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

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 .

. 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

= = =


+, 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

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

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

+, 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

2,506
=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
= =

= 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.

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 ;



K
FL
=
F
m
Fo FE
N NVới :
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= =

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

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

=
;

[ ]
[ ]
[ ]

= =




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

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

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
= 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

:
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


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

: 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;

=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

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: [

+, 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

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

= 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
]
maxF2max
=
F2
.K
qt
= 66,424. 1,6 = 106,278 (MPa) < [

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

= 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


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

+, 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
[

= +

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


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

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

: 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

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

+
= 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

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


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

= =
< [
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

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

= 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

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

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 = 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

= + + +
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

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+ +

= =

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)

.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




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

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