6.59a) , bánh răng côn thẳng :

Z = (4 ) /3 = (4 1,724)/3 = 0,871


trong đó theo (6.60) có (do
0 =
)


= 1,88 3,2.(1/Z
1
+ 1/Z
2
) = 1,88 3,2(1/25 + 1/115) = 1,724
+, K
H

: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ;
Theo (6.61) : K
H
= K
H

.K
H

.K
H


Với :
K
H

: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng ; tra bảng (6.21), ta đợc : K
H

=1,144 ;
K
H

: hệ kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng động
thời ăn khớp; bánh răng côn thẳng K
H

= 1;

K
HV
: hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp ;
K
HV
=1 +
H
.b.d
m1
/(2.T
1
. K
H

. K
H

) ;
Trong đó :
Vận tốc vòng :
v = .d
m1
.n
1
/60.1000

= 3,14.54,688.1425/60.1000 = 4,080 (m/s)
Theo bảng (6.13) dùng cấp chính xác 8 .
Theo bảng (6.15)
H

=0,006 (răng thẳng không vát đầu răng ),
Theo bảng (6.16) với cấp chính xác 8, tra đợc g
0
= 56 ;
Theo công thức (6.64), ta có:

H H o m1
= .g .v. d (u 1)/u
0,006.56.4,080 54,688.(4,6 1)/ 4,6 = 11,187
+
= +

tra bảng (6.17) có :
H
<
max
;
+, b : chiều rộng vành răng ; b = 40 (mm) ;
Theo công thức (6.63):
K
H

=1+
H
.b.d
m1
/(2.T
1
.K
H

.K
H

)
= 1 + 11,187. 40. 54,688/(2.33584.1,144.1) = 1,318 ;
Do đó : K
H
= 1,144. 1. 1,178 = 1,509
Thay các giá trị vừa tính vào (1) ta có :
12

2
H
2
2. 33584. 1,509. 4,6 1
274.1,76.0,871. 424,159 (MPa)
0,85. 40. 54,688 . 4,6
+
= =


+, Tính chính xác ứng suất cho phép
[ ]
H


[ ]
( )
H H lim H R V xH HL

S .Z .Z .K .K

=
hay
[ ]
'
H H R V xH
.Z .Z .K

=

Do: v < 5 m/s nên : Z
v
= 1;
R
a
= 2,5 1,25 àm nên : Z
R
= 0,95
d
a
< 700 mm nên : K
XH
= 1


[
H
] = 445,455. 0,95. 1. 1 = 423,182 (MPa) ;
Ta có: [

H
]


H


H H
H
[ ]
0,002 0,1
[ ]

= <

đủ bền .
Vậy cặp bánh răng côn thỏa mãn bền tiếp xúc ;
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức ( 6.65) :

1 F F1
F1
tm m1
2.T K .Y .Y .Y

0,85.b.m .d

=
;
trong đó :

+, T
1
= 33584 Nmm : mômem xoắn trên trục chủ động ;
+, m
tm
= 2,188 mm : môđun pháp trung bình ;
+, b = 40 mm : chiều rộng vành răng ;
+,d
m1
= 54,688 mm : đờng kính trung bình của bánh chủ động ;
+,Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y

=1(do răng thẳng) ;
+,với


=1,724 Y

=1/

=0,58 ;
+,Y
F1
: hệ số dạng răng, tra bảng (6.18) ta có :
Y
F1
=3,48 ; Y
F2

=3,65 (với x
1
= 0,4);
+, K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
;
K
F

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, K
F

=1,536
K
F

: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng (6.14) tttkhdđck tập 1, ta đợc: K

F

= 1
K
FV
: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :
13
K
F

=1+
F
.b.d
m1
/(2.T
1
.K
F

K
F

)
Theo 6.64 :
F F 0 m1
.g .v. d (u 1)/ u = +
Trong đó :
F
= 0,016 bảng (6.15)
g

0
= 56 bảng (6.16)

F
0,016.56.4,080. 54,688.(4,6 1)/ 4,6 11,187 = + =
;
Do đó :
K
Fv
= 1 + 11,187. 40. 54,688/(2. 33584. 1,536. 1) =1,237 ;
K
F
= 1,536. 1. 1,237 = 1,90 ;

F1
2.33584.1,90.0,58.1.3,480
63,326 (MPa)
0,85.40.2,188.54,688
= =
<[
F1
] ;

F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1

= 63,326.3,65/3,48 = 66,424 (MPa)<[
F2
] ;
Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo.
c, Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : K
qt
= 1,6 :

Hmax H qt H max
. K 424,159. 1,6 536,523 (MPa) < [ ] = = =

Theo (6.49) :
F1max
=
F1
.K
qt
= 63,326. 1,6 = 101,321 (MPa) < [
F1
]
max


F2max
=
F2
.K
qt
= 66,424. 1,6 = 106,278 (MPa) < [

F2
]
max

Thoả mãn điều kiện về quá tải;
5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng côn
Chiều dài côn ngoài R
e
= 147,108 mm
Mô đun vòng ngoài m
te
= 2,5 mm
Chiều rộng vành răng b = 40 mm
Tỷ số truyền u
m
= 4,6
Góc nghiêng của răng = 0
Số răng bánh răng Z
1
=25 răng ; Z
2
= 115 răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,4 ; x
2
= - 0,4
Đờng kính chia ngoài d
e1
= 62,500 mm ; d

e2
= 287,500 mm
Đờng kính đỉnh răng ngoài d
ae1
= 67,386 mm ; d
ae2
= 288,562 mm
Góc côn chia
1
= 12
0
1553,19;
2
= 77
0
446,81
Chiều cao răng ngoài h
e
= 5,50 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
= 3,50 mm ; h
ae2
= 1,50 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
= 2,00 mm ; h
fe2
= 4,00 mm
6, Tính lực ăn khớp

1
t1 t2
m1
2.T 2.33584
F F 1228 (N)
d 54,688
= = = =
14
F
r1
= F
a2
= F
t1
.tg.cos
1
= 1228,233.tg20
o
.cos12
0
1553,19 = 437 (N)
F
a1
= F
r2
= F
t1
.tg.sin
1

= 1228,233.tg20
o
.sin12
0
1553,19 = 95 (N)
B, Tính bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)
1, Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm
nh đối với cấp nhanh : thép 45.
Bánh lớn : Thép 45, thờng hóa đạt độ rắn HB 170 . . .217
Có :
b2
= 600 Mpa ;

ch 2
= 340 MPa.
Bánh nhỏ : Thép 45, thờng hoá đạt độ rắn HB 170 . . .217
Có :
b1
= 600 MPa ;

ch 1
= 340 MPa.
2, Xác định ứng suất cho phép
+, ứng suất tiếp xúc cho phép :

[ ]
( )
H Hlim H R V xH HL
S Z Z K K

=
;
+,ứng suất uốn cho phép :

[ ]
( )
F Flim F R S xF FC FL
S Y Y K K K

=
;
Tính sơ bộ chọn :
Z
R
Z
V
K
xH
= 1
[ ]
H H lim HL H
K S

=
;
Y
R
Y
S
K

xH
= 1 và K
FC
=1 (do đặt tải một chiều)
[ ]
F F lim FL F
.K S

=
;
Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh
côn lớn (vì cùng lắp trên trục). Do đó ta có:
N
Ho3
= 111231753 ; N
Ho4
= 6763923 ; N
Fo
= 4.10
7
N
HE3
= N
HE2
= 22,54.10
7
N
HE4
= N
HE3

/u
2
= 6,312.10
7
K
HL3
= 1
K
HL4
= 1
N
FE3
= N
FE2
= 20,68.10
7
N
FE4
= N
FE3
/u
2
= 5,791.10
7
K
FL3
= 1
K
FL4
= 1

+, ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép :
[
H
]
3
= 445,455 MPa [
F
]
3
= 216,000 MPa
[
H
]
4
= 372,727 MPa [
F
]
4
=174,857 Mpa
+, ứng suất quá tải cho phép :
[
H
]
max3
= 952,000 Mpa [
F
]
max3
= 272,000 MPa
[

H
]
max4
= 952,000 Mpa [
H
]
max4
= 272,000 MPa
15
3, Tính thiết kế các thông số của bộ truyền bánh răng trụ
Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên :

[ ] [ ] [ ]
( )
H H H
1 2
min , 372,727 (MPa) = =
a, Xác định sơ bộ khoảng cách trục

[ ]
II H
'
3
w2 a 2
2
H 1 ba
T .K
a K .(u 1).
.u .

= +

Với: T
2
: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T
2
= 142470 N.mm
K
a
: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng ; K
a
= 49,5
K
H

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng
vành răng ; K
H


= 1,026

ba
= b
w
/a
w
là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền
đặt đối xứng nên chọn
ba

= 0,3 ;

bd
= 0,53.
ba.
(u
2
+1) = 0,53.0,3.(3,571 +1 ) = 0,727 (công thức 6.16)
Tra bảng(6.7) tttkhdđck tập 1 , ta có: K
H

= 1,026

'
w2
a
= 49,5.(3,571+1).
3
2
142470. 1,026
372,727 . 3,571. 0,3
=
224,947 (mm)
Lấy
'
w2
a = 200 (mm)

b, Xác định các thông số ăn khớp
+, Mô đun pháp : m = ( 0,01 ữ 0,02 ) a

2
= 2 ữ 4 (mm)
Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8, chọn m = 2,5 (mm)
+, Số răng bánh nhỏ (bánh 3) :
Z
3
= 2 a
w2
/ m(u
2
+1) = 2.200/ 2,5.(3,571 + 1) = 35 răng
ta lấy Z
3
= 35 răng
+, Số răng bánh lớn (bánh 4) :
Z
4
= u
2
.Z
3
= 3,571. 35 = 125 răng
lấy Z
4
= 125 răng
Do vậy tỷ số truyền thực : u
m
= Z
4

/ Z
3
= 125/35 = 3,571
+, Tính lại khoảng cách trục :
a
w2
= m(Z
3
+Z
4
)/ 2 = 2,5.(125+35)/ 2= 200 (mm)
a
w2
= 200 (mm)
Do khoảng cách trục khi tính sơ bộ và khi tính kiểm nghiệm là giống
nhau nên cặp bánh răng này không cần dịch chỉnh.
16
+, Chiều rộng bánh răng : b
w
=
ba
.a
w
= 0,3. 200 = 60 (mm) ;
chọn b
w
= 60 (mm)
+, Chiều rộng vành răng : d
w3
= m. Z

3
= 2,5. 35 = 87,5 (mm)
d
w4
= m .Z
4
= 2,5. 125 = 312,5 (mm)
4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ
a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Yêu cầu cần phải đảm bảo
H


[
H
]
Theo công thức (6.33) :
H
= Z
M
Z
H
Z


2 H
2
w 3
2.T .K .(u 1)
b .u.d

+
Trong đó :
Z
M
: Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu ; Z
M
=274 Mp
1/3

Z
H
: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;
Z
H
=
b
tw
2cos
sin2


=
0
0
2.cos0
sin(2.20 )
= 1,414
Z

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;


= [1,88 3,2(1/z
3
+ 1/z
4
)].cos


= 1,88 3,2(1/35 + 1/125) = 1,781
Z

=
4
3


=
4 1,781
3

= 0,860
K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;
K
H
= K
H

. K
HV
K
H

;
K
H

: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; (bảng 6.7) K
H

= 1,03;
K
H


: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi
răng đồng thời ăn khớp; K
H


= 1;
K
HV
: hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp

H w w3
Hv

3 H H
.b .d
K 1
2.T K .K


= +

với :

w3 2
.d .n .87,5.309,783
v 1,419
60000 60000

= = =
m/s
vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9

w2
H H o
a 200
.g .v. 0,006.73.1,419. 4,652
u 3,571
= = =
(tra bảng 6.15 răng thẳng không vát đầu đợc :
H
=0,006 )
(tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 đợc :g
o

=73 )
17

Hv
4,652.60.87,5
K 1 1,084
2.142470.1,026.1
= + =
K
H
=1,03. 1 . 1,076 = 1,108
b
w
: Chiều rộng vành răng; b = 60 mm
d
w3
: Đờng kính vòng chia của bánh chủ động; d
w3
= 87,5 mm
T
II
= 142470 N.mm



H
= 274. 1,414. 0,860.
2
2.142470.1,108.(3,571 1)
60.3,571.(87,5)

+
= 313,148 MPa ;
+, Tính chính xác ứng suất cho phép
[ ]
H


[ ]
( )
H Hlim H R V xH HL
S .Z .Z .K .K

=
hay
[ ]
'
H H R V xH
.Z .Z .K

=

Do: v < 5 m/s nên : Z
v
= 1;
R
a
= 2,5 1,25 àm nên : Z
R
= 0,95
d

a
< 700 mm nên : K
XH
= 1


[
H
] = 372,727. 0,95. 1. 1 = 354,091 MPa ;
Ta có: [
H
]
>

H


H H
H
[ ]
0,116 0,1
[ ]

=

đủ bền .
Vậy cặp bánh răng trụ thỏa mãn bền tiếp xúc ;
b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức ( 6.33) :

2 F F3
F3
w w3
2.T .K .Y .Y .Y

b .m.d

=
;
trong đó :
+, T
1
= 142470 Nmm : mômem xoắn trên trục chủ động ;
+, m

= 2,5 mm : môđun pháp ;
+, b = 60 mm : chiều rộng vành răng ;
+,d
w3
= 87,5 mm : đờng kính vòng lăn của bánh chủ động ;
+,Y

: hệ số kể đến độ nghiêng của răng ; Y

=1(do răng thẳng) ;
+,với


=1,724 Y

=1/

=0,58 ;
+,Y
F1
: hệ số dạng răng, tra bảng (6.18) ta có :
Y
F1
=3,750 ; Y
F2
=3,600 (với x
1
= x
2
= 0);
+, K
F
: hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K
F
= K
F

.K
F

.K
Fv
;
K

F

: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, K
F

=1,056
18
K
F

: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp, tra bảng (6.14) tttkhdđck tập 1, ta đợc: K
F

= 1
K
FV
: hệ số tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp :
K
F

=1+
F
.b.d
m1
/(2.T
1
.K
F

K
F

)
Theo 6.64 :
F F 0 w
.g .v. a / u =
Trong đó :
F
= 0,016 bảng (6.15)
g
0
= 73 bảng (6.16)

F
0,016.73.1,419. 200 / 3,751 12,405 = =
;
Do đó :
K
Fv
= 1 + 12,405. 60. 87,5/(2. 142470. 1,056. 1) =1,216 ;
K
F
= 1,056. 1. 1,216 = 1,285 ;

F1
2.142470.1,216.0,562.1.3,750
58,736 (MPa)
60.2,5.87,5

= =
< [
F1
] ;

F2
=
F1
.Y
F2
/Y
F1
= 58,736.3,600/ 3,750 = 56,387 (MPa) <[
F2
] ;
Nh vậy: điều kiện bền uốn đợc đảm bảo .
c, Kiểm nghiệm răng về quá tải
Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : K
qt
= 1,6 :

Hmax H qt H max
. K 313,148. 1,6 396,105 (MPa) < [ ]
= = =

Theo (6.49) :
F1max
=
F1
.K

qt
= 58,736. 1,6 = 93,978 (MPa) < [
F1
]
max


F2max
=
F2
.K
qt
= 56,387. 1,6 = 90,219 (MPa) < [
F2
]
max

Thoả mãn điều kiện về quá tải ;
5, Các thông số và kích thớc bộ truyền bánh răng trụ
Khoảng cách các trục a
w2
= 200 mm
Mô đun pháp m

= 2,5 mm
Chiều rộng vành răng b = 60 mm
Tỷ số truyền u
2
= 3,571
Góc nghiêng của răng = 0

o
Góc ăn khớp = 20
o
Số răng bánh răng Z
3
=35 răng ; Z
4
= 125 răng
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
3
= 0 ; x
4
= - 0
Đờng kính vòng chia d
3
= 87,500 mm ; d
4
= 312,500 mm
Đờng kính đỉnh răng d
a3
= 92,500 mm ; d
a4
= 317,500 mm
Đờng kính đáy răng d
f3
= 81,250 mm ; d
f4
= 306,250 mm
6, Tính lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp đợc chia làm 2 thành phần :
F

t3
= F
t4
=2.T
2
/d
w3
=2.142470/87,5 = 3256,451 (N)
19
F
r3
= F
r4
= F
t3.
tg
tw
/cos = 2793,8. tg20
o
/ cos0
o
= 1185,251 (N)
7, Kiểm tra điều kiện bôi trơn và kết cấu của hộp giảm tốc
Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc
Điều kiện bôi trơn:
+, d
ae2
: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh;
d
ae2

= 288,562 mm;
+, d
a4
: Đờng kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm;
d
a4
= 317,5 mm;
c =
a4
ae2
d
d
= 1,1
[ ]
1,1 1,3 ữ
Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn.
Kiểm tra điều kiện kết cấu của hộp giảm tốc
ta có : a
w
=
ae2
d
2
+
3
d
2
+

trong đó d

3
là đờng kính trục III;

là khe hở giữa bánh răng côn lớn và
trục III
[ ]
12 20 = ữ
chọn
[ ]

= 12 khi đó d
3
=
[ ]
3
3
T
0,2
=
3
242280
0,2.12
= 46,562 mm




= 200 288,562/ 2- 46,562/ 2 = 17,969 mm
Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện kết cấu.
20

II, tính bộ truyền xích
Vì trục 3 kéo 2 xích nh nhau nên chỉ tính toán cho một xích
Các thông số ban đầu :
P =
III
P 4,402
2,201
2 2
= =
Kw
u
x
= 2,506
n
3
= 86,739 vg/ph
1, Chọn loại xích
Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn . Xích ống
con lăn có độ bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp nh xích răng.
Do đó đợc dùng phổ biến .
2, Xác định các thông số của xích và bộ truyền
+, Theo bảng 5.4 tttkhdđck tập 1 ,với u
x
=2,501
Chọn số răng đĩa nhỏ : Z
5
= 27
+, Do đó số răng đĩa lớn là : Z
6
= u

x
.Z
5
= 2,501. 27 = 67,655
Chọn số răng đĩa lớn : Z
6
= 68
Z
6
< Z
max
= 120 thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng
+, Theo công thức 5.3 công suất tính toán về mòn bản lề:
P
t
=P.k.k
n.
.k
z
Trong đó :
P: là công suất cần truyền qua bộ truyền xích
k
z
: là hệ số số răng , với Z
5
=25 k
z
= 25/Z
5
= 0,926

k
n
: Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở, chọn : n
05
=50vg/ph
k
n
=n
05
/n
5
=50/ 86,739 = 0,576
Theo công thức (5.3) và bảng 5.6:
k = k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
. k
đ
.k
c
: tích các hệ số thành phần
Trong đó:
k
0
: hệ số kể đến ảnh hởng của kích thớc bộ truyền ;

k
0
= 1 (đờng nối tâm các đĩa xích làm với phơng ngang một góc < 60
o
)
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; k
a
=1 (a = 30 50 p)
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ;
k
đc
= 1,25 (vị trí trục không điều chỉnh đợc);
k
bt
=1,3 (môi trờng làm việc có bụi , bôi trơn II );
21
k
đ
: hệ số tải trọng động k
đ
= 1 (tải trọng va đập vừa);
k
c
: hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 ( làm việc 2 ca);

k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1 .1,25 = 2,031
Nh vậy : P
t
= 2,201. 2,031. 0,926. 0,576 = 2,386 kW
Theo bảng 5.5 tttkhdđck tập 1 ,với n
01
=50 vg/ph , chọn bộ truyền
xích một dãy có bớc xích p = 25,4 mm; d
c
= 7,95 mm; B = 22,61 mm ;
thoả mản điều kiện bền mòn: P
t
< [P] = 3,2 kW đồng thời theo bảng 5.8
thoả mãn điều kiện bớc xích: p < p
max
+, Khoảng cách trục sơ bộ :
a
sơbộ
= 31.496. p = 31,496 .25,4 = 800 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích :

( ) ( )
( ) ( )
2
5 6 6 5
sobo
2
2
2
Z Z Z Z .p

a
x 2.
p 2 4. .a
27 68 68 27 .25,4
800
= 2. 111,844
25,4 2 4.3,14 .800
+
= + +

+
+ + =
Lấy số mắt xích chẵn : x
c
= 112

+, Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:

( ) ( )
2
2
6 5
c 6 5 c 6 5
Z Z
a 0,25.p x 0,5 Z Z X 0,5 Z Z 2.

= + + +
ữ






( ) ( )
2
2
68 27
0,25.25,4. 112 0,5 68 27 112 0,5 68 27 2.
3,14
802,024 (mm)





= + + +
ữ




=
Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lợng
a = 0,0025. a = 0,0025. 802,024 = 2,005 mm
Vậy : a = 800 mm

+, Số lần va đập của xích theo công thức (5.14):
i =
5 5
Z .n 27.86,739
1,394
15.x 15.112
= =
< i
max
=30 (bảng 5.9)
3, Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở
máy và thờng chịu tải trọng va đập)
22
Theo công thức (5.15) :
s =
d t 0 v
Q
k .F F F+ +

[s]
Trong đó:
Theo bảng 5.2 tttkhdđck tập 1, ta có: Q = 56,7 kN ; q
1
= 2,6 kg ;
Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,7 do T
mm
= 1,6.T

1
;
Vận tốc xích tải : v =
5 5
Z .p.n
60000
= 0,991 m/s
Lực vòng : F
t
=1000P/v = 1000.2,201/0,991 = 2219,565 N
Lực căng do lực li tâm gây ra F
v
= q.v
2
= 2,6. 0,991
2
= 2,556 N
Lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81. 6. 2,6. 0,800 = 122,429 N
(hệ số độ võng: k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: s =
d t 0 v
Q
k .F F F+ +

=
56700
14,545
1,7.2219,565 122,429 2,556
=
+ +
s > [s] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
4, Đờng kính đĩa xích
Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 ;
Đờng kính vòng chia :
d
1
=
( ) ( )
5
p 25,4
218,790
sin / Z sin 180 / 27
= =

mm
d
2
=
( ) ( )
6
p 25,4
549,980
sin / Z sin 180 / 68

= =

mm
Đờng kính đĩa xích:
d
a5
= p.[0,5 + cotg(/Z
5
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(/27)] = 230,011 mm
d
a6
= p.[0,5 + cotg(/Z
6
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(/68)] = 562,094 mm
d
f5
= d
3
- 2r = 218,790 2. 8,0297 = 202,731 mm
d
f6
= d
4
- 2r = 549,980 2. 8,0297 = 533,921 mm
(với r = 0,5025.d
l
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và
d
l
=15,88 mm (bảng 5.2) các kích thớc còn lại tính theo bảng 13.4)

5, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích
theo công thức(5.18) :

( )
r t d vd
H H
d
K . F .K F .E
0,47. [ ]
A.K
+
=
23
Trong đó:
[
H
]_ ứng suất tiếp xúc cho phép.
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta đợc :[
H
]=600 Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7
.n
3
.p
3
.m = 13.10
-7

.86,739.25,4
3
.1 = 1,848
Hệ số tải trọng động : K
đ
= 1,7 (bảng5.6)
Hệ số kể đến ảnh hởng của số răng đĩa xích : K
r
= 0,396 ( vì Z
1
=27 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm
2
(bảng 5.12 với xích con lăn một dãy)
Môđun đàn hồi : E = 2,1.10
5
Mpa



5
H
2,1.10
0,47 0,396.(2219,565.1,7 1,848).
180.1,7
= +
=481,774 Mpa

H
< [
H
] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tơng tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện
6, Các thông số bộ truyền xích
Khoảng cách : a = 800 mm ;
Bớc xích : p = 25,4 mm ;
Số răng : Z
5
= 27 răng ; Z
6
= 68 răng ;
Số mắt xích : x
c
= 112
7, Lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20): F
r
= k
x
.F
t
= 1,15. 2219,565 = 2552,5 N
(k
x
= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang );

24
III, thiết kế trục

A, Chọn và kiểm tra khớp nối
1, Chọn khớp nối
Vì mômen xoắn nhỏ T
1
=33584 Nmm và cần bù sai lệch trục nên cần sử
dụng loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn
động, cấu tạo đơn giản)
+, Mômen xoắn trên trục I:
T
t
= k.T
1
= 1,3. 33584 = 43659,5 N.mm

43,6 N.m
Với k : hệ số chế độ làm việc, k = 1,3 (tra bảng 16.1)
+, Đờng kính của trục II:
d = (0,8
ữ
1,2).d
đc
=(0,8
ữ
1,2).32 = 25,6
ữ
38,4 mm
chọn đờng kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 28 mm.
Tra bảng 16.10a, 16.10b, dựa vào mômen xoắn T
1
và đờng kính d ta đợc

kích thớc của nối trục vòng đàn hồi :
T = 63 (N.m) d = 28 (mm) D = 100 (mm)
d
m
= 50 (mm) L = 124 (mm) l = 60 (mm)
d
1
= 48 (mm) D
o
= 71 (mm) Z = 6
n
max
= 5700 (vg/ph) B = 4 B
1
= 28
l
1
= 21 (mm) D
3
= 20 (mm) l
2
= 20 (mm)
T = 63 (N.m)
d
c
= 10 (mm) d
1
= M8 D
2
= 15 (mm)

l = 42 (mm) l
1
= 20 (mm) l
2
= 10 (mm)
l
3
= 15 (mm) h = 1,5
2, Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi
+, Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi :

d d
0 c 3
2.k.T
[ ]
Z.D .d .l
=

Với : d
c
=10; l
3
=15; D
o
=71; Z = 6; k = 1,3;

2 2
d d
2.1,3.33584
= =1,366 N/mm [ ] = (2 4) N/mm

6.71.10.15


Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập.
+, Điều kiện sức bền của chốt :
25