Đồ án thiết kế chi tiết máy

1
B/PHẦN THUYẾT MINH
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
1 .1/ Chọn động cơ.
1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
P
ct
=
)(55,2
1000
8500.0,3
1000
F.v
Kw
==
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
P
yc
=βP
ct
/η.
Trong đó: η là hiệu suất truyền động. β :Hệ số thay đổi tải trọng
Hiệu suất truyền động:
η = η
xích.
.η
m
ổlăn
.η
k

bánhrăng
.η
khớp nối
.
m: số cặp ổ lăn (m=4)
k: số cặp bánh răng (k=2);
tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có
hiệu suất của bộ truyền xích để hở: η
xích
.=0,93
hiệu suất của các cặp ổ lăn: η
ổlăn
.=0,995
hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : η
bánhrăng
=0,97
hiệu suất của nối trục đàn hồi: η
khớp nối
=0,99
vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là
η=0,93.0,995
4
.0,97
2
.0,99=0,849
Hệ số thay đổi tải trọng:
β =
0,906
8
4

0,8
8
4
1
t
t
.
T
T
22
ck
i
2
1
i
=+=








∑
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:
P
yc
=βP
ct

/η=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw).
1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ:
Số vòng quay trên trục công tác:
n
ct
=
)/(044,26
220.14,3
3,0.1000.60
.
.1000.60
phútvòng
D
v
==
π
trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang.
số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
=n
ct
.u
sb
= n
ct
.u
x(sb)
.u
h(sb)

với .u
x(sb)
là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích)
chọn u
x(sb)
=3 ( tra bảng 2.4 Tr21)
u
h(sb)
là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc.
u
h(sb)
=u
1
.u
2
=18 (tra bảng 2.4 Tr21)
vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
=n
ct
.u
sb
= n
ct
.u
x(sb)
.u
h(sb)
=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút)

1.1.3. Chọn động cơ:
2
động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : P
đc

≥
P
yc
, n
đc
≈ n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T
≤
1
tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có:
công suất: P
đc
=3Kw
vận tốc : n
đc
=1420vòng/phút
cosφ=0,83

hiệu suất: η%=82
tỷ số:T
max
/T
dn
=2,2
và T
K
/T
dn
=2,0>T
mm
/T
1
=1,3
đường kính trục động cơ : d
đc
=28 mm
1.2. Phân phối tỷ số truyền.
Tỷ số truyền chung:u
c
=n
đc
/n
ct
=1420/26,044=54,523.
Chọn u
ng
=3
⇒

u
h
=54,523/3=18,174.
Ta có: u
h
=u
1
.u
2
.
Trong đó: u
1 là
tỷ số truyền cấp nhanh, u
2
là tỷ số truyền cấp chậm
Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được:
u
1
=5,7
⇒
u
2
=3,188
⇒
u
x
=3
1.3. Tính các thông số.
1.3.1.Số vòng quay:
n

đc
=1420(vòng/phút)
⇒
n
1
=1420(vòng/phut)
⇒
n
2
=n
1
/u
1
=1420/5,7=249,12 (v/p)
⇒
n
3
=n
2
/u
2
=249,12 /3,188=78,143(v/p)
⇒
n
*
ct
=n
3
/u
ng

=78,143/3=26,05(v/p)
Sai số tốc độ quay của dộng cơ
3
%4%0002,0%100.
044,26
044,2605,26
%100.%
*
<=
−
=
−
=
ct
ctct
n
nn
δ
Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3.
P
ct
=
1000
Fv
=2,55 kW ;
756,2
0,995.0,93
2,55
ηη
P

P
xichol
ct
3
===
kW ;
856,2
0,995.0,97
2,756
ηη
P
P
brol
3
2
===
kW;
96,2
0,995.0,97
2,856
ηη
P
P
brol
2
1
===
kW;
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
005,3

0,995.0,99
2,96
ηη
P
P
khopol
I
*
dc
===
Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với
công suất định mức của động cơ.
1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
T
đc
= 9,55. 10
6
.
20210
1420
005,3
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
N.mm.
T

I
’ =
5,9953
1420
96,2
.10.55,9.
2
1
.10.55,9.
2
1
6
1
1
6
==
n
P
N.mm.
T
II


=
6,109484
249,12
2,856
.,55.109
n
P

.10 9,55.
6
2
2
6
==
N.mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
8,336815
78,143
2,756
.9,55.10
n
P
6
3
3
==
N.mm.
T
ct
= 9,55. 10
6
.
9,934836
26,05

2,55
.9,55.10
n
P
6
ct
ct
==
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY.
2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC
Trục
Th.số
T.S truyền
Động cơ I II III Công tác
1 U
1
= 5,7 U
2
= 3,188 U
x
=3
P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55
n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05
T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9
4
2.1.1. Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như

nhau
Với
)1510(
21
÷+≥ HBHB
Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện
Bánh nhỏ : HB=241…285 có

.850
1
MPa
b
=
σ

.580
1
MPa
ch
=
σ
Chọn HB
1
=250
Bánh răng lớn :

.450
.750
MPa
MPa

ch
b
=
=
σ
σ
Chọn HB
2
=235
2.1.2.Ứng suất cho phép
2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLFCxFsRF
F
F
KKKYYS ).(][
lim
0

σσ
=
Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ
1
1
=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ

K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K
FC
=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.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì
cơ sở
Ta có
)(57070250.270.2
1
lim
0
lim

0
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(450250.8,1.8,1
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
FF
====
σσ
)(54070235.270.2
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(423235.8,1.8,1
2

lim
0
lim
0
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
5
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế
độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO

FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2
.30
HB
HN
HO
=
→
.10.71,1250.30
74,2
1
==

HO
N
.10.626,1245.30
74,2
2
==
HO
N
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
N
HE
=60c
Σ
(T
i
/T
max
)
3
n

i
t
i
N
HE
=60cn
i
/u
j
.
Σ
t
i
Σ
(T
i
/T
max
)
3
t
i
/t
ck
N
FE
=60c
Σ
(T
i

/T
max
)
6
n
i
t
i
N
FE
=60cn
j
/u
j
.
Σ
t
i
Σ
(T
i
/T
max
)
6
t
i
/t
ck
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)

n
i
- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i
t
i
- thời gian làm việc ở chế độ thứ i
I
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . I
h
=11500h
Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng.
Ta có:
833
HE
10.31,)
8
4
.8,0
8
4
.1.11500.(
5,7
60.1.1420
N
1

=+=
>N
HO1
=1,71.10
7
do đó K
HL1
=1
ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
o
H
H lim
][
σσ
=
. K
HL1
/S
H
Với S
H
= 1,1
][
H
σ
1sb
=570.1/1.1=518,2 MPa
][
H
σ

2sb
=540.1/1.1=490,9 MPa
Suy ra
][
H
σ
m12
=(
][
H
σ
1sb
+
][
H
σ
2sb
)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa
Ta thấy
][
H
σ
m12
<1,25
][
H
σ
2
=613,625
6

4.10 N.10085,1)
8
4
8,0
8
4
.11500(1
5,7
60.1.1420
N
6
FO
866
FE
1
=>=+=
do đó K
FL1
=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép
o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL
/S
F

][
F
σ
1sb
=450.1/1,75=257,14 MPa
][
F
σ
2sb
=423.1/1,75=241,7 MPa
Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có:
7
1
733
2
10.626,110.08,4
8
4
8,0
8
4
.1.11500.
188,3
12,249
.1.60 =>=







+=
HOHE
NN
do đó K
HL2
=1;
ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép :
o
H
H lim
][
σσ
=
. K
HL2
/S
H
][
H
σ
3sb
=570.1/1,1=518,2 MPa
][
H
σ
4sb
=540.1/1,1=490,9 MPa
Suy ra
][

H
σ
m34
=(
][
H
σ
3sb
+
][
H
σ
4sb
)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa
Ta thấy
][
H
σ
m34
<1,25
][
H
σ
4
=613,625
4.10 N.10085,1)
8
4
86,0
8

4
.11500(1
5,7
260.1.249,1
N
6
FO
86
FE2
=>=+=
do đó K
FL2
=1
ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL2
/S
F
][
F
σ
3sb
=450.1/1,75=257,14 MPa
][

F
σ
4sb
=423.1/1,75=241,7 MPa
2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

chH
σσ
.8,2][
max
=

][1260450.8,2][][
][1624580.8,2][][
max4max2
max3max1
MPa
MPa
HH
HH
===
===
σσ
σσ
2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

][
F
σ
1max

=
][
F
σ
3max
=0,8
σ
ch1
=0,8.580=464 MPa

][
F
σ
2max
=
][
F
σ
4max
=0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
2.1.3. Truyền động bánh răng trụ
2.1.3.1. Đối với cấp nhanh.
2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
7
Khoảng cách trục a
w1

Theo công thức (6.15a):
3
2
'
1
][
.
)1.(
1
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
±=

'
1
T
là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ
phân đôi.
'
1
T
=9953,5(Nmm)
][
H

σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43; K
d
=67,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
4,025,0 ÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.53,0
1
+= u
babd

ψψ
=0,53.0,3.(5,7+1)=1.06
Chọn được
.
β
H
K
=1,15
⇒

].[84
3,0.7,5.2,518
15,1.5,9953
).17,5.(43
3
2
mma
w
=+=
Chọn a
w
=100 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d
w1
:
d
w1
=2.a
w
/(u

1
+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm)
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
w
am ).02,001,0(
12
÷=
= 1
÷
2
Theo bảng 6.8: Chọn m
12
=1,25.
-Xác định số răng , góc nghiêng
β

Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu.
Do đó, ta chọn góc nghiêng
β
=40
0
.
Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
3,18
)17,5(25,1
40cos.100.2
)1.(
cos 2

0
12
1
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Chọn Z
1
=20 (răng)
Số răng bánh lớn
12
.ZuZ =
=5,7.20=114(răng)
Chọn z
2
= 115 răng
Z
t1
=Z
1
+Z
2
=20+115=135

Tỷ số truyền thực:
8
75,5
20
115
1
2
1
===
Z
Z
u
m
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
w1
=2a
w
/(u
1
+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm;
Tính lại góc
β
:
84375,0
100.2
135.25,1
.2
.
cos

1
112
===
w
t
a
Zm
β

→

β
=32
0
28’
2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
w
H
HMH
dub
uKT

ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
.

ở đây : α
t
–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có
'.2023
'2832cos
20
cos
0
=






=








==
o
ttw

tg
arctg
tg
arctg
β
α
αα
'.1830
5842,0)'3838().'2023cos(
0
00
=→
==→
b
b
tgtg
β
β
( )
.54,1
'2023.2sin
'1830cos.2
0
0
==→
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số

trùng khớp dọc
β
ε
tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
12
1
m
b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
.30100.3,0.
11
===
wbaw
ab
ψ
.105,2
.5,2
'2832sin.30
0
>==

π
ε
β
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=Z
.
9
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:
( )
.722,1'2832cos
115
1
20
1
2,388,1cos
11
2,388,1
0
21
=













+−=














+−=
βε
α
zz
.762,0
722,1
1

==→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=
Với
15,1=
β
H
K
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên
chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
α
H
K
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các
đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14).
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
.
2

1
1
1
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K +=
uavg
woHH
/
δυ
=
.
v-vận tốc vòng, tính theo công thức:
v=πd
w1
n
1
/60000 (m/s)
v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ

=0,002.
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác
theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: g
o
= 73.(bảng 6.16)
.046,1
13,1.15,1.5,9953.2
63,29.30.34,1
1
.34,175,5/100.2,2.73.002,0
=+=→
==→
Hv
H
K
υ

.36,1046,1.13,1.15,1 ==→
H
K
][2,353
63,29.75,5.30
)175,5.(36,1.5,99563.2
.762,0.54,1.274
2
MPa

H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=2,2(m/s) <5 m/s ta có Z
v
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5 1,25
m
µ
, do đó :
Z
R
=0,95; với d
a
< 700mm suy ra K
xH
=1
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ

=
10
504,55.0,95.1.1=479,32
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.
2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
[ ]
1
1
1.1
1

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
][

2
1
21
2
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó
581,0
722,1
11
===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng
khớp ngang).
768,0
140
'2832

1
140
1
00
=−=−=
β
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương
đương
.3,33
'2832cos
20
cos
033
1
1
===
β
Z
Z
v
48,191
'2832cos
115

cos
033
2
2
===
β
Z
Z
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
.60,3
.77,3
2
1
=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.

β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính bảng 6.7:
β
F
K
=1,32.
α
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc
êm là 9, ta có:
α
F
K
=1,37.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
2

1
1
αβ
υ
FF

wwF
Fv
KKT
db
K +=
u
a
vg
w
FF

0
δυ
=
.
006,0=
F
δ
. (bảng 6.15).
73
0
=g
. (bảng 6.16).
v=2,2 (m/s)
11
→
.02,4
75,5
100
.2,2.73.006,0 ==

F
υ
→
1,1
37,1.32,1.5,9953.2
63,29.30.02,4
1 =+=
Fv
K
→
.99,11,1.37,1.32,1 ===
FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:
][60
25,1.63,29.30
77,3.768,0.581,0.99,1.5,9953.2
1
MPa
F
==
σ
Và:

][3,67
77,3
6,3.60
2
MPa

F
==
σ
Với m = 1,25, Y
S
= 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
2741.1.065,1.14,257
1
1
===
σσ


[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS

sb
FF
4,2571.1.065,1.7,241
2
2
===
σσ
⇒ σ
F1
=60MPa

< [σ
F1
]
1
= 274 Mpa; và
⇒ σ
F2
=57,3MPa

< [σ
F2
]
2
= 257,4 Mpa
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.1.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48:
.][.

maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
.3,1
max
==
dn
qt
T
T
k
→
].[1260][7,4023,1.2,353
maxmax1
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
].[464][][783,1.60.
maxmax
111
MPaMPak
FqtFF
=≤===

σσσ
].[360][][5,743,1.3,57.
max2max
22
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.1.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a
w1
=100[mm].
- Mô đun pháp: m
12
= 1,25.
- chiều rộng vành răng: b
w
=30[mm].
- Tỉ số truyền : u
m12
= 5,75.
- Góc nghiêng của răng:
β
= 32
0
28’.
12
- Số răng các bánh răng: z
1
= 20 ; z

2
= 115
- Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 ; x
2
= 0.
Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
][37,170
'2832cos
115.25,1
cos
.
][63,29
'2832cos
20.25,1
cos
.
212
2
112
1
mm
zm
d
mm
zm
d
o

o
===
===
β
β
-Đường kính vòng lăn:
d
w1
=2a
w1
(u
m12
+1)=2.100/(5,75+1)=29,63 mm
d
w2
=d
w1
.u
m12
=170,37 mm
- Đường kính đỉnh răng :

mmmyxdd
mmmyxdd
a
a
87,17225,1).001.(237,170).1.(2
13,3225,1).001.(263,29).1.(2
122
121

2
1
=−++=∆−++=
=−++=∆−++=
- Đường kính đáy răng:
mmmxdd
mmmxdd
f
f
245,16725,1).05,2(37,170) 25,2(
505,2625,1).05,2(63,29) 25,2(
1222
1211
2
1
=+−=−−=
=−−=−−=
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d
1
cosα=29,63.cos20
0
=27,843 mm
d
b2
=d
2
cosα=170,37.cos20

0
=160,095 mm
-Góc profil gôc: α= 20
0
;
-Góc profil răng: α
t
= 23
0
20’
-Góc ăn khớp: α
tw
= 23
0
20’
-Hệ số dịch chỉnh x
t1
=x
t2
=0
2.1.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)
2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục a
w2

Theo công thức (6.15a):
3
2
2
2

22
][
.
)1.(
2
baH
H
aw
u
kT
uKa
ψσ
β
+=

T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=49,5;
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0 ÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,5
β
H

k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi
tính theo sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7 với
11,1)1188,3.(5,0.53,0)1.(.53,0
1
=+=+= u
babd
ψψ

Chọn được
.
β
H
K
=1,035
13
⇒

].[138
5,0.188,3.9,490
035,1.6,109484
).1188,3.(5,49
3
2
2
mma
w
=+=
Chọn a

w2
=140 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d
w3
:
d
w3
=2.a
w2
/(u
2
+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm)
Đường kính vòng lăn bánh răng lớn d
w4
:
d
w4
= d
w21
.u
2
=66,86.3,188=213,15
2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
- Xác định môđun m:
m
34
=(0,01
÷
0,02) a
w2

=1,40
÷
2,80
Theo bảng 6.8: Chọn m
34
=2.
-Xác định số răng
Công thức 6.31 ta có:
số răng bánh nhỏ:
4,33
)1188,3(2
140.2
)1.(
.2
234
2
3
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
Chọn z
3
=33(răng)
Số răng bánh lớn

Z
4
=u
2
.Z
3
=3,188.33=105,2(răng)
Chọn z
4
=105 răng
Z
t2
=Z
3
+Z
4
=33+105=138
Tỷ số truyền thực:
182,3
33
105
3
4
2
===
Z
Z
u
m
Sai lệch tỷ số truyền :

%2,0%100.
188,3
182,3188,3
%100
2
22
=
−
=
−
=∆
u
uu
u
m
Tính lại khoảng cách trục a
w
:
a
w2
= m
34
.(Z
3
+Z
4
)/2 = 2.138/2 =138 mm
chọn a
w2
=140 mm

Để đảm bảo khoảng cách trục a
w2
=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh .
hệ số dịch tâm y:
y= a
w2
/m-0.5.Z
t
=140/2-0.5.138=1
hệ số k
y
: k
y
=1000y/Z
t
=1000.1/138=7,2.
Từ k
y
ta tra bảng 6.10a được k
x
=0,449
k
x
=1000Δy/Z
t

⇒
Δy=0,449.138/1000=0,062
Tổng hệ số dịch chỉnh x
t

=y+ Δy=1+0,062=1,062
Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4:
x
3
=0,5[x
t
-(Z
4
-Z
3
)y/Z
t
]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27
14
x
4
=x
t
-x
3
=1,062-0,27=0,792
góc ăn khớp:
cosα
tw
=z
t
m
34
cosα/(2a
w

)=138.2.cos20
0
/(2.140)=0,9263
⇒
α
tw
=22
0
8'
2.1.3.1.3 .kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
w
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=

Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
.=0
⇒
b
β
=0
ở đây : α
t

–góc profil răng. α
tw
là góc ăn khớp.
( )
693,1
'822.2sin
2
0
==→
H
Z
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số
trùng khớp dọc
β
ε
.
π
β
ε
β
.
sin.
m
b
w
=
=0 ; với b
w

là bề rộng vành răng.
b
w3
=
ba
ψ
.a
w2
=0,5.140=70
Khi đó theo công thức (6.36a):
3/)4(
αε
ε
−=Z
.
Với ε
α
-hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công
thức:
.753,10cos
105
1
33
1
2,388,1cos
11
2,388,1
21
=













+−=














+−=
βε
α
zz

.865,03/)753,14( =−=→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=
Với
β
H
K
=1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7).
15
α
H
K
=1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các
đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo
công thức:
v=πd
w3
n
1
/60000 (m/s)
v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s

Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
.
2

1
2
33
αβ
υ
HH
wwH
Hv
KKT
db
K +=
T
2
-momen xoắn trên trục 2. T
2
=109484,6(Nmm)
uavg
woHH
/
δυ
=
.
H

δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15:
H
δ
=0,002.
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính
xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13)
ta có: g
o
= 73.
.021,1
13,1.035,1.6,109484.2
86,66.70.844,0
1
.844,0182,3/140.872,0.73.002,0
=+=→
==→
Hv
H
K
υ

.194,1021,1.13,1.035,1 ==→
H
K
][5,420

86,66.182,3.70
)1182,3.(194,1.6,109484.2
.865,0.693,1.274
2
MPa
H
=
+
=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có Z
v
=1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi
đó cần gia công đạt độ nhám R
a
=2,5 1,25
m
µ
, do đó :
Z
R
=0,95; với d
a
< 700mm suy ra K
xH
=1;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H

] được tính theo công thức 6.1
xHvRmHH
KZZ ][][
3434
σσ
=
504,55. 0,95.1.1=479,3MPa
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
34
do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc.
2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43:
[ ]
3
2
3.1
3

2
F
ww
FF
F
mdb

YYYKT
σσ
βε
≤=
4
3
43
4
][
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
16
trong đó
7855,0
273,1
11
===
α
ε
ε
Y
(hệ số kể đến sự trùng khớp, với ε

α
là hệ số
trùng khớp ngang).
1=
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z
3
, Z
4
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x
3
=0,27;x
4
=0,79 ta có:
{
.47,3
.54,3
2
3
=
=
F
F
Y

Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành
răng khi tính tra bảng 6.7 với ψ
bd
=1,11:
β
F
K
=1,065.
α
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc
êm là 9, ta có:
α
F
K
=1,37.

Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
2

1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
u
a
vg
w
FF

0
δυ
=
.
006,0=
F
δ
. (bảng 6.15).

73
0
=g
. (bảng 6.16).
v=0,872 (m/s)
→
.533,2
182,3
140
.872,0.73.006,0 ==
F
υ
→
037,1
37,1.065,1.6,109484.2
86,66.70.533,2
1 =+=
Fv
K
→
.513,1037,1.37,1.065,1 ===
FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:
][4,98
2.86,66.70
54,3.1.7855,0.513,1.6,109484.2
1
MPa

F
=
=
σ
Và:

][5,95
54,3
47,3.4,98
4
MPa
F
==
σ
Với m = 2, Y
S
= 1,08- 0,0695ln2 = 1,032
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
17
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS

sb
FF
4,2651.1.032,1.14,257
33
===
σσ


[ ] [ ]
MPaKYY
xFRS
sb
FF
4,2491.1.032,1.7,241
44
===
σσ
⇒ σ
F3
=98,4MPa

< [σ
F
]
3
= 265,4 Mpa; và
⇒ σ
F4
=95,5MPa

< [σ
F
]
4
= 249,4 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.1.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
Công thức 6.48:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
H
σ
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng
H
σ
= 479,3MPa;

qt
k
- hệ số quá tải :
.3,1
max
==
dn
qt
T

T
k
→
].[1260][5,5463,1.3,479
max4max3
MPa
HH
=≤==
σσ
Ứng suất uốn cực đại
công thức 6.49:
].[464][][9,1273,1.4,98.
max
13max3
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
].[360][][15,1243,1.5,95.
max2max
44
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.1.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm:
- Khoảng cách trục: a
w
= 140[mm].
- Mô đun pháp: m =2.

- chiều rộng vành răng: b
w
=70[mm].
- Tỉ số truyền : u
m
= 3,182.
- Góc nghiêng của răng:
β
= 0
0
.
- Số răng các bánh răng: Z
3
= 33 ; Z
4
= 105.
- Hệ số dịch chỉnh: x
3
= 0,27 ; x
4
= 0,79.
Theo bảng 6.11:
- Đường kính vòng chia :
d
3
=m
34
.Z
3
=2.33=66 mm

d
4
=m
34
.Z
4
=2.105=210 mm
-Đường kính vòng lăn:
d
w3
=2a
w2
(u
m34
+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mm
d
w4
=d
w3
.u
m34
=213,048 mm
- Đường kính đỉnh răng :





=−++=∆−++=
=−++=∆−++=

mmmyxdd
mmmyxdd
a
a
912,2162).062,079,01.(2210).1.(2
832,702).062,027,01.(266).1.(2
444
333
18
- Đường kính đáy răng:





=−−=−−=
=−−=−−=
mmmxdd
mmmxdd
f
f
16,2082).79,0.25,2(210) 25,2(
08,622).27,0.25,2(66) 25,2(
34444
34333
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b3
=d
3

cosα=66.cos20
0
=62,02 mm
d
b4
=d
4
cosα=210.cos20
0
=197,335 mm
-Góc profil gôc: α= 20
0
;
-Góc profil răng: α
t
= 20
0
-Góc ăn khớp: α
tw
= 22
0
8’
-Hệ số dịch chỉnh x
t3
=0,27;x
t4
=0,79.
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Các thông số cơ bản của
bộ truyền bánh răng

Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
Bánh chủ
động
Bánh bị
động
Bánh chủ
động
Bánh bị
động
Modul.
Số răng
Hệ số chiều rộng vành răng
Chiều rộng vành răng
Đường kính vòng chia
Đườn kính vòng lăn
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng
Đường kính vòng cơ sở
Góc nghiêng của răng
Hệ số dịch chỉnh
m
z
ba
ψ
b
w
d
d
w
d

a
d
f
d
b
β
x
t
1.25
20
0,3
30
29,63
29,63
32,13
26,505
27,843
32
0
28’
0
1.25
115
0,3
30
170,37
170,37
172,87
167,245
160,095

32
0
28’
0
2
33
0,5
70
66
66,954
70,832
62,08
62,02
0
0,27
2
105
0,5
70
210
213,048
216,912
208,16
197,335
0
0,79
2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung:
19
F
t

F
t4
F
t3
F
t1
F'
t1
x
y
z
O
F'
t2
F'
a2
F'
a1
F
a2
F
a1
F
t2
F
'r1
F'
r2
F
r1

F
r2
F
r3
F
r4
v
F
Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có
F
a1
+F’
a1
=0 và F
a2
+F’
a2
=0
Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu.
2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P
3
=2,756; n
3
=78,143 vòng/phút; T
3
=336815,8
2.2.1. Chọn loại xích
Vì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống

con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng
rộng rãi trong kỹ thuật.
2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích.
Với tỷ số truyền của bộ truyền xích u
x
=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z
x1
= 25
20
Do đó số răng đĩa xích lớn : Z
x2
= u
x
.Z
x1
= 3. 25 = 75 < Z
xmax
=120(thỏa mãn
điều kiện xích ăn khớp đúng)
Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền
xích :
P
t
=P.k.k
n.
.k
z
≤
[P]

Trong đó :
P: công suất cần truyền qua bộ truyền xích .P=2,765 (kw)
Theo công thức (5.4) ta có
k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
:
trong đó
k
đ
: hệ số tải trọng động. K
đ
= 1 (tải trọng êm )
k
0
: hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k
0
=1 (do đường nối tâm các
đĩa xích trùng với phương ngang)
k
a

: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;k
a
=1;
(chọn a=40p)
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; k
đc
=1 ( điều chỉnh bằng
một trong các đĩa xích)
k
bt
hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . k
bt
=1,3 (môi trường làm việc có
bụi, bôi trơn đạt yêu cầu)
k
c
: hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625
k
n
: hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ.
Chọn :n
03
=50vg/ph
→ k
n

=n
03
/n
3
=50/78,143 = 0,64
k
z
: hệ số răng , với Z
x1
=25 → k
z
= 25/Z
x1
= 1

Như vậy ta có : P
t
= 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n
01
=50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy
có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt d
c
=7,95mm chiều dài ống :B=22,61
mm
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
[P]=3,20 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p

max
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
X=
( ) ( )
( ) ( )
6,131
1016.14,3.4
4,25.2575
2
7525
4,25
1016
.2.
4
2
.2
2
2
2
2
1221
=
−
+
+
+=
−
+
+

+ p
a
ZZZZ
p
a
π
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
= 132
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a
*
=
( ) ( )
[ ]














−

−+−++−
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0
π
ZZ
ZZXZZXp
cc
21
a
*
=
( ) ( )
[ ]
=















−
−+−++−
2
2
14,3
2575
.225755,013225755,0132.4,25.25,0
1021,4mm
để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = (0,002
÷
0,004)a = (0,002. 1021,4
÷
0,004.1021,4)=2,0
÷
4,1 mm
Chọn ∆a =3,4mm .
Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =
99,0
132.15
143,78.25
.15
.
31
==
X
nZ

< i
max
=30 (bảng 5.9)
2.2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu
va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) :
S =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56,7 kN ; q
1
= 2,6 kg ;
Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2 do T
mm
= 1,3.T
1
;
F
t
–lực vòng ;

v =
60000
31
pnZ
= 0,827 m/s
F
t
=1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N
F
v
:lực căng do lực li tamm gây ra: F
v
= q.v
2
= 2,6. 0,827
2
= 1,778N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N
(hệ số võng : k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: S =
vtd

FFFk
Q
++
0
.
=
64,13
778,11565,3332.2,1
56700
=
++
⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
2.2.4. Đường kính đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
d
1
=
( ) ( )
66,202
25/180sin
4,25
/180sin
1
==
Z
p
mm
d

2
=
( ) ( )
56,606
75/180sin
4,25
/180sin
2
==
Z
p
mm
đường kính vòng đỉnh đĩa xích
d
a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm
22
đường kính vòng chân đĩa xích
d
f1
= d
1
- 2r = 202,66 –2. 8,0297 = 184,6 mm

d
f2
= 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm
(với r = 0,5025d
l
+ 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và d
l
=15,88 mm
(bảng 5.2)
Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4)
-Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Theo công thức (5.18) :

σ
H1
= 0,47
( )
.
.

d
vddtr
KA
EFKFK +
Trong đó
[σ
H
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[σ
H

]=600 Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.78,143.25,4
3
.1 = 1,665N
Hệ số tải trọng động : K
đ
=1 (bảng 5.6)
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,41(vì Z
1
=25 )
Diện tích bản lề : A = 180 mm
2
(tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa

⇒

1.180
10.1,2
).665,11.5,3332(41,047,0
5
1
+=
H
σ
=593,5
⇒
σ
H1
<[σ
H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của
số rang đến đĩa xích K
r
=0,21 Ta có:
1.180
10.1,2
).665,11.5,3332(21,047,0
5
1
+=
H
σ
=425 MPa<[σ
H
]

Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
2.2.5. lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
F
r
= k
x
.F
t
=1,15.3332,5 = 3832,4 N
(k
x
= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích :
Khoảng cách trục : a=1018 mm ;
Bước xích : p = 25,4 mm
Số răng đĩa xích : Z
x1
=25 ; Z
x2
= 75 ;
Số mắt xích : X
c
=132
2.3.CHỌN KHỚP NỐI.
2.3.1.Mô men xoắn cần truyền:
T=T
đc
=20210 Nmm=20,21Nm;
23

Mômen tính T
t
=k.T=1,25.20,21=25,26Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
2.3.2. Chọn nối trục.
Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối
thiểu bằng (0,8…1,2)d
đc
=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các
thông số kích thước chủ yếu sau :
Mômen d D d
0
l C Chốt vòng đàn
hồi
n
max
xoắn Không
quá
d
c
l
c
Ren Số
chốt
Z
Đk
ngoài
Chiều
dài toàn
bộ l

v
(v/ph)
20,21 18 90 20 51 2 10 19 M8 6 19 15 5600
2.3.3. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]
d
=2 (N/mm
2
)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]
u
=60(N/mm
2
)
2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
[ ] [ ]
dd
cv
x
d
dlDZ
TK
σσσ
<==≤= 87,1
10.15.45.4
10.26,25.2
.
2

3
0
; trong đó D
0
=D-d
0
-15
2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
[ ] [ ]
uu
c
cx
u
DZd
lTK
σσσ
<==≤= 66,26
45.10.4.1,0
19.10.26,25
1,0
.
3
3
0
3
2.4 TÍNH TRỤC
2 .4.1 . Thiết kế trục
2.4.1.1. chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có σ
b

= 850 MPa.
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa
2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục
Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1 3;

[ ]
3
2,0
τ
k
ksb
T
d =
(mm)
[ ]
MPa
mmNT
20
.19907
1
=
=
τ
=>
17
20.2,0
19907
3
1
==

sb
d
(mm)
24
Chọn d
1sb
=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=17mm.

[ ]
MPa
mmNT
20
. 109484,6'
2
=
=
τ
=>
1,30
20.2,0
6,109484
3
2
==
sb
d
(mm)
Chọn d

2
= 35, tra bảng (10.2) ta được chiều rộng ổ lăn: b
20
= 21mm.

[ ]
MPa
mmNT
20
.336815,8
3
=
=
τ
=>
8,43
20.2,0
336815,8
3
3
==
sb
d
(mm)
Chọn b
30
=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b
30
= 25 mm.
2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

l
33
l
32
l
31
l
C33
l
m22
l
m23
b
23
l
22
l
23
l
24
21
l
m33
l
m24

(Sơ đồ tính khoảng cách )
Trị số các khoảng cách:
25