đồ án thiết kế máy - trường điện lực hà nội

-MỤC LỤCPhần I Chọn đông cơ điện và tính các thông số trang 2 Phần IIThiế kế các bộ truyền trang 7 Phần III Thiết kế các chi tiết đỡ nối trang 64 Lời nói đầu ất nước ta đang trên con đườ

Đồ án thiết kế máy trường điện lực Hà Nội

-MỤC LỤC

Phần I Chọn đông cơ điện và tính các thông số

trang 2

Phần IIThiế kế các bộ truyền

trang 7

Phần III Thiết kế các chi tiết đỡ nối

trang 64

Lời nói đầu

ất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo địnhhướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quantrọng Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con ngườichúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều Là một sinh viên ngành Chế Tạo Máy em

Đ

luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình được tiếp thu từ thấy

cô, giáo Thiết kế đồ án là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nógiúp cho người sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ bảncủa môn học Môn học Chi tiết máy là một môn khoa học cơ sở nghiên cứu vềphương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúpsinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháptính toán thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vaò việc thiết kế máy Sau quá trình học tập em đã được giao đề tài thiết kế giao cho là thiết kế trạm dẫnđộng băng tải Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cùng với sựgiúp đỡ tận tình của thầy cô giáo, sự đóng góp trao đổi xây dựng của các bạn em đãhoàn thành được đồ án này

Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót Em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn Cơ sở thiết kế máy để đồ án của em được hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã tận tình giúp đỡ em

Hà Nội, Ngày 01 tháng 05 năm 2011

Sinh viên :

Lê Văn Nam

PHẦN I

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ

I - CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.

1 – Chọn kiểu loại động cơ:

Theo yêu cầu thiết kế và tính ưu việt của động cơ điện cần chọn do đó ta chọn động cơ điện 3 pha không đồng bộ Rôto lồng sóc Vì động cơ này có nhiều ưu điểm như: Kết cấu đơn giản, giá thành hạ,dễ bảo quản,làm việc tin cậy và có thể lắp trợc tiếp vào lưới điện 3 pha mà kgông cần biến đổi dòng

2 – chọn công suất động:

Chọn theo điều kiện nhiệt độ Khi làm việc thì nhiệt độ sinh ra không được quá mức cho phép

Vì tải trọng không đổi nên ta có: P dmdc Plvdc

Trong đó Pdmdc Công suất định mức của động cơ

.vF

Vậy 10,946

814,0

91,8η

PP

ct lv dc

a) Chọn số vòng quay của trục công tác nct

Với trạm dẫn động băng tải nên ta chọn

3,14.520

35,1.10.60πDD

.10

Từ đó kiểuđộng cơ 4A được chọn có các thông số như trong bảng.

KW

Vận tốcquay v/ph

5- Kiểm tra quá tải mở máy.

a) Kiểm tra mở máy:

Để thắng lực ì của hệ thống thì động cơ phải thoả mãn điều kiện sau

dc lbd

TPP

dn

k dc dm

dc

Xác định công suất cản ban đầu trên trục Pbddc

17,51410,496.1,6

.kP

dm

dc

Vậy điều kiện Pmmdc Pbddc được thoả mãn

b) Kiểm tra quá tải

Với sơ đồ tảI trọng không đổi ta không cần kiểm tra quá tải

II – PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.

3- Tính mômen xoắn trên các trục.

a) Mômen xoắn trên trục động cơ:

1460

.10,9469,55.10

n

P

dc

dc lv

n

P

I I

3,10.9,55.10n

P

I I

TII = 906633,966

104,176

.9,899,55.10n

P

II III

P

IV IV

6



Theo bảng 5-4 (I) với TST u = 2,1 ta chọn số răng đĩa nhỏ là Z1 = 27

Suy ra số răng đĩa lớn Z2 =u.Z1 = 2,1.27 = 56,7

Số răng đĩa lơn nên chọn là số lẻ nên ta có Z 2 = 57 < Zmax = 120

k0 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ tuyền K0 = 1

ka Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục, vì chọn a= 40p nên ka= 1

kđ/c Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng Vì không điều chỉnh nên kđ/c = 1,25

kbt Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc bôI trơn ( đạt yêu cầu) nên kbt= 1,3

kđ Hệ số tảI trọng động Vì tảI trọng không đổi làm việc êm nên kđ = 1

kc Hệ số kể đến ảnh hưởng của chế độ làm việc Vì làm việc 1 ca nên kc= 1

p)Z(Z2

)Z(Zp

a2

2

2 1 2 2

2 1 1 1

Lực căng do nhánh bị động sinh ra Fo = 9,81.kf.q.a

kf Hệ số phụ thuộc vào độ võng f và vị trí bộ truyền.(Vì bộ truyền nằm ngang) nên

kf = 14 = > Fo = 9,81.4.5,5.1510,027.10-3 = 325,894 N

=> S = 127.103 /(1,7.5537,514 + 325,894 + 17,544) = 13,06

theo bảng 5-10(I) vói n01 = 200 v/ph => [S] = 8,2

Vậy S < [S] thoả mãn điều kiện bên

4- Kiểm nghiệm độ bèn tiếp xúc của đía xích:

Theo công thức 5.18 ta có ứng suất tiếp xúc H trên bề mặt đĩa xích là

][σk

.A

)Fk.(Fk0,47

d

vd d t r

kd Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các dãy kd = 1

kđ Hệ số tải trọng động theo bảng 5-6(I) kđ = 1

Theo bảng 5-12(I) ta có A = 395 mm và E = 2,1.105 Mpa

=> 523

395.1

107,49).2,1

514.10,42(5537,0,47

σ

5

Vậy H < [H] bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc

5- Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng nên trục.

- Đường kính đĩa xích: theo công thức 5.17 ta có:

Các kích thước khác tra theo bảng 13-4

-Xác lức tác dụng lên trục theo công thức:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu như sau:

- Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241  285

có b1= 850 MPa, ch1 = 580 MPa

- Bánh lớn : Thép 45 tôI cảI thiện đạt độ răn: HB192  140

có b2 = 750 MPa, ch2 = 450 Mpa

2- Xác định ứng suất cho phép.

a) Ứng suất cho phép:

H

o lim Z Z k kS

σH

ở bước tính sơ bộ ta chọn ZR.Zv.kxh = 1 vậy ta có : [H] = HL

H

o lim.kS

- NHO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúc

NHO1 = 30.(HHB1)2,4 = 30.2452,4 = 1,6.107

NHO2 = 30.(HHB2)2,4 = 30.2202,4 = 1,26.107

- NHE Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì tải trọng không đổi quay 1 chiều nên ta có NHE = 60.c.n.t

- c : Là số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1

- n : Số vòng quay n=nI = 1460 v/ph n = nII = 331,592 v/ph

- t: Là tổng số giờ làm việc t = 7.12.30.2/3.1/3.24 = 13440 giờ

Vậy NHE1 = 30.1.1460.13440 = 1,8.109

NHE2 = 30.1.331,592.13440 = 2,67.108

Do đó ta thấy NHE1 > NHO1 Vậy chọn NHE1 = NHO1

NHE2 > NHO2 NHE2 = NHO2

=> kHL = 1

1,1

550.1k

.S

σ

HL H

o lim 1

1,1

0.115k

.S

σ

HL H

o lim 2

Cấp nhanh là bánh răng côn nên chọn [H]sb= [H2] = 463,64 MPa

F

o Flim Y Y k k kS

σ

ở bước tính sơ bộ ta chọn YR.YS.kXF = 1 vậy ta có : [H] = FC HL

F

o Flim.k kS

- NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106

- Lại có NFE = NHO => NFE1 = NHO1 =1,18.109 > NFO

NHE2 > NHO2 NFE2 = NHO2 = 2,67.108 > NFO

=> kFL = 1

Vậy [F1] = 252

1,75

441.1.1k

.k.S

σ

HL FC F

o lim 1

1,75

.1.1396k

.k.S

σ

HL FC F

o lim 2

c) Ứng suất quá tải

+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải [H]max = 2,8ch

vậy ta có [H1]max = 2,8.580 = 1624 MPa

[H2]max = 2,8.450 = 1260 MPa

+) ứng suất uốn khi quá tải [F]max = 0,86ch

vậy ta có [F1]max = 0,86.580 = 498,8 MPa

[F2]max = 0,86.450 = 387 Mpa

Xác định các thông số của bộ truyền

a) Xác định chiều dài côn ngoài:

2 H be

be

Fβ 1 2

R

].[σu.k)

k(1

k.T

1uk

- kbe: Hệ số chiều rộng vành răng lấy kbe = 0,25

- kHb: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tảI trọng trên chiều rộng vành răng Với

- T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 70879,315 Nmm

- [H]sb ứng suất tiếp xúc cho phép tính sơ bộ [H]sb= 463,64 Mpa

64,463.403,4.25,0)

25,0(1

15,1.315,70879

1403,4

4- Xác định các thông số ăn khớp.

a) Số răng bánh răng nhỏ:

Ta có de1 = 2.Re/ 1 u2 = 2.174,187/ 1 4,4032 = 77,157 mm

Từ đó tra bảng 6-22 (I) => Z1p = 17

Với HB < 350 => Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 vậy lấy Z 1 = 27

b) Đường kính trung bình & môđun trung bình:

dm1 = (1-0,5.kbe)de1 =(1-0,5.0,25)77,157 = 67,512 mm

mtm = dm1/Z1 = 67,512/27 = 2,52 mm

c) Xác điịnh môđuntiêu chuẩn:

Ta có công thức: mte = mtm/(1- 0,5.kbe) = 2,857 mm

Theo bảng 6-8(I) chọn môđun tiêu chuẩn mte = 3 mm

Theo bảng 6-20 với Z1 = 27 chọn hệ số dịch dao dịch chỉnh đều

Ứng suất tiếp xúc phải thoả mãn điều kiện sau:

][σu

)

d.b(0,85

1u.k.T2

.Z.Z.Z

m

2 1 m

2 m H 1 ε

H M

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

Theo bảng 6-5 (I) ta có ZM = 270 Mpa1/3

- ZH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của hình dáng bề mặt tiếp xúc

Theo 6-12 (I) với x1 + x2 = 0 => ZH = 1,76

- Ze: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được xác địnhnhư sau:

Với bánh răng côn răng thẳng Ze = (4 εα)/3

- kHa : Hệ số phân bố tải trọng cho các đôI răng ăn khớp kHa = 1

- kHV: Hệ số tảI trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp

kHV = 1 +

Hα Hβ 1

1 m H

k.k.T2

d.b.ν

Với b là bề rộng vành răng b = kbe.Re = 0,25.183,037 = 45,759 mm

nH = δH.go.v dm1.(um1)/um

v = p.dm1.nI.60.10-3 = 3,14.70,875 1460.60.10-3 = 5,415 m/s

Tra bảng 6-13 (I) ta được cấp chính xác là Với bánh răng thẳng không vát đầu có

HB < 350 => tra bảng 6-15 (I) ta được

- dH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp là dH = 0,006

- go: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng bánh 1&2 và

m = 3 < 3,55 cấp chinhd xác 7 => go = 47

=> nH = 0,006.47.5,415 70,875.(4,40741)/4,4074 14,24

1.15,1.315,708792

875,70.759,45.24,14

Suy ra kH = 1,15.1,283.1 = 1,476

Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được:

15,4394074

,4)

875,70.759,45(0,85

14074,4.476,1.315,708792

.869,0.176.274

- kXH :Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của kích thước bánh răng phụ thuộc vào kích thước vòng đỉnh bánh răng vì dae < 700 mm => kXH = 1

Suy ra [sH]cx =463,63.1.0.95.1 = 443,28 Mpa

Vậy H = 439,15 < [sH]cx = 443,28 Mpa

28,443

15,43928

,443]







6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau:

1 m tm

F β ε 1 F 1 1

F

d.m.b0,85

YYY.k.T2

1 F

2 F 1 F 2 F

Y

Yσ

σ Trong đó

- Yb: Hệ số kể đến độ nghiên của răng Với răng thẳng ta có Yb = 1

- YF1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đươngZv1 = Z1/cosd1 = 27/ cos 12,783 = 27,69 => YF1 = 3,45

Zv2 = Z2/cosd2 = 119/ cos 77,217 = 537,831 => YF2 = 3,63

- Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp răng

Ye = 1/ea = 1/1,735 = 0,5764

- kF: Hệ số tải trọng tinhd về uốn KF = kFb.kFa.kFV

- kFb : Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều dài vành răng

Tra bảng 6-21 (I) ta có kFb= 1,25

- kFa : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp kFa = 1

- kFV: Hệ số tải trọng đông xuất hiện trongvùng ăn khớp khi tính về uôn

kFV = 1 +

α β 1

1 mk.k.T2

d.b.ν

F F F

875,70.759,45.97,37

Suy ra kF = 1,25.1,695.1 = 2,12

Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được:

6,82875

,70.625,2.759,450,85

45,3.1.5764,0.12,2.315,708792

9,8645,3

63,3.6,82Y

Yσσ

1 F

2 F 1 F 2

+) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx

[sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF

- YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

- YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất

Thoả mãn điều kiện bền uốn

7- kiểm nghiệm độ bền quá tải.

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H k với kqt = kbđbd

=> Hmax = 439,15 1 = 555,48 < [H]max = 1624 Mpa,6

+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48

F1max = F1.kqt = 82,6.1,6 = 132,16 < [F1]max = 498,8 Mpa

F2max = F2.kqt = 86,9.1,6 = 139,04 < [F2]max = 387 Mpa

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải

8- Lập bảng thông sô (trang bên)

STT Thông số Kí hiệu Giá trị

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192  240

Do đó ta thấy NHE3 > NHO43 Vậy chọn NHE3 = NHO3

NHE4 > NHO4 NHE4 = NHO4

=> kHL = 1

Vậy [H3] = 409,09

1,1

.1450k

.S

σ

HL H

o lim 3

1,1

.1410k

.S

σ

HL H

o lim 4

- NFO Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn với mọi loại thép ta đều có NFO = 4.106

- Lại có NFE = NHO => NFE3 = NHO3 =2,67.108 > NFO

NHE2 > NHO2 NFE4 = NHO4 = 8,4.107 > NFO

=> kFL = 1

1,75

.1.1342k

.k.S

σ

HL FC F

o lim 3 F

.k.S

σ

HL FC F

o lim 4

c) Ứng suất quá tải

+) ứng suất tiếp xúc khi quá tải [H]max = 2,6ch

vậy ta có [H3]max = 2,8.450 = 1260 MPa

[H4]max = 2,8.340 = 952 MPa

+) ứng suất uốn khi quá tải [F]max = 0,86ch

vậy ta có [F3]max = 0,86.450 = 387 MPa

Hβ 2ψ.u.][σ

k.T

06,1.672,2966443

+) Số răng bánh nhỏ:

)1183,3.(

3

10cos210.2)1.(

cos

Chọn Z3 = 33+) Số răng bánh lớn: Z4 = u.Z3 = 3,183.33 = 105,039 vậy chọn Z4 = 105

84

m.πD

sinβ

bw





Thoả mãn điều kiện trùng khớp

5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Điều kiện đảm bảo độ bền tiếp xúc là:

Ứng suất tiếp xúc phảI thoả mãn điều kiện sau:

][σu

.d.b

1u.k.T2

.Z.Z.Z

m

2 1

2 m H 2 ε

H M

w w

)cos(β2

w b

t

2.2101

u

a2

3 H

k.k.T2

d.b

43,100.84.0673,2



Suy ra kH = 1,06.1,02454.1,13 = 1,2272

Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính H ta được:

13,38643

,100.182,3.84

)1182,3.(

2272,1.672,296644

2.761,0.7425,1.274

13,38675

,371]

[

][

371,75

386,1384.(

)][σ

σ.(

b

H

H cu w

98,37075

,371]

[

][

6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Điều kiện bền uốn của bánh răng côn được viết như sau:

3

3 F β ε 1 F 2 3

F

d.m.b

YYY.k.T2

σ

w w

3 F

4 F 3 F 4 F

Y

Yσ

σ 

Trong đó

- Yb: Hệ số kể đến độ nghiên của răng Yb = 1-o/140 = 1 – 9,696/140 = 0,931

- YF1, YF2 : Hệ số dạng răng được tra theo bảng 6-18 (I) theo số răng tương đươngZv3 = Z3/cos3 = 33/ cos3 9,696 = 34,45

Zv4 = Z4/cos3 = 33/ cos3 9,696 = 109,63 => YF2 = 3,63

và với x1 = x2 = 0 => YF3 = 3,75 ; YF4 = 3,63

3k.k.T2

d.b.ν

F F

w w F

43,100.91.202,6

Suy ra kF = 1,16.1,37.1,06 = 1,685

Thay các giá trị vừa tính được vào biểu thức tính F ta được:

3,1273

.403,100.91

75,3.1.579,0.685,1.372,2966442

2,12275

,3

63,3.3,127Y

Yσσ

3 F

4 F 3 F 3

+) Xác định chính ứng suất cho phép: [sF]cx

[sF]cx = [sF]sb.YR.YS.kXF

- YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR = 1

- YS: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhạy của vật liệu đối với trnạg thái ứng suất

Thoả mãn điều kiện bền uốn

7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

+) Kiểm nghiệm quá tải tiếp xúc:

Hmax = H k với kqt = kbđ = 1,6bd

=> Hmax = 370,98 1 = 469,26 < [H]max = 952 Mpa,6

+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48

F3max = F3.kqt = 127,3.1,6 = 203,68 < [F3]max = 387 Mpa

F4max = F4.kqt = 122,2.1,6 = 195,52 < [F4]max = 292,4 Mpa

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải

IV- kiểm tra bôi trơn và chạm trục.

1 -Kiểm tra bôi trơn.

Với vận tốc vòng nhỏ hơn 12  15 m/s thì ta chọn phương pháp bôi rơn băng ngâm dầu:

Gọi khoảng cách từ tâm các bộ truyền tới mức dầu lớn nhất và nhỏ nhất của hộp giảm tốc là x2max, x2min, x4max , x4min

+)Xác định mức dầu thối thiểu xmin

Với bộ truyền cấp nhanh v = 5,415 > 1,5 m/s nên ta có :

x2min = dae2/2 – b.sin 2 +5 =141,3 mm

Với bộ truyền cấp chậm x4min = da4/2 – hmax

trong đó: hmax = (0,75  2).h

h = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 mm

=> hmax = 2.6,75 = 13,5 mm

Vậy ta có x4min = 325,57/2 – 13,5 = 146,28 mm

+) Xác định mức dầu tối đa:

Với bánh răng côn số2 v = 5,415 > 1,5 m/s mức dầu max cách mức dầu min 10 mm

=> x2max = x2min - 10 = 131,3 mm

Với bánh răng số 4 v = 1,743 >1,5 m/s ta cũng có

=> x4max = x4min – 10 = 136,28 mm

vậy mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc là:

xmin = min{ x2min ; x4min} = 141,3 mm

xmax = min{x2max ; x4max} = 136,2 mm

= > x = xmin – xmax = 141,3 -136,2 = 5,1 mm > (3  5) mm

Vậy điều kiện bôi trơn đợc đảm bảo

2 – Kiểm tra chạm trục.

Với hộp giảm tốc côn trụ ta có điều kiện chạm trục như sau:

- Để bánh răng 1 và bánh răng 3 không chạm nhau phải có

x1 = dae2/2 –bsin 2 – da3/ 2 > 5 mm

x1 = 357,796/2 – 45,759.sin 77,217 – 100,43/2 = 81,06 mm > 5 mm

Vậy hai banh răng không chạm n

- Để bánh răng côn số 2 không chạm vào trục III ta có điều kiện:

x2 = aw – dae2/2 –dIIIsb/2 > 5 mm

0,2.30

906633,9660,2.[τ,

T

3

=> x2 = 210 – 357,796/2 –53,2/2 = 4,52  5 mm

Vậy bánh răng côn số 2 không chạm vào trục III

2 - Kiểm tra sai số vận tốc.

Z.Z

Z.ZZ

nu

.u.u

n

1 r

2 r 2

3 1 2

dc dm x

2 1

35,1342,1

Ft2 = 1899,286

375,312

672,2966442

d

T2

2 m

Fa1 = Ft1.tg.sin1 =2000,122.tg20.sin12,783 = 161,073 N

Fa2 = Ft2.tg.sin2 =1899,286.tg20.sin77,217 = 674,150 N

319,57

662.906633,9d

3T2

4 w

Đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức 10.9 d 3 T/0,2. τ

trong đó T là mômen xoăn trên trục

[t] là ứng suất xoắn cho phép với thép 45; 40X có [t] = 12  30 Mpa

Chọn [t] = 20 với thép 45 thường hoá và [t] = 30 với thép 40X

Vậy ta có đường kính sơ bộ của các trục là:

d1sb =

70879,315τ

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

+) Tđường kính sơ bộ của các trục ta có thể chọn gần đúng bề rộng của ổ lăn bo như sau:

+) Xác định chiều dài moay ơ các chi tiết quay:

- Chiều dài moay ơ khớp nối:

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ:

+) Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng Côn _ Trụ

Trị số của các khoảng cách k1 , k2 , k3 ,hn được lấy theo bảng 10-3 (I)

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay tới thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay K1 = 10 mm

- Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ tới thành trong của hộp K2 = 8 mm

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay tới lắp ổ K3 = 15 mm

- Chiều cao lắp ổ và đầu Bulông hn = 20 mm

+) Xác định điểm đặt lực: HGT bánh răng côn- trụ theo bảng 10-4 (I) ta có:

=> R1Y = 1039,6

80

5708,025,188

907,942.12l

Ml.F

11

1 a 13 1

FX = R0Y – R1Y + Fr1 = 0 => R0X = R1X - Ft1 = 1039,6 – 709,94 = 329,658 N(chiều cùng với giả thiết) Từ đó vẽ được biểu đồ MX; MY; TZ như hình vẽ trang bên.+) Tính gần đúng trục I

Dựa vào biểu đồ mômen ta có thể tính gần đúng trục I như sau:

- Tại vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 3) ta có:

Chọn theo tiêu chuẩn ta có d13 = 24 mm

- Tại vị trí lắp ổ đũa (tiết diện 1) ta có:

Chọn theo tiêu chuẩn dI2 = 30 mm

- Tai vị trí lắp Nối trục (tiết diện 2) theo bảng 16-10a (II) ta chọn d12 = 28 mm