CHƯƠNG VII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY TẠO HÌNH MẶT LỐP XE ĐẠP 2 MÀU Φ150 mm

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY TẠO HÌNH MẶT LỐP XE ĐẠP 2

MÀU Φ150 mm

7.1 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC.

7.1.1 Các số liệu ban đầu.

Thực tế lấy từ công ty cổ phần cao su Đà Nẵng:

+ Số vòng quay trục cán hình mặt lốp: nt = 19 (v/ph)+ Lực ép của trục luyện trong quá trình làm việc: PLV = 67 (KN)

7.1.2 Tính chọn động cơ điện truyền động chính.

- Ta có công suất làm việc của trục luyện được tính theo tài liệu [TKCTM]

1000

LV LV LV

V P

Trong đó:

+ PLV: Lực ép của trục luyện (N)+ VLV: Vận tốc dài của trục luyện (m/s)

1000 60

19 150 14 3

15 0 10

OT BR OL

+ OL= 0.99: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.

+ BR= 0.98:Hiệu suất của một cặp bánh răng

+ OT= 0.99:Hiệu suất của một cặp ổ trượt

- Thay số vao công thức (4) ta có:

904 0 99 0 98 0 99 0

05 10

+ Công suất động cơ là: Ndm = 13 (KW)+ Số vòng quay động cơ là: n = 1460 (v/ph)+ Khối lượng động cơ là: M = 135 (Kg)

7.1.3 Chọn sơ đồ hộp giảm tốc.

- Ta thấy yêu cầu trục ra của máy luyện hở là tương đối nhỏ nt2 = 19 (v/ph)trong khi đó tốc độ trục ra của động cơ điện là rất lớn ndc = 1460 (v/ph) Nên tỷ sốtruyền chung của máy là rất lớn, vì vậy mà ta cần phải đặt thêm hộp giảm tốc đểgiảm tốc độ trục ra động cơ trước khi truyền cho trục luyện, tuy nhiên ta củng nên

để ý đến kết cấu của nó

- Để kết cấu hộp giảm tốc nhỏ gọn thì ta phải thêm một bộ truyền đai hay bộtruyền xích trước nó nhằm giảm tốc độ quay, nhưng ở đây do yêu cầu của kết cấumáy không cho phép và để đảm bảo điều kiện về độ ổn định và độ an toàn sử dụng

và để máy được nhỏ gọn hơn ta thiết kế cặp Bánh răng-Bánh đà dặt sau hộp giảmtốc để giảm tốc độ ở trục ra trước khi truyền đến trục luyện của máy

- Ta chọn hộp giảm tốc Bánh răng trụ-Răng nghiên 2 cấp tốc độ khai triển đểkhử được lực dọc trục trong quá trình làm việc của máy và tỷ số truyền của hộp nàytrong khoảng i = (8 – 30)

Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ như hình 7.1

+ I : Trục vào (trục I) hộp giảm tốc

+ II: Trục trung gian (trục II) hộp giảm tốc

+ III: Trục ra (trục III) hộp giảm tốc.

Hình 7.1: Sơ đồ kết cấu hộp giảm tốc 2 cấp tốc độ.

7.1.4 Phân bố tỷ số truyền.

- Xem hình 6.1: sơ đồ dộng của máy luyện hở Φ250 mm

- Ta có tỷ số truyền chung là:

84 76 19

1460 2

- Mà theo hình 6.1 thì ta lại có tỷ số truyền chung được xác định như sau:

BR t

Trong đó:

+ it: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

+ iBR: Tỷ số truyền của cặp Bánh răng-Bánh đà

- Mặc khác ta có: i t i ni ch (6)Với: + in: Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

+ ich: Tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm

- Như ta đã biết tỷ số truyền là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kíchthước, chất lượng của bộ truyền cơ khí, vì vậy việc chọn và phân bố tỷ số truyềnhộp giảm tốc it cho các bộ truyền trong hộp phải tuân theo các nguyên tắc sau:

+ Kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc là nhỏ nhất

+ Đảm bảo điều kiện bôi trơn là tốt nhất

Như vậy với hộp giảm tốc mà ta chọn thì để cho các bánh răng bị dẫn củacấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau, tức là đường kính củacác bánh răng phải xấp xỉ như nhau ta phân bố tỷ số truyền in>ich và in= (1.2-1.3)ich

và phải đảm bảo là it thuộc khoảng (8-40)

- Để thoả điều kiện trên ta chọn it = 20

2

n ch

i i

- Thay số vào công thức (5) ta được:

842 3 20

84 76

i

i i

7.1.5 Xác định số vòng quay, công suất và mômen của các trục trong hộp giảm tốc.

a Số vòng quay các trục.

- Trục thứ nhất: n I n dc  1460 (v/ph)

9 4

i

n

b Công suất của các trục.

- Hiệu suất của các bộ truyền:

+ Hiệu suất bộ truyền bánh răng: BR  0 98

+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn: OL  0 99+ Hiệu suất của khớp nối: K  1

- Công suất của các trục hộp giảm tốc:

2 3

c Mômen xoắn trên các trục.

Công thức xác định mômen xoăn trên các trục [3-53/55_TKCTM]

i

i X

55

Để thuận tiện cho việc theo dõi các số liệu trong quá trình tính toánthiết kế của máy luyện hở ta lập bảng thông số các trục của hộp giảm tốc như sau:

7.1.6 Thiết kế bộ truyền Bánh răng cấp nhanh.

Bộ truyền bánh răng cấp nhanh có cặp bánh trụ răng nghiên có các thông số:

+ Tỷ số truyền: i = 4.9+ Số vòng quay: n1 = 1460 (v/ph)

n2 = 298 (v/ph)+ Công suất trục: NI = 13 (KW)

Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểmtra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau

a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

- Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hoá có đường kínhphôi từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có:

580 ) 1 ( 

bk

290 ) 1 ( 

bk

240 ) 2 ( 

ch

b Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uồn cho phép.

 Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [Cthức 3-1/38_TKCTM]

0 N N

  N0tx= 2.6HB (N/mm2)+ '

N

K : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo

6 0'

td N

- Ntd : Số chu kỳ tương đương

- Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_TKCTM]

i i Max

i

M

M u

+ MMax(Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

+ u =1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

Ta có: MI = 58034 (Nmm)

MII = 400266.8 = MMax (Nmm)

nII = 298 (v/ph)+ Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mổi ngày làm 2

ca, một ca làm 8 giờ: nên T  5  300  2  8  24000 (giờ)

- Thay số vào (9) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn

7 2

8 400266

58034 1

  tx2= 2,6HB(2) = 2,6 170 = 442 (N/mm2)

Chọn   tx2= 442 (N/mm2) để tính toán

 Ứng suất uốn cho phép.

- Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc một

mặt Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thép thường hoá nên ứng suất uốn cho phép

+1 0 4  0 45bk(N/mm2): Giới hạn mỏi của thép

+ K  1 8: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng

-Thay số vào (10) ta được:

8 1 5 1

1 580 43 0 5 1

1 480 43 0 5 1

Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.3 vì đây là bộ

truyền có khả năng chạy mòn

2 '

2 6

10 05 1 1

n

N K i

i A

+   tx2= 442 (N/mm): Ứng suất tiếp cho phép.

- Thay só vào (11) ta được:

298 3 1 5 0

13 3 1 9

4 442

10 05 1 1 9

2 6

2 1000

60

1 1

D

4 9 1 4.4

1000 60

1460 170

14 3 2

170 2 1

- Do đó ta xác định được: 1 475

6 57



- Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được K ttBang  1 45

- Thay số vào (13) có:

225 1 2

1 45 1







tt K

- Vậy dựa vào hệ số d, vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả

thiết bánh răng có



sin

5

1

715 1

170 3



sobo sobo

K

K A

2 1

Cos A Z

n



(răng)Chọn Z1 = 21 (răng)

- Với bánh răng:

Z2 = i x Z1 = 4.9 x 21 = 102.9 (răng)Chọn Z2 = 103 (răng)

 Xác định góc nghi ên β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM]

1872

3103212

→ β = 9.430 = 9026’

 Xác định chiều rộng bánh răng.

5 93 187 5

3 5 2 sin

5 2

Vậy điều kiện thoả mãn

k Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chânrăng, với bánh răng trụ răng nghiên theo [Cthức 3-34/51_TKCTM] ta có:

 u n

u

n b Z m y

N K

(N/mm2) (14)Trong đó:

+ K = 1.715: Hệ số tải trọng

+ N = 13 (KW): Công suất bộ truyền lấy theo trục I

+ y: Hệ số dạng răng với mổi bánh răng được chọntheo số răng tương đương

+ mn = 3: Môđun pháp của bộ truyền

+ Z1 = 21 (răng): Số răng bánh răng nhỏ

+ Z2 = 103 (răng): Số răng bánh răng lớn

+ n = 1460 (v/ph): Số vòng quay bộ truyền

+ θ” = (1.4 – 1.6): Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theosức bền uốn cua rbánh răng, ta chon θ” = 1.5

+ b = 93.5 (mm): Bề rộng bánh răng

+   u: (N/mm2) Ứng suất uốn cho phép

- Do bánh răng nghiên nên ta có:

9 103

29 21 26 9 21

' 0 2 2

2

' 0 2 2

1

Cos Cos

Z Z

Cos Cos

Z Z

tdd td

2 1

y y

- Thay vào công thức (14) ta được:

+ Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:

5 27 5 1 1460 5

93 21 3 4 0

13 715 1 10 1 , 19 2

Vậy u1   u1  1138 6(N/mm) nên điều kiện được thoả mản

+ Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:

28 21 517 0

4 0 5 27 2

1 2

Vậy u2   u2  114 7(N/mm) nên điều kiện được thoả mản

l Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.

Trong điều kiện làm việc của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột

do các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cốkhác nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng

Chọn hệ só quá tải Kqt = 1.8

- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải

theo [Cthức 3-41/53_TKCTM]

 txqt qt

'

1 10

05 , 1

n b

N K i

i A tx

13 715 1 1 9 4 9 4 187

10 05 ,

49 12 715 1 1 9 4 9 4 187

10 05 ,

+   txqt: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng làm bằng thép có độ rắn bề mặt HB < 350 ta có theo[Cthức 3-43/53_TKCTM] và [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có:

6 546 8 1 4 407

txqt

8 535 8 1 4 399

txqt

Vậy điều kiện kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khiquátải thoả mản.

- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải theo

[Cthức 3-42/53_TKCTM]

 uqt

qt u

( 28 21

) / ( 5 27

2 2

2 2

mm N mm N

u u

 Với bánh nhỏ:

  uqt1  0 8  ch(1)  0 8  290  232(N/mm2)

 Với bánh lớn:

  uqt2 0.8ch 2 0.8240192(N/mm2)Thay số vào (16) ta có:

5 49 8 1 5 27

uqt

3 38 8 1 28 21

2 1

Z Z

7 Chiều cao răng: h = 2.25mn = 6.75 (mm)

8 63 2 2

2

1 1

1





Cos Z m d d

Cos Z m d d

n c

n c

8 69 2

2 2 1 1

n c

e

n c

e

m d

D

m d

2

3 56 2

2

2 2 1 1

C m d

D

C m

d D

n c

i

n c

- Phương chiều các lực được biểu diễn như Hình 7.2

Hình 7.2: Sơ đồ biểu diễn phương chiều các lực trong bộ truyền.

- Giá trị các lực được xác định theo [Cthức 3-50/54_TKCTM]

+ Lực vòng:

8.27698

.63

850342

11

20 8 2769

' 0

tg P

5 577 46

11 8

7.1.7 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm.

Bộ truyền bánh răng cấp chậm có cặp bánh trụ răng nghiên có các thông số:

+ Tỷ số truyền: i = 4.08+ Số vòng quay: n1 = 298 (v/ph)

n2 = 73 (v/ph)+ Công suất trục: NI = 12.49 (KW)

Ta tiến hành xác định các thông số kích thước chủ yếu của bộ truyền và kiểmtra các điều kiện bền theo điều kiện tải của nó như sau

a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.

- Chọn vật liệu làm bánh răng nhỏ là thép C45 thường hoá có đường kínhphôi từ 100 – 300 (mm) [Bảng 3-8/40_TKCTM] có:

580 ) 1 ( 

bk

290 ) 1 ( 

bk

250 ) 2 ( 

ch

b Định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uồn cho phép.

 Ứng suất mỏi tiếp xúc cho phép [Cthức 3-1/38_TKCTM]

0 N N

N

K : Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc xác định theo

6 0'

td N

- Ntd : Số chu kỳ tương đương.

- Do bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên theo [Cthức 3-4/42_TKCTM]

i i Max

i

M

M u

+ MMax(Nmm): Mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

+ u = 1: Số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng

Ta có: MII = 400266.8 (Nmm)

MIII = 1585561.7 = MMax (Nmm)

nIII = 73 (v/ph)+ Giả thiết răng máy làm việc 5 năm, mổi năm 300 ngày, mổi ngày làm 2

ca, một ca làm 8 giờ: nên T  5  300  2  8  24000 (giờ)

- Thay số vào (18) ta có: Số chu kỳ tương đương của bánh răng lớn

7 2

7 1585561

8 400266 1

  tx2= 2,6HB(2) = 2,6 180 = 468 (N/mm2) Chọn   tx2= 468 (N/mm2) để tính toán

 Ứng suất uốn cho phép.

- Bộ truyền làm việc 1 chiều nên các răng trên bánh răng làm việc mộtmặt Vật liệu bánh răng là phôi rèn, thường hoá nên ứng suất uốn cho phép đượcxác định theo [Cthức 3-6/42_TKCTM]

+1 0 4  0 45bk(N/mm2): Giới hạn mỏi của thép.

+ K  1 8: Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng

-Thay số vào (19) ta được:

8 1 5 1

1 580 43 0 5 1

1 500 43 0 5 1

Có thể chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1.3 – 1.5, ta chọn K = 1.3 vì đây là bộ

truyền có khả năng chạy mòn

2 '

2 6

10 05 1 1

n

N K i

i A

+  '  1 15  1 35: Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền

tiếp xúc bánh răng nghiên so với bánh răng thẳng, ta chọn  '  1 3

- Thay số vào (20) ta được:

73 3 1 5 0

49 12 3 1 08

4 468

10 05 1 1 9

2 6

2 1000

60

1 1

D

4 08 1 1.02

1000 60

298 250 14 3 2

250 2 1



- Tra [Bảng 3-12/47_TKCTM] được K ttBang  1 36

- Thay số vào (22) có:

18 1 2

1 36 1







tt K

- Vậy dựa vào hệ số d, vận tốc V, và cấp chính xác đã chọn, với giả

thiết bánh răng có



sin

5

1

416 1

250 3



sobo sobo

K

K A

2 1

Cos A Z

n



(răng)Chọn Z1 = 25 (răng)

- Với bánh răng:

Z2 = i x Z1 = 4.08 x 25 = 102 (răng)Chọn Z2 = 102(răng)

 Xác định góc nghi ên β: Theo [Cthức 3-28/50_TKCTM]

2582

4102252

→ β = 10.110 = 1206’

 Xác định chiều rộng bánh răng.

129 228 5

4 5 2 sin

5 2

Vậy điều kiện thoả mãn

k Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng.

- Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng là kiểm tra ứng suất sinh ra trong chânrăng, với bánh răng trụ răng nghiên theo [Cthức 3-34/51_TKCTM] ta có:

 u

n u

n b Z m y

N K

(N/mm2) (23)Trong đó:

+ K = 1.416: Hệ số tải trọng

+ N = 12.49 (KW): Công suất bộ truyền lấy theo trục I

+ y: Hệ số dạng răng với mổi bánh răng được chọntheo số răng tương đương

+ mn = 4: Môđun pháp của bộ truyền

+ Z1 = 25 (răng): Số răng bánh răng nhỏ

+ Z2 = 102 (răng): Số răng bánh răng lớn

+ n = 298 (v/ph): Số vòng quay bộ truyền

+ θ” = (1.4 – 1.6): Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theosức bền uốn c ủa bánh răng, ta chon θ” = 1.5

+   u: Ứng suất uốn cho phép (N/mm2)

- Do bánh răng nghiên nên ta có:

10 102

8 25 6 11 25

' 0 2 2

2

' 0 2 2

1

Cos Cos

Z Z

Cos Cos

Z Z

tdd td

2 1

y y

- Thay vào công thức (23) ta được:

+ Kiểm nghiệm với bánh răng nhỏ:

34 5 1 298 129 25 4 429 0

49 12 416 1 10 1 , 19 2

Vậy u1   u1  138 6(N/mm) nên điều kiện được thoả mản

+ Kiểm nghiệm với bánh răng lớn:

2 28 517 0

429 0 34 2

1 2

Vậy u2   u2  119 4(N/mm) nên điều kiện được thoả mản

l Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột.

Trong điều kiện làm việc của máy có thể xảy ra hiện tượng quá tải đột ngột

do các quá trình: mở máy, hãm máy hay vật liệu cấp quá quy định và một số sự cốkhác nên ta cần kiểm tra điều kiện quá tải của bánh răng

Chọn hệ só quá tải Kqt = 1.8

- Ta tiến hành kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải

theo [Cthức 3-41/53_TKCTM]

 txqt qt

'

1 10

05 , 1

n b

N K i

i A tx

49 12 416 1 1 08 4 08 4 258

10 05 ,

12 12 416 1 1 08 4 08 4 258

10 05 ,

+   txqt: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

Với bánh răng làm bằng thép có độ rắn bề mặt HB < 350 ta có theo[Cthức 3-43/53_TKCTM] và [Bảng 3-9/43_TKCTM] ta có:

4 582 8

1 1 434

txqt

4 573 8 1 4 427

) / ( 34

2 2

2 1

mm N mm N

u u

 Với bánh nhỏ:

  uqt1  0 8  ch(1)  0 8  290  232(N/mm2)

 Với bánh lớn:

  uqt2 0.8ch 2 0.8250200(N/mm2)Thay số vào (25) ta có:

2 61 8 1 34

uqt

76 50 8 1 2 28

2 1

Z Z

6 101 2 2

2

1 1

1





Cos Z m d d

Cos Z m d d

n c

n c

6 109 2

2 2 1 1

n c

e

n c

e

m d

D

m d

D

(mm)

11 Đường kính vòng chân răng:

2

6 91 2

2

2 2 1 1

C m d

D

C m d

D

n c

i

n c

- Phương chiều các lực được biểu diễn như Hình 7.3

Hình 7.3: Sơ đồ biểu diễn phương chiều các lực trong bộ truyền.

- Giá trị các lực được xác định theo [Cthức 3-50/54_TKCTM]

+ Lực vòng:

7.78176

.101

8.4002662

12

20 7 7817

' 0

tg P

8 1708 20

12 7

b Tính sức bền trục.

A Tính sơ bộ trục

Ban đầu ta chưa biết được kích thước các phần chủ yếu của trục, để xácđịnh đường kính sơ bộ trục ta có thể dùng công thức tính sơ bộ chỉ xét đến tác dụngcủa mômen xoắn trên trục vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạnguốn nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn trị số thực [Cthức 7-2/114_TKCTM]

3

n

N C

Trong đó:

+ d (mm): Đường kính trục

+ n (v/ph): Số vòng quay trong một phút của trục

+ N (KW): Công suất của trục

+ C: Hệ số tính toán, phụ thuọc vào ứng suất xoắn cho phépđối với đầu trục vào và trục truyền chung Chọn C = 120

- Đối với trục I: có NI = 13 (KW)

nI = 1460 (v/ph)Thay vào (26) ta được 24 9

Hình 7.4: Sơ đồ phác hoạ hộp giảm tốc.

- Để tính chiều dài trục ta chọn kích thước theo [Bảng 7-1/118_TKCTM]+ a = 10 (mm): Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đếnthành trong của hộp

+ b = 95 (mm): Chiều rộng bánh răng cấp nhanh

+ l6 (mm): Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục hoặc ly hợp,phu thuộc loại khớp nối.

- Từ đó ta có được sơ đồ phân tích lực của các trục trong hộp giảm tốc như

hình 7.5.

Hình 7.5: Sơ đồ phân tích lực của các trục.

 Xác định lực P K của khớp nối trục vào từ động cơ: Đây chính là

lực vòng gây ra do mômen xoắn của trục I

+ Mx = 85034 (Nmm): Mômen xoắn của trục

+ D0 (mm): Đường kính trung bình của khớp nối

- Ở đây ta chọn loại khớp nối trục đàn hồi để nôí trục động cơ với trục vàohộp giảm tốc nhằm hiệu chỉnh được độ nghiên trục, độ lệch trục với nhau 1 khoảngnhỏ do chế tạo, lắp ghép thiếu chính xác hoặc do trục bị biến dạng đàn hồi…ngoài

ra còn giảm được ca đạp và chấn dộng, đè phòng cộng hưởng do dao động xoắn gâyra

- Với đường kính trục để nối khớp nối là Φ40 (mm) và số vòng quay trụcnối là nI = 1460 (v/ph), ta chọn loại khớp nối trục vòng đàn hồi Đây là loại có cấu

tạo tương tự như nối trục đĩa nhưng bu lông được thay bằng chốt có bọc đàn hồi:

Gồm 2 nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi như hình 7.6 Nó có cấu tạo

đơn giản, dễ chế tạo và giá thành rẻ

- Vật liệu chính làm nối trục là Gang CH21-40, vật liệu chế tạo chốt là thépC45 thường hoá

- Kết cấu và kích thước nối trục vòng đàn hồi được thể hiện trên hình 7.6

Hình 7.6: Nối trục vòng đàn hồi.

- Tra [Bảng 9-11/234_TKCTM] ta có:

+ d = 30 (mm)+ D = 140 (mm) + dc = 14 (mm)+ d0 = 28 (mm) + lc = 33 (mm)+ c = 1-5 (mm) + Số chốt: Z = 6+ l ≤ 82 (mm) + ren M10+ nmax = 4000 (v/ph) + Dn(vong) = 27 (mm)+ Mx = 320 (Nm) + lv = 28 (mm)

- Kiểm nghiệm về áp suất dập sinh ra giữa chốt với vòng cao su theo

[Cthức 9-22/234_TKCTM]

 d

c v

x d

d L D Z

M K

+ Z: Số chốt+ Mx = 58034 (Nmm):Mômen xoắn của trục.

+ K = 1.4 : Là hệ số tải trọng

+ D0 (mm): Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt

D0 = D – d0 – (10-20) (mm) = 100 (mm)+ d0 (mm): Đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi

85034 4

1

Vậy điều kiện được thoả mản

- Kiểm nghiệm về ứng suất uốn trong chốt theo [Cthức 9-23/234_TKCTM]

 u c

c x u

D d Z

l M K

33 85034 4

85034 2

- Khi tính toán trục I do có khớp nối nên tồn

tại lực Pk, lực này có thể đặt tại 4 vị trí như hình 7.7.

Do đó khi tính toán ta cần xét tất cả 4 trường hợp

tương ứng với từng vị trí của lực Pk, vị trí nào gây ra

mômen lớn nhất thì ta lấy vị trí của trường hợp đó để

tính toán

Hình 7.7: Biểu diễn điểm đặt của lực P k trên khớp nối.