bản thuyết minh môn học đồ án chi tiết máy đề 10 phương án 3 thiết kế trạm dẫn động băng tải

LỜI NÓI ĐẦU Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết

TRƯỜNG ĐẠI HỌC GIAO THÔNG VẬN TẢI

*KHOA CƠ KHÍ*

**BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY**

BẢN THUYẾT MINH MÔN HỌC: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

GVHD: Ngô Anh Vũ SVTH: Nguyễn Phương Nam

MSSV : 191332878 Lớp : Công nghệ chế tạo cơ khí K60

Đề : 10 Phương án : 3

Mục Lục

LỜI NÓI ĐẦU Error! Bookmark not defined

PHẦN I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 6

A Chọn động cơ

1 Xác định công suất cần thiết

2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

3 Chọn động cơ điện

B Phân phối tỷ số truyền 9

C Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục 10

1 Phân phối công suất trên các trục

2 Bảng thông số

PHẦN II TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 12

A Truyền động xích 12

1) Chọn loại xích

2) Xác định các thông số của bộ chuyền xích

Các thông số về biên dạng xích ống con lăn

B Tính truyền động bánh răng 18

1 Chọn vật liệu

2 Tỷ số truyền

3 Xác định ứng suất cho phép:

4 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

5 Tính toán bộ truyền cấp chậm

Phần III Tính toán trục 38

1 Chọn vật liệu

2 Các tải trọng tác dụng lên trục

3 Trục 1

4 Trục 2

5 Trục 3

Phần IV Chọn ổ lăn 64

1 Trục 1

2 Trục 2

3 Trục 3

Phần V.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn, lắp bánh răng trên trục và điều chỉnh sự ăn khớp 71

I Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

II Bôi trơn hộp giảm tốc

III Lắp bánh răng trên trục và điều chỉnh ăn khớp

IV Các chi tiết khác:

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo

kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công _ nông nghiệp và giao thông vận tải

Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực

nghiệm Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu

v.v…,được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất

Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa cơ khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy ,làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này

Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy - cán bộ giảng dạy thuộc bộ môn chi tiết máy , đến nay đồ án môn học của em đã hoàn thành Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy

và sự góp ý của các bạn

Trong quá trình tính toán và thiết kế em

đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau

-Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH

CHẤT-TS LÊ VĂN UYỂN

-Chi tiết máy tập 1+2 của GS.TS NGUYỄN TRỌNG HIỆP

-Dung Sai lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN

Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán ,thiết kế chi tiết máy cùng với những hiểu biết còn hạn chế và kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của

em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo của các Thầy trong bộ môn thiết kế áy để đồ án của được hoàn thiện hơn

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn Thầy cô trong bộ môn Thiết Kế Máy

đã hướng dẫn một cách tận tình giúp em hoàn thành nhiệm vụ đồ án được giao

Em xin chân thành cảm ơn !

Hà Nội, Ngày Tháng Năm 2020

ĐỀ 10 PHƯƠNG ÁN 3 : THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1 Xác định công suất động cơ cần thiết:

- Điều kiện làm việc ban đầu:

+ Lực vòng trên băng tải: P = 1000 (Kg) = 10000 (N)

+ Vận tốc : V= 0,8 (m/s)

+ Đường kính trong: D= 300 (mm)

+ Thời gian phục vụ: a= 6 (năm)

+ Sai số vận tốc cho phép: 5 (%)

- Tính toán công suất cần thiết

Ta có:

Hiệu suất bộ truyền xích: x = 0,92

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn: ol = 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng: br = 0,97

Hiệu suất nối trục: k = 1

Động cơ được chọn phải có công suất và số vòng quay thỏa mãn đồng thời các điều kiện:

Pđc > Pct

nđc  nsb

Ta chọn được động cơ kiểu: 4A160S6Y3

Các thông số của động cơ như sau:

Pđc = 11 kW

nđb = 970 ( vòng/phút )

Ta thấy: Pđc = 11 > Pct

Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn

II Phân phối tỷ số truyền:

Trong đó: u1 là tỉ số truyền của bánh răng cấp nhanh

u2 là tỉ số truyền của bánh răng cấp chậm

- Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền:

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

I: Thiết kế bộ truyền xích

1 Chọn loại xích phù hợp với khả năng làm việc:

Có 3 loại xích :xích ống ,xích con lăn và xích răng.Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa(ở xích ống) bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn).Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng

Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế,phù hợp với vận tốc yêu cầu

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

a, Chọn số răng đĩa xích:

- Số răng tối thiểu của đĩa xích ( thường là đĩa chủ động ) đảm bảo lớn hơn

zmin(13-15):

Với tỷ số truyền u=1,9, chọn số răng đĩa xích nhỏ z1 = 25

Từ số răng đĩa xích nhỏ ta tìm được số răng đĩa xích lớn:

Z2 = u.z1= 1,9.25 = 47,5 ≤ zmax ( zmax = 120 với xích con lăn )

Pt = P.k.kz.kn ≤ [P]

Trong đó : - Pt : công suất tính toán (kw)

- P : công suất cần truyền (kw)

- [P]: công suất cho phép (kw)

+ k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

+ ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

+ kdc : hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích + kbt : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

+ kd : hệ số tải trọng động,kể đến tính chất của tải trọng

+ kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền

Các thông số trên được tra trong bảng 5.6:

+ k0 = 1 : Góc nối hai tâm xích hợp với phương ngang góc 0  60 + ka = 1 : Do chọn khoảng cách trục a=(30 50)p

+ kdc = 1,25 : Do chọn vị trí trục không điều chỉnh được

+ kbt = 1,3 : Môi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo bôi trơn

d.Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm ngiệm về quá tải theo hệ

số an toàn, theo công thức 5.15:

𝑠 = 𝑄

𝑘𝑑.𝐹𝑡+𝐹0+𝐹𝑣 ≥ [𝑠]ư Trong đó :

Với (q – khối lượng 1 mét xích tra bảng 5.2 = 3,8 kg)

F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.3,8.0,96668 = 144,14 (N) với kf = 4 bộ truyền nghiêng góc < 400

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18:

Ứng suất tiếp xúc : H trên mặt răng đĩa xích phải thỏa mãn điều kiện

𝜎𝐻 = 0,47 √𝑘𝑟 (𝐹𝑡 𝑘𝑑 + 𝐹𝑣đ) 𝐸

𝐴 𝑘𝑑 ≤ [𝜎𝐻] Trong đó:[ ] -ứng suất tiếp xúc cho phép Mpa

➔ 𝜎𝐻 = 0,47 √0,42.(2328,04.1+5,935).2,1.105

262.1 = 416,61 Mpa ≤ [𝜎𝐻]

Theo bảng 5.11 dùng thép C45 tôi cải thiện có độ rắn bề mặt (170 210)HB.Ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎𝐻] = (500  600)MPa là vật liệu đảm bảo để chế tạo đĩa xích

Thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

II.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng ở cấp nhanh:

1.Chọn vật liệu :theo bảng 6.1

Ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB < 350: cụ thể theo bảng 6.1 ta chọn: Bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB = 241÷285

Trong đó: - SH là hệ số an toàn

- ZR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

- ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng

- KHL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền

- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta

có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

(T /T ) t .n

c.60

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: [𝜎𝐻]1 =𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 1𝑜 .𝐾𝐻𝐿

b, Ứng suất uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

[𝜎𝐹] = 𝜎

𝑜 𝐹𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐹𝑅𝑠𝑥𝐹𝐹𝐶 𝐹𝐿

Trong đó:

-Flimlà giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFC là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt KFC = 1

- YS =hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF và như sau: = 1,8.HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

( )m i imax

i

FE 60.c T /T t .n

Thay các thông số trên ta được:

Chọn sơ bộ  = 100 do đó cos = 0,9848, theo 6.31 số răng bánh nhỏ:

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

- Theo (6.37),  = bw.sin/(𝜋 𝑚) = 0,3.110.sin(14,488)/( 𝜋 1,5) = 1,75

- Trong đó bw1 = aw1 = 0,3.110 = 33 mm

- Z = √1/𝜀𝛼 = √1/1,69 = 0,77

- Vì  = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos =[1,88 – 3,2 (1/31 +1/111 )] 0,9682 = 1,69

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v = 3,25 < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn

cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

Ra = 2,5 – 1,25 m Do đó ZR = 1,5 với da < 700 mm, KXh = 1, do đó theo 6.1

và 6.1a:

[H] = [H].Zv.ZR.KxH = 504,54.1,5.1 = 756,81 Mpa

Như vậy H < [H], thoả mãn điều kiện cho trước, do đó bánh răng nghiêng ta tính

toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc

d, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo (6.43):

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất

uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,006 Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73 Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,17

e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:

(*)

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4

Thay số vào công thức (*) ta có:

65 , 131 4 , 1 036 , 94

464 964

, 138 4 , 1 26 , 99

1260

27 , 505 4 , 1 427,03

max 2 2

2 max

max 1 1

1 max

max 2 max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được

rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2

1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2

2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H max

H

K K

Đường kính chia d1

d2

+, d1 = m.Z1/cos = 48 mm +, d2 = m.Z2/cos = 172

mm Đường kính đỉnh răng da1

da2

+, da1 = d1 + 2.m = 48 + 2.1,5 =

51 mm +, da2 = d2 + 2.m = 171,97+ 2.1,5

= 175 mm Đường kính chân răng df1

Bánh răng lớn :thép 45 tôi cải thiện,đạt độ rắn HB= 192 240

- KHL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền

- KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng

Chọn sơ bộ ZR.ZV.KxH = 1 nên ta có [𝜎𝐻] = (𝜎0𝐻𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐻 ()).KHL

Trong đó: - là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta

có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

 {𝑁𝐻𝑂1 = 30 𝐻𝐵12,4 = 30.2502,4 = 1,7.107

𝑁𝐻𝑂2 = 30 𝐻𝐵22,4 = 30.2352,4 = 1,47.107

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: [𝜎𝐻]1 =𝜎𝐻 𝑙𝑖𝑚 1𝑜 .𝐾𝐻𝐿

c 60

Vậy [𝜎𝐻] = 504,54 (MPa)

b, Ứng suất uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

[𝜎𝐹] = 𝜎

𝑜 𝐹𝑙𝑖𝑚

𝑆𝐹𝑅𝑠𝑥𝐹𝐹𝐶 𝐹𝐿

Trong đó:

- là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng

- KFC là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt KFC = 1

- YS =hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF và như sau: = 1,8.HB và SF =1,75

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay Nên ta có c =1

- Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét

- ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

max i

FE 60 c T / T t n

- mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6

- Với bánh răng nghiêng Ka = 43 theo bảng 6.5

- 𝜓𝑏𝑑 = 0,5.ba.(uc + 1) = 0,5.0,3.(2,79+1) = 0,5685, do đó theo bảng (6.7):

c, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

- KHv = 1 + vH.bw.dw2./(2T2.KH.KH) = 1 + 1,75.45 78,82/(2 113256,28 1,07.1,13) = 1,023

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo 6.1 với v = 1,64 < 5 m/s, Zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất

uấn tác dụng lên bánh răng F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:

Tính toán thiết kế ) ta được KF =1,37

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  F = 0,006

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)  go = 73

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết )  KF = 1,17

{𝜎𝐹1 = 87,49(𝑀𝑃𝑎) < [𝜎𝐹1] = 257,1(𝑀𝑃𝑎)

𝜎𝐹2 = 82,88(𝑀𝑃𝑎) < [𝜎𝐹2] = 241,7(𝑀𝑃𝑎)

e, Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax và ứng suất uốn cực đại F1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [H]max

Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4

Thay số vào công thức (*) ta có:

032 , 116 4 , 1 88 , 82

464

486 , 122 4 , 1 49 , 87

1260

6 , 502 4 , 1 424,775

max 2 2

2 max

max 1 1

1 max

max 2 max

MPa MPa

K

MPa MPa

K

MPa MPa

K

F qt

F F

F qt

F F

H qt

H H

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được

rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn

F

ch max

H

8 , 0

8 , 2

8 , 0

MPa 1624 580

8 , 2

8 , 2 1 ch max

1

F

1 ch max

8 , 0

MPa 1260 450

8 , 2

8 , 2 2 ch max

2

F

2 ch max

F

qt H max

H

K K

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

mm Đường kính đỉnh răng da1

da2

+, da1 = d1 + 2.m = 78,8 + 2.2,5

= 83,8 mm +, da2 = d2 + 2.m = 221,2+ 2.2,5

= 226,2 mm Đường kính chân răng df1

df2

+, df1 = d1 – 2,5 m = 78,8 - 2,5.2,5 = 72,55mm

+, df2 = d2 - 2,5.m =221,2 - 2,5.2,5 = 214,95 mm

PHẦN 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

I, THIẾT KẾ TRỤC

1 chọn vật liệu

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và có các tính chất như sau: