Đồ Án Chi Tiết Máy HỆ DẪN ĐỘNG Bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm

Phần I Tính động học hệ dẫn động 1.Chọn động cơ điện2.Phân phối tỉ số truyền3.Xác định các thông số động họcPhầnIIThiết kế bộ truyền ngoài1. Chọn vật liệu2.Các thông số của bột truyền3.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai4.Xác định lựcPhần III:Truyền động bánh răngI.Cấp nhanh1.Chọn vật liệu2. Phân phối tỉ số truyền3.Xác định ứng suất cho phép4.Tính toán bộ truyền bánh răng5.Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng cônII.Bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm1.Chọn vật liệu2. Phân phối tỉ số truyền3.Xác định ứng suất cho phép4.Tính toán bộ truyền bánh răng5.Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng nghiêngPhần IV:Tính toán thiết kế trục1.Chọn vật liệu2. Tính toán đường kính trục3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực4.Xác định trị số và chiều của các chi tiết quay tác dụng lên trục5.Xác định phản lực tại các gối đỡ6.Tính momen tại các tiết diện nguy hiểm7.Tính mối ghép then8Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi9Kiểm nghiệm thenPhần VTính toán ổ lăn ITrục IIITrục IIIIITrục IIIIVNối trục đàn hồiPhần VIVỏ hộp và các chi tiết phụIThiết kế vỏ hộpIICác chi tiết phụ khác

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN

CHI TIẾT MÁY PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

1 Chọn động cơ điện

a Xác định công suất trên trục động cơ

Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn:

Pđc > P yc

trong đó : Pđc : Công suất của động cơ được chọn

Pyc : Công suất yêu cầu khi mở máy

η đai : Hiệu suất của bộ truyền đai η đ = 0.95

η ol : Hiệu suất của ổ lăn η ol = 0, 992

η b r : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng η br = 0,96

η K : Hiệu suất của khớp nối η k = 0,99

=> η = 0,99.0,95 0,9923.0,962.0,99 = 0,838

=> Pyc = = 3,87 kW

b Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Chọn sơ bộ tỉ số truyền của hệ thống Usb

=> Uhộp =

Ngoài ra Uhộp = U1 U2

Trong đó U1 là tỉ số truyền cấp nhanh

U2 là tỉ số truyền cấp chậm

Tính toán tỉ số truyền theo phương pháp bôi trơn

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Kbe = 0,3

= 1,2[K01] = [K02]

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

Bộ truyền ngoài dùng đai dẹt

1 Chọn vật liệu : đai vải cao su

2 Các thông số của bộ truyền

Đường kính bánh đai nhỏ d1

d1 = (5,2 ÷ 6,4) = (5,2 ÷ 6,4) = 162 ÷ 199,4Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15] d1 =180 mm

Vận tốc đai

Đường kính bánh đai lớn

d2 = uđ .d1 .( 1 - ) = 2,5 180 ( 1- 0,01 ) = 445,5 mm với : hệ số trượt =(0,01÷ 0,02 ) Lấy = 0,01

Lấy d2 theo trị số tiêu chuẩn [bảng 21.15] d2 = 450 mm

Chiều dài đai

l = 2a +

Số vòng chạy của đai

i = = 4,46 (l/s) < imax = 5 (l/s)Góc ôm

δ là chiều dày đai [σF] là ứng suất có ích cho phép

Kđ là hệ số tải trọng động Tra [bảng 4.7] được Kđ = 1,5Với đai vải cao su, tỉ số ( )max nên dùng là

[σF]0 là ứng suất có ích cho phép

[σF]0 = k1 - k2 với k1 , k2 là các hệ số

Chọn ứng suất ban đầu khi căng đai với góc nghiêng của đường tâm bộ truyền so với phương nằm ngang 300 δ0 = 1,8 MPa

=> tra [bảng 4.9] : k1 = 2,5 k2 = 10 => [σF]0 = 2,5 - MPa

=> [σF] = 2,25 0,95 0,98 1 = 2,09 MPa

Chiều rộng đai

b ≥ = Theo bảng 4.1, lấy trị số theo tiêu chuẩn b = 63 mm

Chiều rộng bánh đai B chọn theo bảng 21.16 B = 71 mm

4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực căng ban đầu

Số liệu: P1 = 4,24 kW

n1 = 570 ( vg/ph)

u1 = 5,65 u2 = 4,23 Thời hạn làm việc: 17 000 h

I Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốnChọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO =

=> NHO1 =

=> KFL2 = 1

Theo 6.2

[σF] =

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Xác định chiều dài côn ngoài

Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3

Đường kính trung bình của bánh nhỏ:

dm1 = z1 mtm = 22 2,625 = 57,75 mm

Chiều dài côn ngoài

Re = 0,5 mte = 0,5 3 = 190,38 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc

KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

khớp Với bánh răng côn thẳng KHα = 1

KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

b = Kbe Re = 0,25 186,75 = 47,6 mm => KHv =

=> [σ’H] = 536,4 1.1.0,95 = 509,6 MPa

=> σH < [σ’H] : đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh răng

d Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

[σ’F] =

Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng

= 1,35 (tra ở trên) : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp Tra bảng 6.14 với bánh răng côn thẳng = 1 : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

KFv = 1 +

Với

δF : tra bảng 6.15 δF = 0,016

go : tra bảng 6.16 go = 56 => vF = 0,016 56 1,825

zv1 =

x1 = 0,4 x2 = - 0,4 => tra bảng 6.18 được YF1 = 3,48 YF2 = 3,63

εα = 1,76 => Yε = Thay các giá trị vừa tính được:

MPa <[σF1]max

MPa < [σF2]max

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo

e Kiểm nghiệm răng về quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép

MPaVới Kqt : hệ số quá tải Kqt = 1,5

5 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn

Chiều dài côn ngoài Re = 190,38 mm

Theo các công thức trong bảng 6.19

Đường kính chia ngoài

de1 = mte z1 = 3 22 = 66 mm

de2 = mte z2 = 3 125 = 375 mmGóc côn chia

hae2 = 2 hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 4,2 = 1,8 mmChiều cao chân răng ngoài

hfe1 = he – hae1

với he: chiều cao răng ngoài

he = 2.hte mte + c với c = 0,2 mte

=> he = 2 1 3 + 0,2 3 = 6,6 => hfe1 = 6,6 – 4,2 = 2,4 mm

hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 1,8 = 4,8 mmĐường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1 = 66 – 2 4,2 0,9848 = 57,73 mm

dae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 = 375 – 2 1,8 0,1738 = 374,38mm

II Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

1 Chọn vật liệu:

Theo bảng 6.1 chọn:

Bánh nhỏ: 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa

σch1 = 580MPa

Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn 241…285, có có σb2 =850 MPa

σch2 = 580MPa

2 Phân phối tỉ số truyền: u2 = 4,23 3 Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 SH = 1,1 SF = 1,75 Trong đó và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

ứng với số chu kì cơ sở

SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 265

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO =

=> NHO1 =

=> NHO2 =

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE =

=> NHE1 =

= 60.1.100,88.17 000.( 13 0,5 + 0,73.0,5 ) = 6,91.107 > NHO1 Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1

Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

4 Tính toán bộ truyền bánh răng

a Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 381 058 N.mm

Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] = 555 MPa

u Tỉ số truyền u2 = 4,23

bw là chiều rộng vành răng

Chọn

Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6-7=> = 1,04

mmLấy tròn aw = 240 mm

b Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17 ta có m = (0,01 0,02).aw = 2,4 4,8

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8, chọn modun pháp m = 3

Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31:

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6-33 ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc

Trong đó:

ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,

trị số ZM tra trong bảng 6-5 ZM = 274 Mpa1/3

Trong đó

Tra bảng 6.15 δH = 0,002Tra bảng 6.16 go = 73

=> theo 6.41:

1,003Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc

Khả năng quá tải đạt yêu cầu

5 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

trong đó T là momen xoắn trên trục thứ k

[τ] là ứng suất xoắn cho phép, chọn [τ] = 17 MPaTrục 1:

30,96 mm Chọn sơ bộ dsb1 = 35 mmTrục 2:

48,21 mm Chọn sơ bộ dsb2 = 50 mmTrục 3:

76,69 mm Chọn sơ bộ dsb3 = 80 mm

Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào trục nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện

3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Theo bảng 10.2, với đường kính trục tương ứng, ta có chiều rộng ổ lăn:

b01 = 21 mm b02 = 27 mm b03 = 39 mmTheo công thức 10.10 chiều dài mayơ bánh đai:

lm12 = (1,2…1,5)dsb1 =(1,2…1,5).35 = 42…52,5 mm

Chọn lm12 = 40 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục I

lm13 = (1,2 1,4)dsb1 = (1,2 1,4).35 = 42…49 mm

Chọn lm13 = 49 mmChiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục II

lm23 = (1,2 1,4)dsb2 = (1,2 1,4) 50 = 60 70 mm

Chọn lm23 = 65 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục II

lm22 = (1,2 1,5)dsb2 = (1,2 1,5) 50 = 60 75 mm

Chọn lm22 = 70 mmChiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục III

lm34 = (1,2 1,5)dsb3 = (1,2 1,5) 80 = 96 120 mm

Chọn lm34 = 105 mmChiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục III

lm33 = (1,4 2,5)dsb3 = (1,4 2,5).80 = 112 200

Chọn lm33 = 161mm

Xác định chiều dài giữa các ổ

Xét với trục I: công thức theo bảng 10.4

Tra bảng 10.3 k2 = 5 15 mm Chọn k2 = 7 mm

δ1: Góc côn chia trên bánh răng nhỏ δ1 = 9058’55”

b13 : Chiều rộng vành răng của bánh răng côn b13 = 47,6 mm

Xét với trục II: công thức theo bảng 10.4

Với Dt: đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồiTra bảng 16.10 Dt = 235 mm

5 Xác định phản lực tại các gối đỡ

a Trục I

y x

z 0

=> Fx10 = 4 913 – 3029 = 1 884 N

=>Fz10 = 2 558 + 88,63 = 2 647 N

Biểu đồ momen trục I

Mx My

T

y x

z 0

b Trục II

0 1

Biểu đồ momen của trục II

y

x

z 0

Mx My

T

0 1

381058

Fa22=884N Ft22=2467N Fr22=156N Fx21=4063N Fx20=6712N Fa23=1631,9N Ft23=8308N Fr23=3140,6N Fy21=602N Fy20=2383N

Tính trục III

y

x

z 0

=> Fx30 = 5 308 – 4542 = 766 N

=>Fy30 = 3 14061 + 458 = 3 599 N

Biểu đồ momen trục thứ III

Mx

My T

15336060

1

6 Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tdj tại các tiết diện nguy hiểm

Tra bảng 10.5 với dsb1 = 30 mm được [σ] = 63 MPaĐường kính trục tại gối đỡ 10 là:

d10 = Đường kính trục tại gối đỡ 11là:

d11 =

Đường kính trục tại bánh răng 13 là:

d13 = Đường kính trục tại bánh đai 12 là:

d12 = Lấy theo tiêu chuẩn

Đường kính trục tại bánh răng 22 là:

d22 =

Đường kính trục tại gối đỡ 23 là:

d23 = Lấy theo tiêu chuẩn

Với dsb3 = 80 mm được [σ] = 49 MPa

Đường kính trục tại gối đỡ 30 là:

d30 = Đường kính trục tại gối đỡ 31 là:

d31 = Đường kính trục tại bánh răng 34 là:

d34 = Đường kính trục tại khớp nối 33 là:

d33 = Lấy theo tiêu chuẩn

8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chitiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5…2,5

sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp

sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp

Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

Kσdj và Kτdj : hệ số, xác định theo công thức

Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Tra bảng 10.8 với phương pháp gia công là tiện Ra 2,5 0,63 được Kx = 1,06

Ky: hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Khi không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt Ky = 1

εσ và ετ: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10

Kσ và Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị sso phụ thuộc vào các loại yếu tố gây ra tập trung ứng suất Tra bảng 10.12 được Kσ = 1,76 Kτ = 1,54

Thay số liệu vào ta có bảng sau:

then

Lắpcăng

Rãnhthen

Lắpcăng

9 Kiểm nghiệm then

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

Trong đó

lt, b, h, t kích thước then[d] ứng suất dập cho phép Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập vừa ta có [d] = 100 MPa[c]: ứng suất cắt cho phép

[c] = (60 90).2/3 = 40 60 MPa  chọn [c] = 60 MPaBảng kiểm nghiệm then

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d11 = 35 mm

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ rộng ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7507

có: Co = 40,3 kN C = 50,2 kN

α = 130 => e = 1,5 tgα = 0,346

3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Khả năng tải trọng động được tính theo công thức:

Trong đó Q: tải trọng động quy ước kN

L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quaym: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Với ổ bi đũa côn m= 10/3Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

Với L = (10 25)10 giờ khi tính cho hộp giảm tốc, theo đề bài Lh =17000(h) n= 570(vg/ph) là số vòng quay của trục 1

=>

Xác định tải trọng động quy ước

Theo công thức 11.3

Q = (XVFr + YFa) kt.kđ

Trong đó: và là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1

Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o)

Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc vađập vừa: Kd =1,3 1,8 Chọn Kd = 1,5

X là hệ số tải trọng hướng tâm

Y là hệ số tải trọng dọc trụcPhản lực hướng tâm trên các ổ là :

=> Q = 6726,2 N Tải trọng tương đương:

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt ≤ C0

Với Qt là tải trọng tĩnh quy ước, lấy giá trị lớn hơn trong các công thức sau

Qt = X0.Fr + Y0.Fa

Qt = Fr

Với X0,Y0 Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Tra bảng 10.6 với ổ đũa côn 1 dãy

X0 = 0,5 Y0 = 0,22 cotg α = 0,22.cotg 130 = 0,953 => Qt1 = 0,5.5174 + 0,953.1486 = 4003 N

Qt2 = 5174 N

=> Qt = Qt2 = 5,147 kN < C0 = 40,3 kN

=> Thỏa mãn khả năng tải tĩnh của ổ

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d21 = 45 mm

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 7209

có: Co = 33,4 kN C = 42,7 kN

α = 140 => e = 1,5 tgα = 1,5 tg140= 0,374

3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Với n= 100,88 (vg/ph) là số vòng quay của trục 1

Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục ta có:

=> Q = 7136 N Tải trọng tương đương:

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 10.6 với ổ đũa côn 1 dãy

X0 = 0,5 Y0 = 0,22 cotg α = 0,22.cotg 140 = 0,88 => Qt1 = 0,5.7039+ 0,88.1677= 4995N

Qt2 = 7039 N

=> Qt = Qt2 = 7,039 kN < C0 = 33,4 kN

=> Thỏa mãn khả năng tải tĩnh của ổ

II Tính cho trục III

1 Chọn loại ổ lăn

Lực dọc trục Fa= 1631,9(N)

Lực hướng tâm Fr = 948 N

> 1,5

Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ đũa côn

Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường (0) và có độ đảo hướng tâm 20 , giá thành tương đối 1

2 Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động

Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d30 = d33 = 70 mm

Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ đặc biệt nhẹ ta chọn được ổ bi đỡ chặn kí hiệu

Tra bảng phụ lục P2.11 với cỡ nhẹ ta chọn được ổ đũa côn kí hiệu 2007114

có: Co = 65,8 kN C = 67,6 kN

α = 140 => e = 1,5 tgα = 1,5 tg140= 0,374

3 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Với n= 100,88 (vg/ph) là số vòng quay của trục 1

Lực dọc trục

Fs0 = 0,83.e.Fr0 = 0,83.0,374.11079 =3429 N

Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 0,83.0,374.948 = 294 N

=> Q = 16619 N Tải trọng tương đương:

=> < C = 67,6 kN

=> Thỏa mãn khả năng tải động của ổ

4 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

Tra bảng 10.6 với ổ đũa côn 1 dãy

X0 = 0,5 Y0 = 0,22 cotg α = 0,22.cotg 140 = 0,88 => Qt1 = 0,5.11079+ 0,88.1632= 6976N

Qt2 = 11079 N

=> Qt = Qt2 = 11,1kN < C0 = 65,8 kN

=> Thỏa mãn khả năng tải tĩnh của ổ

IV: NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Trong nối trục đàn hồi, hai nửa gối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi Nhờ

có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù lại độ lệch trục

Momen xoắn trục III: T = 1500N.m

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

Kiểm nghiệm bền dập của vòng đàn hồi

σd=

Theo bảng 16.1 với băng tải : k=1,2