đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM TP HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ – CÔNG NGHỆ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNGTẢI

Giảng viên hướng dẫn: ThS Lê Quang VinhNhóm sinh viên thực hiện:

Họ và tên: Trần Xuân Tuấn MSSV:21154354 Lớp: DH21OTHọ và tên: Võ Thành Tuấn MSSV:21154355 Lớp: DH21OTHọ và tên: Dương Minh Tú MSSV:20118280 Lớp: DH20CCHọ và tên: Nguyễn Trung Trực MSSV:21118399 Lớp: DH21CK

TP HCM, ngày 8 tháng 12 năm 2023

Mục lục

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai tròquan trọng trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước Việc ápdụng khoa học kĩ thuật chính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức laođộng của người lao động một cách có hiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho ngườilao động trong quá trình làm việc Để tạo nền tảng tốt cho bước phát triển trongtương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuậtmột tư duy sáng tạo ở mọi lúc, mọi nơi trong mọi lĩnh vực của cuộc sống.

Đồ án chi tiết máy giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thểcủng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như: Nguyên lý máy, Chi tiếtmáy, Vẽ kỹ thuật 1&2, sức bền vật liệu, dung sai và kỹ thuật đo lường,… và giúpsinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trongnhững bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với cácchi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiệncác sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiếtvới một sinh viên cơ khí.

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

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình củathầy Th.S Lê Quang Vinh Sự giúp đỡ của thầy là nguồn động lực to lớn chochúng em ngày càng vững tin hơn trước những thử thách mà chúng em phải mởrộng đón nhận trên con đường sắp tới.

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽmắc phải những thiếu sót, sai lầm Chúng em rất mong nhận được sự góp ý chânthành từ thầy Chúng em xin chân thành cảm ơn.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề 15 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢIPhương án:#19

T2 0,9T

CHƯƠNG 1: TÍNH CÔNG SUẤT, CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

1.1.1 Xác định công suất trên trục động cơ

Công suất của động cơ được chọn phải thỏa mãn: Pđc > Pyc ,trong đó : + Pđc : Công suất của động cơ được chọn

+ Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ - Pct =P Ktd

ηch Với P : Công suất tính toán trên trục máy công tácP = Ft ν

.t 1+(T2

t 2t 1+t 2

ηbr1 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón ηbr1 = 0.96

ηbr2 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ ηbr2 = 0.95

ηol : Hiệu suất của các ổ lăn ηol = 0, 99

ηđai : Hiệu suất của bộ truyền đai ηđ = 0,95

ηkn : Hiệu suất của khớp nối ηkn = 0,99

=> η 3.0,95.0,99 = 0,83

=> Pct=10,4 0,92

0,83=11,5( kW )

1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ

+ Tỉ số truyền chung sơ bộ: usb=uđ uhgt

Chọn sơ bộ

- tỉ số truyền của đai: uđ= 2.5

- tỉ số truyền của hộp giảm tốc: uhgt=10

1.1.3 Chọn động cơĐiều kiện chọn động cơ:

+ Pđc≥ Pct

+nđc≈ nsb

Tra bảng 1.3 [TL1] => chọn động cơ :Kiểu động cơ Công suất

Uhộp= 23,95

1.3 Tính toán đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động

1.3.1 Công suất trên các trụcP3 = Pct

ηol.ηk= 10,4

0,99.0,992=10,6 (kW)P2 = P3

η.η = 10,6

0,99.0,96=11,1 (kW)

P1 = P2

0,99.0,96= 11,7 (kW)Pđc =P1

0,95=12,3 (kW)1.3.2 Vận tốc quay trên các trục

n1 =nđcUđ

2,5 =1172 (vg/ph)n2 =n1

3,15=372,1 (vg/ph)n3 = n2

3,04 =122 (vg/ph)1.3.3 Momen trên các trụcTđc = 9,55.10

Pđcnđc =

9,55 106.12,3

2930 = 40090,4 (N.mm)T1 = 9,55.10

Pctnct =

Tỉ số truyền u 2,5 3,15 3,04 1Công suất P

Vận tốc quay

n(vg/ph) 2930 1172 372,1 122 122Momen

T(N.mm) 40090,4 95337,03 284883,1 829754,1 814098,3

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN BÊN NGOÀI HGT

2.1 Bộ truyền động đai

Thông số kỹ thuật để thiết kế bộ truyền đai:

Công suất bộ truyền: Pđc= 12,3 kW

Số vòng quay trục dẫn: nđc = 2930 (vòng/phút)Tỷ số truyền của đai: uđ=2,5

Mômen xoắn tại trục 1: T1 = 95337,03

2.1.1 Chọn vật liệu : đai vải cao su

2.1.2 Các thông số của bộ truyền dựa theo mục 4.1.2 [TL1]

- Đường kính bánh đai nhỏ d1

d1 = (5,2 ÷ 6,4).3

√T1 = (5,2 ÷ 6,4) 3

√95337 , 03 = 237 ÷ 292,3 -> Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15]: d1 =250 mm - Đường kính bánh đai lớn

d2 = uđai .d1 /( 1 - ) = 2,5 250 / ( 1- 0,01 ) = 631 mm với : hệ số trượt =(0,01÷ 0,02 ) Lấy = 0,01

-> Chọn theo tiêu chuẩn [bảng 21.15]: d2 = 630 mm=> Tỉ số truyền thực tế

ut = =

250.(1−0.01) = 2,54 Sai lệch tỉ số truyền ∆u = |2,5−2,54|

2 , 5 = 1,6% < 4%- Khoảng cách trục

a ≥ ( 1,5 ÷ 2 )( d1 + d2 ) = ( 1,5 ÷ 2 )(250 + 630) = 1320 ÷ 1760 mmChọn a = 1500 mm

- Chiều dài đai

- Kiểm nghiệm số vòng chạy trong 1 giây i=v

a=λ+√λ2−8 ∆2

trong đó λ=l−π (d1+d2)/2= 4406 -π(250+630) /2= 3023 ∆=d2−d1

 a¿3023+√(3023)2

−8.¿ ¿ ¿

Vậy vẫn giữ nguyên a = 1500mm

Kđ là hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7 được Kđ = 1,25

- Chiều dày đai được chọn theo chỉ số δ/d1 sao cho tỉ số này không vượt quá 1 trịsố cho phép nhằm hạn chế ứng suất uốn sinh ra trong đai và tăng tuổi thọ cho đai:

δd

với α1 = 1650 tra bảng 4.10 Cα = 0,97 Cv : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc

với v =38.3 m/s tra bảng 4.11 : Cv = 0,89 C0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền

Tra bảng 4.12]: C0 = 1 [σF]0 là ứng suất có ích cho phép

250 =2 , 25MPa

=> [σF] = 2,25 0,97 0,89 1 = 1,94 MPa - Chiều rộng đai: b δ ≥ FtKđ

=> b ≥ FtKđ

[δF] /δ = 33 mm

Theo bảng 4.1, lấy trị số theo tiêu chuẩn b = 40 mm

Chiều rộng bánh đai B chọn theo bảng 21.16 B = 50 mm

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

- Lực căng ban đầu

F0 = = 2.6,25.40= 500 N- Lực tác dụng lên trục

Fr = 2 F0 sin(α1/2) = 2 500 sin (1650/2) = 991,4 N

Bảng thông số bộ truyền đai

Đường kính bánh đai nhỏ d1 250 mmĐường kính bánh đai lớn d2 630 mm

Tra bảng 16.10 a,b:- Nối trục vòng đàn hồi:

d =63 mm D = 235 mm dm = 120 mm l = 140 mm d1 = 110 mmD0 = 180 mm Z = 8 Nmax =2575

B = 7 mm B1 = 56

l1= 44 mm D3 = 42 mm l2 = 44 mm

- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

dc = 22 mm d1 = 16 mm D2 = 28 mm l = 88 mm l1 = 47 mml2 = 22 mm l3 = 40 mm

+ Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt- Kiểm nghiệm bền dập của vòng đàn hồi

σd= 2 kT

Z D

[σd]=4 MPa: Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÊN TRONG HGT

n1 = 1172 ( vg/ph)u1 = 3,15 u2 = 3,04 Thời hạn làm việc: 21120 h

3.1 Cấp nhanh: bộ truyền bánh răng côn răng thẳng3.1.1 Chọn vật liệu:

- Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE = 60c=> NHE1

= 60.1.1172.21120.( 13 1,4 + 0,93.1,4 )

= 17 108 > NHO1 Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1

=> NHE1 = 60c

= 60.1.372,1.21120.( 13 1,4 + 0,93.1,4 ) = 5,39 > NHO2 => KHL2 = 1- Ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo ( 6.8 ) NFE = 60c (CT )

NFE1 = 60.1.1172.21120.( 16 1,4 + 0,96.1,4 ) = 14,58 107 > NFO = 4.106

Do đó KFL1 = 1

NFE2 = 60.1.372,1.21120.( 16 1,4 + 0,96.1,4 ) = 4,48 107 > NFO = 4.106 => KFL2 = 1

=> [σF]1 = MPa

=> [σF]2 = MPaỨng suất quá tải cho phép

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 580 = 1624 MPa[σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 580 = 464 MPa[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 580 = 464 MPa

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

Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3 Chọn Kbe = 0,25KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn Tra bảng 6.21 với

=>

Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được KHβ = 1,18 KFβ = 1,35

T1 : Momen trên trục 1 T1 = 95337,03 N.mm

b Xác định các thông số ăn khớp

- Số răng bánh nhỏde1 = 2 Re

√3,152+1=87,15 mm

Tra bảng 6.22 được z1p = 17

Với HB < 350 z1 = 1,6 z1p = 1,6.17 = 27,2 răngChọn z1 = 27 răng.

- Đường kính trung bình và môđun trung bình:

dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5 0,25).87,15 = 76,25 mmmtm = dm 1

Z1 =

27 =2,82 mm- Mô đun vòng ngoài

um = 85/27 = 3,15- Góc côn chia

δ1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(3,15) = 72,380 = 72023'14,72''

δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –72,380 = 17,620 = 17037’12”Theo bảng 6.20, với z1 = 27, chọn hệ số dịch chỉnh đều

x1 = 0,4 x2 = -0,4

- Đường kính trung bình của bánh nhỏ:dm1 = z1 mtm = 27 3,06 = 82,62 mm- Chiều dài côn ngoài

Re = 0,5 mte = 0,5 3,5.√272+852

= 156,07 mm

c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo 6.58 ứng suất tiếp xúc

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

[σ’H] =

Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95

da < 700 mm => KxH = 1 v < 5 m/s => Zv = 1

=> [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:

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

KFv = 1 +

νF.b dm 12T1.KFβ.KFα

Với

δF : tra bảng 6.15 δF = 0,016go : tra bảng 6.16 go = 56

=> vF = 0,016 56 1,825 √82,63(3,15+1)

3,15=¿17,06¿KFv = 1,24

Do đó KF = 1,35 1 1,24 = 1,674

: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Với răng thẳng = 1 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2

Số răng tương đương

ZV1 = Z1/cos = 27/cos72,380 = 89,2 ZV2 = Z2/cos = 85/cos17,620 = 89,2 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

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

Chiều dài côn ngoài Re = 156,07 mmMo đun vòng ngoài mte = 3,5 mm

Chiều rộng vành răng bw = 39,01 mmTỉ số truyền um = 3,15

Góc nghiêng của răng β = 0

Số răng bánh răng z1 = 27 z2 = 85Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,4 x2 = -0,4 Theo các công thức trong bảng 6.19

Đường kính chia ngoài

de1 = mte z1 = 3,5 27 = 94,5 mmde2 = mte z2 = 3,5 85 = 297 mmGóc côn chia

δ1 = 720 38’ δ2 = 17062’Chiều cao đầu răng ngoài

hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte

βm : góc nghiêng của răng βm = 0 hte = cosβm = cos 0 = 1

xn1 = x1 = 0,4 mm

=> hae1 = (1 + 0,4.1).3,5 = 4,9 mm

hae2 = 2 hte.mte – hae1 = 2.1.3,5 – 4,9 = 2,1 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 3,5 + 0,2 = 7,2 => hfe1 = 7,2 – 4,9 = 2,3 mm hfe2 = he – hae2 = 7,2 – 2,1 = 5,1 mmĐường kính đỉnh răng ngoài

dae1 = de1 + 2.hae1 cos δ1 = 94,5 + 2 4,9 0,298 = 97,42 mmdae2 = de2 + 2.hae2 cos δ2 = 308 +2 2,1 0,954 = 312,00mm

3.2 Cấp chậm: bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 3.2.1 Chọn vật liệu:

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

NHE = 60c

2 ([σH]1 + [σH]2 )= 555 MPa

Theo ( 6.8 ) NFE = 60c (CT )

NFE1 = 60.1.372,1.21120.( 16 1,4 + 0,76.1,4 ) = 4,48 107 > NFO = 4.106

Do đó KFL1 = 1

NFE2 = 60.1.122.21120.( 16 1,4 + 0,76.1,4 ) = 1,33 107 > NFO = 4.106 => KFL2 = 1

=> [σF]1 = MPa

=> [σF]2 = MPaỨng suất quá tải cho phép

[σH]max = 2,8 σch2 = 2,8 580 = 1624 MPa[σF1]max = 0,8 σch1 = 0,8 580 = 464 MPa[σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8 580 = 464 MPa

3.2.4 Tính toán bộ truyền bánh răng a Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

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

aw=43.(3,04+1).√3 284883,1.1,04

5552.3,04 0,25=¿187,91¿mmLấy tròn aw = 220 mm

z2 = z1 u2 = 36 3,04 = 109,44 Lấy tròn z2=110Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

Góc nghiêng β:cos = m (Z1+Z2)

2 aw =3.(36+110)

2.220 =0,981   =100 56’ 33”Chiểu rộng vành răng

bw = aw ψba = 220 0,25 = 55 mm

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

ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúcvới βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgb = cost.tg

t = tw = arctg(tg/cos)

= arctg(tg20/0,98125) = 20,3510

=> tgb = cos(20,3510).tg (110 6’ 45”) = 0,1842=> b = 10,4350

Theo 6.37, hệ số trùng khớp dọc = bwsin/(.m)

= 55 sin(110 6’ 45”)/(3,14.3) = 1,23Do đó theo 6.36 ta có

Zε =

= [1,88-3,2.(1/36+1/110)] = 1,76Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw1 = 2 awum+1=

3,05+ 1=108,64 mmTheo 6.40, vận tốc vòng

Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 được KHα = 1,13

Theo 6.42 Trong đó

Tra bảng 6.15 δH = 0,002Tra bảng 6.16 go = 73=> theo 6.41:

Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúcK = 1,04.1,13.1,003 = 1,18

Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép

YF 1,YF 2 hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 - Số răng tương đương :

ZV1 = Z1/cos3 = 36/cos0,981253 = 36 ZV2 = Z2/cos3 = 110/cos0,981253 = 111 Tra bảng 6-18 được

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

KF = 1,1 (tra bảng 6-7) với ψbd =0,69KF = 1,37 (tra bảng 6.14)

=> []1 = 464.1.1,032.1 = 478,8 MPa []2 = 464.1.1,032.1 = 478,8 MPa => Độ bền được thỏa mãn

e Kiểm nghiệm độ quá tải

Theo 6.48 Kqt= 1,5

Khả năng quá tải đạt yêu cầu

3.2.5 Thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng

Khoảng cách trục aw = 220 mm

Chiều rộng vành răng bw = 55 mmTỉ số truyền u2 = 3,04

Góc nghiêng của răng β = 110 6’ 45”Số răng bánh răng z1 = 36 z2 = 110Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0Đường kính vòng chia

d1 = mz1/cosβ = 3.36/cos(110 6’ 45”) = 110,06 mmd2 = mz2/cosβ = 3.110/cos(110 6’ 45”) = 336,30 mmĐường kính đỉnh răng

da1 = d1 + 2.(1 + x1 + Δy)m = 110,06 + 2.1.3 = 116,06 mmda2 = d2 + 2.(1 + x2 + Δy)m = 336,30 + 2.1.3 = 342,3 mmĐường kính đáy răng

df1 = d1 – (2,5 – 2x1)m = 110,06 – 2,5.3= 102,56 mmdf2 = d2 – (2,5 – 2x2)m = 336,30 – 2,5.3= 328,8 mm

CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

dk =

trong đó T là momen xoắn trên trục thứ k

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

d1=√3 95337,03

0,2.17 =30,38 mmChọn sơ bộ dsb1 = 35 mmTrục 2:

d2=√3 284883,1

0,2.17 =43,75 mmChọn sơ bộ dsb2 = 50 mmTrục 3:

d3=√3 829754,1

0,2.17 =62,49 mm Chọn sơ bộ dsb3 = 80 mm

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

4.3 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 mm

Theo 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 = 45 mm

Chiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục I

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

Chiều rộng Mayơ bánh răng côn trên trục II

lm23 = (1,2 1,4)dsb2 = (1,2 1,4) 50 = 60 70 mmChọn lm23 = 65 mm

Chiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục IIlm22 = (1,2 1,5)dsb2 = (1,2 1,5) 50 = 60 75 mm

Chọn lm22 = 70 mm

Chiều rộng Mayơ bánh răng nghiêng trên trục III

lm34 = (1,2 1,5)dsb3 = (1,2 1,5) 80 = 96 120 mmChọn lm34 = 105 mm

Chiều 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 Theo (10.14):

lc12 = 0,5( lm12 + b01) + k3 + hn

= 0,5 (45 + 21) + 15 + 17 = 65 mm Trong đó theo bảng 10.3

k3 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 20 mm Chọn k3 = 15 mm

hn : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông