Thiết kế dẫn động băng tải xích (xích tải) 2

THIT K H DN NG C KH
Mục lục.
trang
Lời nói đầu. 2
PhnI.Tính động học hệ dẫn động. 3
I.Chọn động cơ. 3
II.Phân phối tỷ số truyền. 5
III.Tinh toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các trục 6
dẫn động.
IV.Bảng kết quả. 7
PhnII.Thiết kế chi tiết. 7
I.Thiết kế bộ truyền. 7
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng. 7
B.Thiết kế bộ truyền trục vít. 16
C.Thiết kế bộ truyền xích. 22
II.thiết kế trục, lựa chọn ổ lăn và khớp nối. 26
A.Chọn khớp nối. 26
B.Thiết kế trục. 27
C.Chọn ổ lăn. 45
PhnIII.Thiết kế kết cấu. 52
I.Kết cấu vỏ hộp. 52
II.Kết cấu một số chi tiết. 53
III.Bôi trơn, điều chỉnh, bảng dung sai. 56
PhnIV.Tài liệu tham khảo. 59

o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
1
THIT K H DN NG C KH
Lời nói đầu
Môn học Chi tiết máy là một trong những môn cơ sở giúp cho sinh viên
khoa cơ khí nói riêng và sinh viên khoa khác nói chung có một cách nhìn

tổng quan về nên công nghiệp đang phát triển nh vũ bão. Và là cơ sở để học
nhng môn nh dao cắt, công nghệ
Thiết kế đồ án chi tiết là một việc rất quan trọng, từ đó sinh viên có cơ
hội tổng kết lại những kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.
Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời (khối
hạt,bao gói) chủ yếu sử dụng các máy vận chuyển gián đoạn, các máy vận
chuyển liên tục. Khác với các máy vận chuyển gián đoạn, các thiết bị của
máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu
theo hớng đã định sẵn một cách liên tục có năng suất cao và đợc ứng dụng
rộng rãi khi cần vận chuyển vật liệu rời.Băng tải là một loại máy thờng đợc
sử dụng khi vận chuyển các loại vật liệu nh : than đá, cát, sỏi, thóc
Băng tải thờng đợc cấu tạo bởi ba bộ phận chính: Động cơ truyền lực và
mô men xoắn đến hộp giảm tốc tiếp đó đến băng tải. Hộp giảm tốc thờng
dùng cho băng tải là hộp giảm tốc bánh răng trụ một, hai cấp, bánh vít
trục vít, bánh răng trục vít .
u nhợc điểm băng tải: Băng tải cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng vận
chuyển vật liệu theo hớng nằm ngang, nằm nghiêng (hay kết hợp cả hai)
với khoảng cách lớn, làm việc êm, năng suất tiêu hao không lớn. Nhng
băng tải còn có một số hạn chế nh: tốc độ vận chuyển không cao, độ
nghiêng băng tải nhỏ(< 24
0
) , không vận chuyển đợc theo hớng đờng cong.
Để làm quen với việc đó em đợc giao Thiết kế dẫn động băng tải(xích
tải),với những kiến thức đã học và sau một thời gian nnghiên cứu cùng với
sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo,sự đóng góp trao đổi xây dựng của bạn
bè.Em đã hoàn thành đợc đồ án đợc giao.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế cha
nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót.
Em rất mong đợc sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn thầy giáo
và bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em đợc hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn !.
Hà Nội , Ngày tháng năm 2011
Sinh viên
o Ngc Anh
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
2
THIT K H DN NG C KH
PhnI.Tính động học hệ dẫn động.
I.Chọn động cơ.
1.Chọn loại động cơ.
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ,
là giai đoạn dầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.
Theo yêu cầu làm việc của thiết bị cần đợc dẫn động.Hệ dẫn động băng
tải và đặc tính, phạm vi sử dụng của loại động cơ, ta chọn động cơ ba pha
không đồng bộ rô to lồng sóc.
Loại động cơ này có u điểm: kết cấu đơn giản, giá thành thấp, dễ bảo
quản, làm việc tin cậy.Tuy nhiên loại này có nhợc điểm là hiệu suất và
cos() thấp (so với động cơ đồng bộ), không điều chỉnh vận tốc đợc.
Ta chọn sơ đồ khai triển hệ đãn động sau:

1. Động cơ điện.
. 2. Bộ truyền bánh răng.
3. Bộ truyền trục vít bánh vít
4. Băng tải.
5. Khớp nối.
2.Tính công suất động cơ.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
3
THIT K H DN NG C KH
-Ta có:

.P
t
P
ct
h

=
(I.1).
-Mà
4
= . . . . . . . . . .
0 0 0 0
k
tv tv
X X
L L L L
br k br

=
(I.2).
Tra bảng 2.3 (trang 19).ta đợc

0,99
k

=
;
0,99
k

=
;
0,98
br

=
;
0,93
X

=

0,82
tv

=
(z
1
=2).
Thay tất cả vào công thức 1.2 ta đợc

4
0,99.0,98.0,82.0,93.0,99 0,71.

= =
-Vì tải trọng là thay đổi ta có:

2
2 2
. /

0 0
1
p
i
t t
i i
p





ữ
ữ

ữ




=


(
)
2
2 2
0
1 2
. . . /

0 1 2 0 1 2
2 2 2
1 1 1
p
p p
t t t t t t
p p p




ữ

ữ
ữ



= + + + +


( )
2
0 5 0,7 .3 / 0 5 3



ữ

= + + + +

0,899

=
.
-Tính tải trọng ngoài.

. 2305.0,35
0.8225
1000 1000
F V
P
t
= = =
-Thay lại công thức (1.1) ta đợc

0,8225
0,899. 1,03( )
0,71
P kw
ct
= =
3.Chọn n
sb
của động cơ.
-Ta có:
.u u u
x

ch h
=
(1.3)
-u
h
là tỉ số truyền của hộp giả tốc bánh răng trục vít:u
h
=4560
-u
x
là tỉ số truyền của bộ truyền xích: u
x
=25
Vậy

2.45 90..
min min min
u u u
ch h x
= ==

. 3.60 180.
max
max max
u u u
X
ch h
= = =
-Tốc độ quay của bánh công tác
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49

4
THIT K H DN NG C KH

60000. 60000.0,35
23,89( / )
. 3,14.280
V
n v ph
lv
D

= = =
mà
.n u n
Sb ch lv
=

n =90.23,89=2150 (v/ph)
Sbmin
n =180.23,89=4300(v/ph)
Sbmax
Vậy ta chọn n
sb
của động cơ là :n
sb
=1500(v/ph).
*Kết luận:Vì động cơ đặt nằm ngang nên chỉ tiêu về khối lợng của động cơ
không phải làchỉ tiêu đợc quan tâm đầu tiên ,mà chỉ tiêu đặt cao hơn là mô
men mở máy phải lớn .Do đó ta chọn động cơ loại K.Cụ thể tra bảng (P1.1)
trang 234 TKHDDCK.Ta chọn động cơ K100L2 có các thông số sau đây:

+Pđc=1,5(KW).
+n
đc
=2860(v/ph).
+=79,5
+
cos 0,87

=
+
2,5
T
k
T
d
=
+Khối lợng của động cơ m=24(kg).
+tra bảng 1.4 ta đợc đờng kính của động cơ là:D=22 mm.
II.Phân phối tỉ số truyền.
-Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí:

.n u n
Sb ch lv
=
(1.4)
Mà
.u u u
x
ch h
=

Chọn sơ bộ u
x
=2,5

2860
47,89
2,5*23,89
u
h
= =
-Mà
.u u u
tv
h br
=
(1.5)
Để chọn u
br
ta dựa vào hình 3.24(trang 46).Vì là cặp bánh răng thẳng ta
chọn C=0,9.Dựa vào u
h
=47,89 gióng lên ta có đợc u
br
=2.Thay lại công thức
(1.5) ta đợc
47,89
23,945
2
u
tv

= =
.Ta chọn
u =24
tv
.Vậy
u =48
h
-Thay công thức(1.4) ta đợc tỉ số truyền chính xác của bộ truyền xích

2860
2,5
48*23,89
u
x
= =
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
5
THIT K H DN NG C KH
III.Tính toán công suất,số vòng quay,mô men xoắn trên các
trục của hệ dẫn động.
1.Tính công suất (P).

0,8225( )
4
P P kw
t
= =

0,8225
4

0,893( )
3
. 0,99.0,93
0
P
P kw
x
l

= = =

0,893
3
1,1( )
2
. 0,99.0,82
0
P
P kw
tv
l

= = =

1,1
2
1,134( )
1
. 0,99.0,98
P

P kw
ol br

= = =
.
2.Tính số vòng quay n.

2860( / ).
1
n n v ph
dc
= =

2860
1430( / ).
2
2
n
dc
n v ph
u
br
= = =

2860
59,58( / ).
3
48
n
dc

n v ph
u
h
= = =

59,58
3
23,84( / )
4
2,5
n
n v ph
u
= = =
.
3.Tính mô men xoắn trên các trục (T).
-Ta có công thức tổng quát liên hệ giữa mô men xoắn(T) và tốc độ quay n
là:
6
9,55.10 .P
T
n
=
-Trên trục động cơ:

6
9,55.10 .
6
9,55.10 .1,5
5009( . )

2860
P
dc
T N mm
dc
n
dc
= = =
-Trên trục bánh răng 1:

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .1,134
1
3786,6( )
1
2860
1
P
T kw
n
= = =
-Trên trục 2(bánh răng trục vít).

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .1,1
2

7347,2( )
2
1430
2
P
T kw
n
= = =
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
6
THIT K H DN NG C KH
-Mô men xoắ trên trục 3.

6
6
9,55.10 .
9,55.10 .0,893
143137,8( )
3
59,58
P
t
T kw
n
lv
= = =
.
-Mô men trên trục ra (trục 4).

6

6
9,55.10 .
9,55.10 .0,8225
328793,5( )
4
23,89
P
t
T kw
n
lv
= = =

IV.Lập bảng tổng kết.
Phần II.Thiết kế chi tiết.
I.Thiết kế bộ truyền.
A.Thiết kế bộ truyền bánh răng.
1.Chọn vật liệu.
-Vì công suất trên bánh dẫn P=1,314 (KW) không quá lớn.Bộ truyền không
có yêu cầu gì đặc biệt về .vậy theo quan điểm thông nhất hoá và dựa vào
bảng 6.1/91 ta chọn.
+Bánh nhỏ làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241285,có

b1
=850MPa,
ch1
=580MPa.
+Bánh răng lớn cũng làm bằng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB=192240,
b2

=750MPa,
ch2
=450MPa.
Thoả mãn điều kiện H
1
H
2
+(1015).
2.Tính các ứng suất cho phép.
2.1ứng suất tiếp xúc cho phép.
Công thức xác ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
]và ứng suất tiếp xúc cho
phép [
F
].
[
H
]= (
Hlim
0
/s
H
).Z
R
.Z
V
.k
xH
.K

HL
[
F
]=(
Flim
0
/s
F
).Y
R
.Y
S
.K
XF
.K
FL
-Trong bớc tính thiết kế ta chọn sơ bộ.
Z
R
.Z
V
.k
xH
=1
Y
R
.Y
S
.K
XF

=1
Vậy các công thức trên trở thành.
[
H
]= (
Hlim
0
/s
H
). K
HL
(II.1)
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
7
THIT K H DN NG C KH
[
F
]=(
Flim
0
/s
F
). K
FL
(II.2)
+
Hlim
0
,
Flim

0
là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ
cơ sở.Tra bảng 6.2/92 ta có đợc

Hlim
0
=2.HB+70 , s
H
=1,1 (II.3)

Flim
0
=1,8.HB , s
F
=1,75 (II.4)
Ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB
1
=245
Ta chọn độ rắn bánh lớn HB
2
=230
Thay lại các công thức (I.3),(I.4) ta đợc.

Flim1
0
=2.HB
1
+70=2.245+70=560 (MPa)

Flim2

0
=2.HB
2
+70=2.230+70=530 (MPa)

Flim1
0
=1,8.HB
1
=1,8.245=441 (MPa)

Flim2
0
=1,8.HB
2
=1,8.230=414 (MPa)
+ K
HL
, K
FL
hệ số tuổi thọ.
*Ta có số chu kỳ cơ sở N
H0
=30.HB
2,4
N
H01
=30. HB
1
2,4

=30.245
2,4
=1,6.10
7
N
H02
=30.HB
2
2,4
=30.230
2,4
=1,39.107
Số chu kỳ ứng suất tơng đơng N
HE
,N
FE
.

3
2
N =60.C . .
HE
i
1
T
i
n t
i i
Tmax

3
2 2
=60.C . . .
i
2
1 1
1
T t
i i
n t
i i
Tmax
t
i






ta có c
1
=c
2
=1,n

1
=2860(v/ph),n
2
=1430(v/ph)
Mà ta có:
( ) ( )
3 3
5 3
7
60.1.1430.12000. 1 . 0,7 77,59*10
2
8 8
N
HE



= + =
K
HL2
=1.
Mà
7 8
. 2,5.77,59.10 19,398.10 .
1 2 1
N N u
FE FE
= = =

=1.
1
K
HL

-Thay toàn bộ lại công thức (I.3).ta có

[ ]
560
509,1 .
1
1,1
MPa
H



= =

[ ]
530
481,82 .
2
1,1
MPa
H

= =
Mà bánh răng là bánh trụ răng thẳng
[
H
]=min[[
H1
], [
H2
]]=481,82(MPa).
*Tơng tự ta có số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi khử về ứng suất uốn
của thép C45 là N
F0
=4.10
6
.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
8
THIT K H DN NG C KH
N
FE
chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng.

2
60. . . .
1
mF
T
i
N C n t
i i i

FE
Tmax




=

(II.5)
Tra bảng vật liệu 6.4/93.ta đợc m
F
=6 vậy (I.5)có dạng

2 2
2
1 1
1
60. . . . .
i i
EF i i i
i
T t
N C n t
Tmax
t

ữ

ữ
=

ữ

ữ



Ta có C
1
=C
2
=1,n
1
=2860(v/ph))n
2
N
FE1
N
FE2
Mà ta có:

5 3
6 6 7
60.1.1430.12000. 1 . 0,7 . 99,65.10 ( )
2
8 8
N MPa
FE

= + =
N
FE2
=99.65.10
7
N
FE0
=4.10
6
. K
FL2
=1.
N
FE1
N
FE2
N
EF0
=4.10
6
. K
FL1
=1.
-Thay lại công thức (II.4).Ta có

441
.1 252( ).
1
1,75

414
.1 236,57( )
2
1,75
MPa
F
MPa
F






= =
= =
2.2.ứng suất quá tải cho phép.

2,8. 2,8.450 1260( ).
0,8. 0,8.580 464( ).
1
0,8. 0,8.450 360( ).
2
max MPa
H
ch
max MPa
F
ch
max MPa

F
ch









= = =
= = =
= = =
3.Xác định các thông số của bộ truyền.
Tính khoảng cách trục aw.
-Vì là hộp giảm tốc nên thông số cơ bản là khoảng cách trục
a
w
đợc xác
định nh sau.

.
1
a = .( 1).
w
3
2
. .
T K

H
k u
a
u
H
ba



+
(I.6).Vì hai bánh răng ăn khớp ngoài.
+ka hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng.vì là bánh
răng thẳng nên ta lấy ka=49,5 (bảng 6.5/94 TKHDDCK).
+T
1
mô men xoắn trên trục bánh chủ động T
1
=3786,6[N.mm]
+ [
H
]=481,82[MPa]
+u=2
+Tra bảng 6.6/95 ta đợc
0,3.
ba

=

o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
9

THIT K H DN NG C KH

( )
0,5. 1 0,5.0,3.(2 1) 0,45u
bd ba

= + = + =
+Tra bảng 6.7,sơ đồ bánh răng ứng với sơ đồ 6 k
HB
=1,015.
Thay toàn bộ lại công thức (I.6) đợc

3786,6.1,015
a 49,5.(2 1). 46,16( )
3
2
481,82 .2.0,3
mm
w
= + =
Quy tròn ta lấy
a =46(mm).
w
= a . =46.0,3=13,8(mm).
ba
b
w w


Vi khong cỏch trc nh trờn thỡ b truyn khụng m bo bn nờn ta

phi chn li khong cỏch trc tng thờm 10mm .
a =56(mm).
w
= a . =56.0,3=16,8(mm).
ba
b
w w


4.Xác định các thông số ăn khớp.
4.1.xác định mô đun (m).
Ta có
m=(0,014ữ0,02). a =(0,014ữ0,02).56=0,784ữ1,12(mm).
w
Tra theo
dãy tiêu chuẩn 6.8/97 ta chọn m=1,25 (mm).
4.2.Xác định số răng .
-Bánh răng thẳng =0.
Có
.( ) .( 1).
2.a
2.56
1 2 1
a = 29,87
1
2. 2 m.(u+1) 1,25.(2 1)
m Z Z m u Z
w
Z
w

cos

+ +
= = = =
+
Ta chọn Z
1
=30(răng).
Mà Z
2
=u.Z
1
=2.30=60.Ta chọn Z
2
=60 răng.
Khi đó
2 1,995
0,25%
2
u
u

= =
thoả mãn.
4.3.Xác định hệ số dịch chỉnh(x).
Z
1
=30.Yêu cầu về dịch chỉnh để đảm bảo về khoảng cách trục cho trớc.
+y là hệ số dịch chỉnh tâm.

1 2
a
56
y= 0,5.( ) 0,5.(30 60) 0,2( ).
m 1,25
w
Z Z mm + = + =
+Hệ số
1000. 1000.0,2
2,22
30 60
y
k
y
Z
t
= = =
+
Dựa vào ky,ttra ở bảng 6.10akx=0,032.
Mà
. 0,032.(60 30)
0,003
1000 1000
kx Zt
y
+
= = =
tổng hệ số dịch chỉnh
x =0,2+0,003=0,203.
t

(mm).
-Hệ số dịch chỉnh của bánh 1.

0,2
0,5. 0,203 (60 30). 0,07( )
1
60 30
0,203 0,07 0,133( )
2 1
x mm
x x x mm
t



= =
+
= = =
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
10
THIT K H DN NG C KH

5.Kiểm nghiệm răng.
5.1.Kiểm nnghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
-ứng suất tiếp xúc đợc tính theo công thức

2. . .( 1)
1
. . .
H

2
. .
w
w1
T k u
H
Z Z Z
M H
b u d

+
=
(II.6)
+z
M
hệ số cơ tính vật liệu tra theo bảng 6.5/94 ta đơc z
M
=274(MPa)
(1/3)
+z
H
hệ số kể dến hình dánng bề mặt tiếp xúc trrong bảng 6.12/104.với

0,203
1 2
0,002
30 60
1 2
x x
z z

+
= =
+ +
z
H
=1,76.
+
Z

.Hệ số kể đến sự trùng khớp xủa răng.Theo công thức (6.36a/103)

( )
4
Z
3




=
vì
.sin
w
0
.
b
m

ữ

= =
Với
1 1
1,88 3,2. 0 1,72
30 60
o
cos





ữ


= + =
Thay lại ta có

4 1,72
0,87
3
Z


= =
+k

H
:Hệ số quá tải

. .K K K K
H H HV
H


=

Với hệ số
k
H

kể đến sự phân bố tải trọng trên chiều rông vành răng.Tra
bảng 6.7/96 đợc
k =1,015
H

.

k
H

hệ số kể đến sự phân bố khônng đều tải trọng cho các đôi răng
đồng thời ăn khớp.Vì là bánh răng thẳng
k 1
H

=

H
k
v
hệ số tả trọng động .

. .
w
w1
1
2,T . .
1
H
H
v b d
K
v
K K
H
H


= +
Tra bảng 6.15/105 có
H
=0,006.g
0
=56

. .
.37,67.2860
w1 1
5,64( / )
60000 60000
d n
v m s


= = =
,
a =56(mm).
w
Thay lại ta đợc

56
0,006.56.5,64. 10,03( / ) 380( / )
2
V m s v m s
H
MAX
= = =

Tra bảng 6.17/108.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
11
THIT K H DN NG C KH

10,03.16,8.5,64
1 1,124.

2.3786,6.1,015.1
K
HV
= + =

1,015.1,124.1 1,141.K
H
= =

2.3786,6.1,141.(2 1)
274.1,76.0,87. 309,4( ).
2
16,8.2.37,67
MPa
H

+
= =
-mặt khác ta lại có:
+Ta chọn cấp chính xác là cấp 8,Ra=2,51,25( m) ZR=0,95.
+Z
V
=0,85.V
0,1
=0,85.5,64
0,1
=1,01
+Đờng kính vòng đỉnh răng da1<da2=m.Z2+2.(1+x2)/m
=1,25.60+2.(1+0,133)/1,25
=76,81(mm)<700(mm).

K
XH
=1
[
H
].Z
R
.Z
V
.K
XH
=481,82.0,95.0,99.1=453(MPa)>
H
=309,4(MPa).
Vậy (II.6),điều kiện về độ bền tiếp xúc thoả mãn.
5.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn.
*Bánh răng 1.
Để thoả mãn về độbền uốn thì

2. . . .
1 1
. . .
1 1
. .
w
w1
T K Y Y
F
F
Y Y Y

R XH
F F S
b d m




=
(II.7)
T1=3786,6(MPa),b
W
=16,8(mm).d
W1
=37,67(mm).
+
1 1
Y 0,568.
1,76



= = =

+Bánh răng thẳng
0
o

=
1.Y

=
+Y
F1
:hệ số dạng răng bánh 1.Tra bảng 6.18/107Y
F1
=3,9
+K
F
:hệ số tải trọng uốn.
KF=K
F.
K
F
.K
FV
K
F
=1,04(tra ở bảng 6.7/96).
K
F
=1(vì bánh răng thẳng).

. .
w
w1
1
2.T . .
1
V b d
F

K
FV
K K
FV
F

= +
Mà
0
. . .
0
a
V g v
F F
u

=
Tra bảng6.15và 6.16/105có
0,016, 56, 5,64( / ),a =56.
w
0
g v m s
F

= = =

56
V 0,016.56.5,64. 26,74 380( / ).
F
2

V m s
FMAX
= = =

Tra ở 6.17/106)
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
12
THIT K H DN NG C KH

26,74.16,8.37,67
1 3,1486.
2.3786,6.1,04.1
K
FV
= + =

1,04.1.3,1486 3,275.K
F
= =
Thay lại (II.7)
2.3786,6.3,275.0,568.1.3,9
69,45( ).
1
16,8.37,67.1,25
MPa
F



= =

+Ta lại có [
F1
]=252(MPa).
Y
R
=1.
Y
S
=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0695.ln1,25=1,065.
Vì
d =m.Z =1,25.30=37,5(mm)<400(mm) K =1.
XF
a1 1

[
F1
].Y
R
.Y
S
.K
XF
=252.1,065.1.1=268,38(MPa)>
F1
=64,45(MPa).
Vậy điều liện về độ bền uốn đợc thoả mãn.
*Bánh răng 2.
[
F2
]= [

F1
].Y
F2
/Y
F1
. Tra bảng 6.18Y
F2
=3,67.
[
F2
]=69,45.3,67/3,9=65,35(MPa).
Có [
F2
]=236,57(MPa)
[
F2
].Y
R
.Y
S
.K
XF
=236,57.1,05.1.1=148,4(MPa).>
F2
=65,35(MPa).
Vậy điều kiện bền uốn trên bánh 2 đợc thoả mãn.
5.3.Kiểm nghiệm răng về quá tải.
-Đề phòng dạng d và gẫy răng thì.

= . K .

qt
Hmax H
max
H




+Ta có
T
MAX
=309,1(MPa).K = =1,7.
qt
H
T

+Tra ở bảng 6.13/104
=1260(MPa) .
H
MAX




=309,4. 1,7=403,4(MPa) =1260(MPa).
max
Hmax H

Thoả mãn.
-Để đề phòng dạng d hoặc phá hỏng tĩnh mặt lợn chân răng thi cần có:

1
2
= .K
qt
Fmax F
1
max
= .K
qt
Fmax F
2
max
F
F








Ta có
T
max

=69,45(MPa), =65,35(MPa),K = =1,7
qt
F1 F2
T

Tra bảng 6.14/105
=446(MPa), =360(MPa) .
F1 F2
max max




69,45.1,7 118,07( ) =446(MPa).
Fmax
F1
max
MPa



= =

65,35.1,7 111,1( ) =360(MPa).
Fmax
F2
max
MPa

= =
*Vậy các điều kiện bền đợc thoả mãn.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
13
THIT K H DN NG C KH
6.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền bánh răng.
Thông số Kích thớc
1.Số răng Z
1
=30
Z
2
=60
2.Khoảng cách trục chia. a=56,25mm.
3.Khoảng cách trục.
a
W
=56mm.
4.Đớng kính chia. d
1
=37,5mm.
d
2
=75mm.
5.Đờng kính đỉnh răng d
a1
=40,17 mm
d
a2

=77,825 mm
6.Đờng kính đáy răng d
f1
=34,463 mm
d
f2
=72,04 mm
7.Đờng kính cơ sở d
b1
=28,19 mm
d
b2
=70,477 mm
8.Góc prôfin góc
=20
0
.
9.Góc prôfin răng

t
==20
0
.
10.Góc ăn khớp

Wt
=22,69
0
.
11.Hệ số trùng khớp ngang

=1,4
12.Hệ số dịch chỉnh X
1
=0,07mm
X
2
=0,133mm.
13.Chiều rộmh răng
b
W1
=16,8mm.
b
W2
=28mm
14.Tỉ số truyền. u=2
15.Góc nghiêng răng
=0
0
.
16.Mô đun m=1,25mm.
17.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
14
THIT K H DN NG C KH
7.Tính các lực trong bộ truyền bánh răng.

2.
2.3786,6

1
201,04( ).
1 2
37,67
w1
. a
w
0
1
201,4. 68,5 511,284( ).
1 2
cos
. 0( ).
1 2 1
T
F F N
t t
d
F tg
t
F F tg N
r r
F F F tg N
a a t


= = = =
= = = =
= = =
B.Thiết kế bộ truyền trục vít.

1.Chọn vật liệu.
-Tính sơ bộ vận tốc trợt ntheo công thức 7.1/145

2 .
5 5
3
3
4,5.10 . 4,5.10 2860. 7347,2 2,502( / ) 5( / ).
1
v n T m s m s
S

= = =
Ta chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc và đồng thau.
Cụ thể là dùng đồng thanh nhôm _sắt_niken.pmh 10_4_4.TảI trọng là
trung bình chọn vật liệu làm trục vít là thép C45,tôi bề mặt đạt độ rắn
HRC=45.
2.Xác định ứng suất cho phép.
Vì bánh vít làm bằng đồng thanh có cơ tính thấp hơn nhiều so với trục vít
bằng thép, nên để thiết kế chỉ cần sác định ứng tiếp xúc cho phép và ứng
suất uốn cho phép đối với vật liệu bánh vít.Ta tiến hành kiểm tra cho bánh
vít.
2.1ứng suất tiếp xúc cho phép [
H
].
-Vì bánh vít làm băng đồng thanh không thiếc nên [
H
] đợc tra theo bảng
7.2/146.Với vận tốc trợt của trục vít đợc tính theo công thức
2 .

5 5
3
3
4,5.10 . 4,5.10 2860. 7347,2 2,502( / ) 5( / ).
1
v n T m s m s
S

= = =
[
H
]=212(MPa).
2.2.ứng suất uốn cho phép [
F
].
-[
F
] đơc tính theo theo công thức
[
F
]= [
F0
].K
FL
+[
F0
] ứng duất uốn cho phép ứng với 106 chu kỳ.Vì trục vít đợc tôi,bộ
truyền quay 1 chiều
[
F0

]=0,25.
b
+0,08.
ch
Vật liệu làm bánh vít là p AmH 10-4-4,đúc ly tâm.Tra ở bảng 7.1 ta có đ-
ợc
b
=600(MPa),
ch
=200(MPa).
[
F0
]=0,25.600+0,08.200=166(MPa).
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
15
THIT K H DN NG C KH
+K
FL
hệ số tuổi thọ.Tính theo công thức (7.9/147).

6
10
9
K
FL
N
FE
=
Mà
2 2

9
2 2 2
2 2
60. . . 60. . . .
2 2
2
0 1 1
max max
1
T T
t
i i i
N n t n t
i i
FE
T T
t
i




= =



5 3
9 9 6
60.59,58.1000. 1 . 0,7 . 2,288.10 .
8 8

N
FE



= + =

6
10
9
0,91
6
2,288.10
K
FL
= =
Thay lại công thức ban đầu có
0,91.166 151,06( ).MPa
F



= =
-ứng suất quá tải.
Bánh vít làm bằng đồng thanh không thiếc nên
[
H
]
max

=2.ch=2.600=12009MPa).
[
F
]
max
=0,8.ch=0,8.600=480(MPa).
3.Tính toán truyền động trục vít về độ bền.
3.1.Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.
-Khoảng cách trục a
W
.

(
)
2
.
170
2
3
a = Z . .
w
2
.
2
T K
H
q
q
Z
H

+
(II.8)
+z
2
là số răng bánh vít.Chọn số mối răn trục vít z
1
=2z
2
=u.z
1
=24.2=48.
Thoả mãn đìêu kiện 28<z
2
=50<80.
+q hệ số đờng kính trục vít.Chọn theo điều kiện q0,25.z
2
=0,25.48=12
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.chọn q=12,5.
+T2 mô men xoắn trên trục bánh vít T2=7347,2(N.mm).
+K
H
hệ số tải trọng.Ta chọn sơ bộ K

H
=1,15.

( )
2
170 143137,8.1,15
3
a = 48 12,5 . 93,36( ).
w
48. 212 12,5
mm






+ =
Ta chọn a
W
=93(mm).
-Tính mô đun trục vít.

2.a
2.93
w
3,074.
Z 48 12,5
2
m

q
= = =
+ +
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
16
THIT K H DN NG C KH
Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 7.3/148.Ta chọn m=3,15(mm).
-Hệ số dịch chỉnh.

(
)
a
93 1
w
0,5. . 12,5 48 0,7( ).
2
m 3,15 2
x q Z mm


= + = + =
Thoả mãn -0,7<x<0,7.
3.2.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cua bộ truyền đợc thiết
kế phải thoả mãn điều kiện sau.

(
)
3
,

.
170
2
2
. . .
a
w
2
Z q
T K
H
H H
Z q





ữ


ữ



+
=
(II.9)
+Tính chính xác lại [
H

].
Ta có
2 2
2 2
. .
3,15.1430. 2 12,5
1 1
2,99( / ).
19100 19100
m n Z q
v m s
S
+
+
= = =
chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh không thiếc có
[
H
]=228(MPa).
+Tính chính xác hiệu suất của bộ truyền.

( )
0,95. .
tg
tg



=
+

Trong đó
2
0
1
10,21 .
2. 12,5 2.0,7
Z
arctg arctg
q x



ữ
ữ
ữ


= = =
+
Tra ở bảng 7.4 ta có đợc =2,58
0
.

0)
(10,21
0,95. 0,754.
0 0
10,21 2,58
tg
tg

ữ

= =
+
+K
H
hệ số tải trọng.

. .K K K
H HV
H

=
Trong đó KH hệ số phân bố tảI trọng kgông đều.

2
3
2
2
1 . 1 .
max
T
Z
m
K
H
T

ữ
ữ
ữ
ữ


= +
Tra bảng 7.5 ta có =125.Hệ số biến dạng của trục vít.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
17
THIT K H DN NG C KH
T
2m
mô men trung bình.

2 2
2
5 3
2 2
. 1. 0,7. 0,8875.
2
8 8
1
max max
1
T T
t

m i i
T T
t
i
= = + =


Thay lại
( )
3
48
1 . 1 0,8875 1.017.
125
K
H


ữ

= + =
Dựa vào bảng 7.6/151 ta chọn đợc cấp chính xác gia công là cấp 8.
Dựa vào bảng 7.7/151 ta chọn đợc K
HV
=1,2.
K
H
=1,017.1,2=1,22.
+Mô men xoắn trên bánh vít là:

,

.0,99. . 7347,2.0,99.24.0,754 131625,4( . ).
2 1
T T u N mm

= = =

Thay lại công thức (II.9).
( )
3
48 12,5
170 131625,4.1,22
3
. 89,61( ) 228( ).
48 56 12,5
MPa MPa
H H







+
= = =
Thoả mãn.
3.3.Kiểm nghiệm bánh vít về độ bền uốn.
-Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít ,ứng suất sinh ra tại chân răng
bánh vít không đợc vợt quá giá trị cho phép.

,
1,4. . .
2
.
. .
2 2
T Y K
F F
F F
b d m
n



=
+m
n
:mô đun pháp của răng m
n
=m/cos=3,15/cos10,21
0
=3,2(mm).
+K
F
hệ só tải trọng.K
F
=K
F

.

K
FV
Mà K
F

=K
H

=1.K
FV
=K
HV
=1,2K
F
=1.1,2=1,2.
+d
2
=m.z
2
=3,15.48=151,2(mm).Đờng kính vòng chia bánh vít.
+ b
2
chiều rộng vành răng bánh vít.b
2
< 0,75.d
a1
.
b
2
=0,75.m(q+2)=0,75.(3,15.(12,5+2)=34,26.Chọn b

2
=34(mm).
+Ta có z
V
=z
2
/cos
3
=48/cos
3
10,21
0
=50,35.
Dựa vao z
V
tra bảng 7.8/152 ta đợc Y
F
=1,45.
Thay lại công thức (II.10).Ta đợc

1,4.131625,4.1,45.1,2
19,8( ) 128( ).
34.151,2.3,15
MPa MPa
F F



= = =
3.4.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải.

Để tránh biến dạng d hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại
không đợc vợt quá giá trị cho phép.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
18
THIT K H DN NG C KH

. .
max
max
K
qt
H H H



=
Trong đó [
H
]=89,61(MPa).Kqt=1,7. [
H
]
MAX
=1200(MPa).

max
89,61. 1,7 116,8( ) 1200( ).MPa MPa
Hmax H

= = =
Để tránh biến dạng d hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít,ứng suất uốn
cực đại không đợc vợt quá 1 giá trị cho phép.

. .
max
max
K
qt
F F F



=
Mà
F
=19,8MPa),Kqt=1,7, [
FMAX
]=480(MPa).

19,8.1,7 33,6( ) 480( ).
max
MPa MPa
F

= =
3.5.Bảng thống kê các thông số của bộ truyền.
Thông số Kích thớc
1.Khoảng cách trục
a

W
=93 mm.
2.Hệ số dịch chỉnh bánh vít x
2
=-0,73 mm.
3.Đờng kính vòng chia d
1
=39,38mm.
d
2
=151,2 mm.
4.Đờng kính vòng đáy d
f1
=31,82 mm.
d
f2
=139,04 mm.
5.Đờng kính ngoài của bánh vít. d
aM2
=157,63 mm.
6.Chiều rộng bánh vít. b=34 mm.
8.Góc ôm
=51,5
0
.
9.Tỉ số truyền. u=24
10.Hiệu suất của bộ truyền.
=0,754 .
11.Góc vít.
=10,21

0
.
12.Mô đun bánh vít m=3,15 mm.
13.Hệ số đờng kính trục vít. q=12,5 mm.
14.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
19
THIT K H DN NG C KH
3.6.Tính nhiệt trong truyền động trục vít.
Để tránh nhiệt sinh ra trong bộ truyền trục vít quá lớn,thì nhiệt sinh ra
trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với lợng nhiệt thoát đi.
-Ta đi tính diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m
2
).
Công thức thiết kế

( )
( )
1000.(1 ).
1
0,7. . 1 0,3. . .
0
p
A
K K t t
t qt
d

+ +
+=0,72P1=0,893/0,754=1,184(kW).
+kt=13.Hệ số toả nhiệt.
+=0,28.Hệ số thoát nhiệt qua đáy hộp.
+Hệ số .

2
8
/ . / 1,127.
1
1.5 0,7.3
1
t P t p
i i
CK


ữ
ữ

= = =

+

+Ktq hệ số toả nhiệt của phần bề mặt hộp đợc quạt.Ta chọn đợc Ktq=21.
+[t
d
] nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu,vì trục vít đặt dới bánh vít
[t
d
]=90
0
.
+chọn t
0
=20
0
.

( )
1000.(1 0,754).1,184
2
0,573( ).
0,7.13. 1 0,28 0,3.21 .1,127. 90 20
A m





=
+ +
3.7.Tính lực trong bộ truyền trục vít.

2.
2.143137,8
2
1893,4( ).
1 2
151,2
2
T
F F MPa
a t
d
= = = =

. ( ) 1893,4. (10,21 2,58) 429,81( ).
1 2 2
F F F tg tg N
t a t

= = + = + =
( )
.
1893,4.cos2,58. 20.cos10,21
1
. .cos 694,78( ).
1 2
cos cos(2,58 10,21)
F c
tg
a
F F tg N

r r



= = = =
+ +
3.8.Bộ truyền luôn đảm bảo điều kiện bôi trơn vì trục vít nằm dới.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
20
THIT K H DN NG C KH
C.Thiết kế bộ truyền xích.
1.Chọn vật liệu.
Vì vận tốc truyền động xích nhỏ,điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ,tải
trọng nhỏ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu nâng cao nên ta chọn
xích ống con lăn.
2.Xác định các thông số của bộ truyền xích.
2.1.Chọn số răng đĩa xích.
Sau khi tính toán hai bộ truyền bánh răng và trục vít ta tính chính xác lại tỉ
số truyền của xích u=2,5.
Tra bảng 5.4/78 ta đợc z
1
=25(răng) z
2
=u.z
1
=2,5.25=63(răng).
Ta thấy z
1
z
1min

=15(răng).z
2
z
2max
2.2.Xác định bớc xích (t).
-Bớc xích t đợc chọn từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề tức là:áp suấp p
0

trên mặt tựa bản lề phải thoả mãn điều kiện .


[ ]
P . . . .
t
P k k k P
z
n
=

Trong đó k
Z
=Z
01
/Z
1
=25/25=1.
k
n
=n
01

/n
1
=200/59,58=3,36(chọn n
01
=50v/ph gần n
1
nhất).
+Hệ số sử dụng k đợc tính.
K=K
0
.K
a
.K
đ/c
.K
bt
.K
đ
.K
c
Dựa vào bảng 5.6/80 ta có đợc =0
0
k
0
=1.
Chọn a=40.t ka=1.
Chọn vị trí trục đợc điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích nên k
đ/c
=1.
Tải trọng va đập nhẹ k

đ
=1,2.
Làm việc 2 ca k
c
=1,25.
Chọn môi trờng làm việc có bụi,phơng pháp bôi trơn nhỏ giọt với chất
lợng đạt yêu cầu v = 0,18 (m/s) <4(m/s). K
bt
=1,8.
Thay lại K=1.1.1.1,2.1,25.1,8=2,7
+P=0,893 (KW).
P
t
=0,893.2,7.1.3,36=8,68 (KW) [P].
Vậy tra bảng 5.5/79,với n
01
=200(v/ph),chọn [P]=11 (KW).Từ đó có
t=25,4(mm).
Tra bảng 5.8 ta thấy t<t
MAX
.Thoả mãn.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
21
THIT K H DN NG C KH
2.3.Khoảng cách trục a và số mắt xích.
-Xác định sơ bộ a=40.t=40.25,4=1016(mm).
-Từ khoảng cách a va chọn sơ bộ ta xác định đợc số mắt xích theo công
thức .
(
)

( )
2
2
.
63 25 .25,4
2. 2.1016 25 63
1 2
1 2
124,91( ).
2 2
2 25,4 2
4. . 4. .1016
z z t
z z
a
x mm
t
a

+
+

+
= + + = + + =
Chọn x=125(mắt xích).
-Tính khoảng cách trục a.

(
)
(

)
2
2
2 1
0,25. . 0,5. 0,5. 2. .
1 2 1 2
z z
a t x z z x z z















= + + +
Thay số ta đợc.

( )
2
2
63 25

0,25.25,4. 125 0,5. 25 63 125 0,5.(25 63) 2.
3,14
a










= + + +

1017,1( ).mm=
-Để xích không chịu lực căng quá lớn,khoảng cách trục a tính đợc cần giảm
bớt một lợng
a=0,003.a=0,003.1017,1=3,1(mm).
Vậy khoảng cách trục a=1017,1-3,1=1014(mm).

3.Kiểm nghiệm xích.
3.1.Về số lần va đập.
Điều kiện là
[ ]
.
1 1
.
15.
z n

i i
x
=
Tra bảng 5.9/83 ta đợc [i] =15(1/s).

[ ]
25.59.58
0,79(1/ ) 15(1/ ).
15.125
i s i s= = =
thoả mãn.
3.2.Về độ bền.
Để tránh quá tải thì.

.
.
0
Q
S S
k F F F
t
V
d


=
+ +
+Q tải trọng phá hỏng tra theo bảng 5.2/76 ta đợc
Q=56,7(kN),q=2,6(kg).
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49

22
THIT K H DN NG C KH
+K
đ
=1,7 vì T
mm
=1,7.T
dn
.
+Tính lực vòng Ft.
Ta có
. .
25.25,4.59,58
1 1
0,63( / ).
60000 60000
z t n
v m s= = =
Mà
1000. 1000.0,893
1417,5( ).
0,63
p
F N
t
v
= = =

+F
V

lực căng do lực ly tâm sinh ra.

2 2
. 2,6.0,63 1,032( ).F q v N
V
= = =
+F
0
lực căng do trọng lợng nhánh xích bị động sinh ra.

9,81. . .
0
F K q a
f
=
mà a=1,014(m)và k
f
=6 (do bộ truyền nằm ngang).

9,81.6.2,6.1,014 155,18( ).
0
F N = =
+Dựa vào bảng 5.10/86 ta tra đợc [s]=8,2.
Thay toàn bộ lại công thức ban đầu ta đợc.

3
56,7.10
22,1 7.
1,7.1417,5 155,18 1,302
S = =

+ +
thoả mãn.
4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục.
4.1.Xác định các thông số của đĩa xích.
-Đờng kính vóng chia của đĩa xích.

25,4
202,66( ).
1
sin( / ) sin( / 25)
1
t
d mm
Z

= = =

25,4
509,6( ).
2
sin( / ) sin( / 63)
2
t
d mm
Z

= = =
4.2Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc của đĩa xích.
Ta chọn vật liệu làm đĩa xích nhỏ và lớn là cùng vật liệu.Trong quá trình
làm việc bánh nhỏ dễ bị phá hỏng vì mòn hơn nên ta dựa vào ứng suất cho

Phép của đĩa nhỏ để chọn vật liệu.Để thoả mãn điều kiện bền thì

.( . )
0,47. .
.
k F k F E
r
t
d Vd
H H
A k
d



+
=
+Ft lực vòng Ft=1417,5(N).
+F
vđ
lực va đập trên m dãy xích.
F
vđ
=13.10
-7
.n
1
.t
3
.m.

xích 1 dãy nên m=1.
F
vđ
=13.10
-7
.59,58.25,4.1=0,002(N).
+K
d
hệ số tải trọng không đều giữa các dãy xích.Vì xích 1 dãy nên k
d
=1.
+K
đ
hệ số tải trọng động k
đ
=1,2.
+kr hệ số ảnh hởng của số răng đĩa xích.z1=25 nên kr=0,45.
+E=2.E
1
.E
2
/(E
1
+E
2
)= 2,1.10
5
(MPa).
+A diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12/85 ta đợc A=180(mm
2

).
Thay lại công thức ban đầu ta đợc
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
23
THIT K H DN NG C KH

5
0,45.(1417,5.1,2 0,002).2,1.10
0,47. 444,15( ) .
180.1
MPa
H H



+
= =
Vậy dựa vào bảng 5.11/84 ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép C45 tôi cải
thiện đạt độ cứng HB=210 sẽ đạt đợc ứng suất [
H
]=600(MPa). đảm bảo đ-
ợc độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích 1.Thoả mãn
H
[
H
].
-Kiểm nghiệm cho đĩa xích 2.
Ta có z
2
=61(răng) k

r2
=0,22k
r1

H2

H1
[
H
]=600(MPa).
Vậy bánh 2 cũng thoả mãn điều kiện về bền.
5.Xác định lực tác dụng lên trục.
-Lực tác dụng lên trục Fr đợc tính theo công thức sau.
Fr=Ft.k
x
Ft là lực vòng Ft=1417,5(N).
kx hệ số kể đến trọng lợng xích.Vì bộ truyền nằm ngang nên kx=1,15
Fr=1417,5.1,15=1630,125(N).
6.Bảng các thông số của bộ truyền xích.
Thông số kích thớc
1.Xích ống con lăn
2.Tỉ số truyền U=2,5
3.Số răng của bánh dẫn Z1=25
4.Số răng của bánh bị dẫn Z2=63
5.Bớc xích t=25,4(mm)
6.Góc của bộ truyền
=0
0
7.Số mắt xích x=125 mắt
8.Khoảng cách trc a

a=1014(mm)
9.Đờng kính vòng chia bánh dẫn d1=202,66(mm)
10.đờng kính vòng chia bánh bị dẫn d2=509,6(mm)
11.Vật liệu thép C45 tôi cải thiện
[]=500600(MPa)
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
24
THIT K H DN NG C KH
II.Thiết kế trục,ổ lăn và khớp nối.
A.Chọn khớp nối.
1.Xác định các thông số của khớp nối.
Để truyền mô men từ trục của động cơ sang trục I ta dùng nối trục vòng
đàn hồi ,nối trục đợc lắp trên trục có mô men xoắn T
I
=3786,6 (N).Dựa vào
bảng 16-10a/63-Q2 ta chọn đợc khớp nối.

*Các thông số về kích thớc cơ bản của nối trục vòng đàn hồi :
T=6,3(N.m), d=10(mm), D=67mm.
d
m
=20mm, L=51mm, l=24mm
d
1
=22mm, D
0
=45mm, Z=3

n
MAX

=8800v/ph B=3mm B
1
=20 mm
l
1
=16mm, D
3
=17mm l
2
=12 mm.
Bộ phận đàn hồi bằng cao su.
*Các kích thớc cơ bản của vòng đàn hồi.
T=6,3(N.m), d
C
=8mm, d
1
:M6
D
2
=12mm l=28mm l
1
=14mm
l
2
=8 mm l
3
=10mm h=1 mm.
2.Kiểm nghiệm khớp nối.
2.1.Kiểm nghiệm về độ bền dập của vòng đần hồi.
Để nối trục thoả mãn về độ bề dập thì phảI thoả mãn điều kiện sau:

( )
2. .
2 ữ4 .
. . .
0 3
K T
I
MPa
d d
Z D d l
c




= =
-Loại máy công tác là xích tải nên chọn K=1,8.

( )
2.1,8.3786,6
1,262 2 ữ4 .
3.45.8.10
MPa MPa
d d




= = =

Thoả mãn về độ bền dập.
2.2.Kiểm nghiệm về độ bền uốn của chốt.
Để đảm bảo về điều kiện bền uốn thì phải thoả mãn biểu thức sau.

( )
. .
0
60ữ80 .
3
0,1. . .
0
K T l
I
MPa
u u
d D Z
c



= =
Mà ta có
( )
. .
0
60ữ80 .
3
0,1. . .
0
K T l

I
MPa
u u
d D Z
c



= =

( )
1,8.3786,6.22
21,694 60ữ80 .
3
0,1.8 .45.3
MPa MPa
u u



= = =
Vậy điều kiện về độ bề uốn của chốt đợc thoả mãn.
*Kết luận:Khớp nối chọn nh trên là hợp lý.
o Ngc Anh T ng Húa TKCK K49
25