1

Đồ Án
Thiết kế chi
tiết máy
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

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

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)

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

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

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
===

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

.
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.
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 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

.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

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

σσ
5
)(423235.8,1.8,1
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
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

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

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

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

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





+=
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

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

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.
7
2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.

=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

=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

+Z
2
=20+115=135
8
Tỷ số truyền thực:
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

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

==
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

'2832sin.30
0
>==
π
ε
β
Khi đó theo công thức (6.36c):
9
α
ε
ε
1
=Z
.
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
=

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.

-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

] được tính theo công thức 6.1
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
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

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

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

.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


[ ] [ ]
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.

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].
12
- Tỉ số truyền : u
m12
= 5,75.
- Góc nghiêng của răng:
β
= 32
0

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

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):

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

13
Chọn được
.
β
H
K
=1,035
⇒

].[138
5,0.188,3.9,490
035,1.6,109484
).1188,3.(5,49
3
2
2

=(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

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

⇒
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:
14
x
3
=0,5[x
t
-(Z
4
-Z
3
)y/Z
t
]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27
x
4
=x
t
-x
3
=1,062-0,27=0,792
góc ăn khớp:
cosα
tw
=z
t

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

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


+−=
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

/
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

< 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

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

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
=

][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

= 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

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




=−++=∆−++=
=−++=∆−++=
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

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

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

'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

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

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

+
+=
−
+
+
+ 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
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

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

==
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

[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)

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.

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

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

==
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

m24

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