Thiết kế hệ thống dẫn Động băng tải

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp như chọn động cơ, thiết kế bộ truyền đai, thiết kế bộ truyền động bánhrăng, thiết kế trục, chọn ổ lăn, thiết kế

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

Đề bài 3

CHƯƠNG I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Công suất cần thiết 5

1.2 Tính số vòng quay của trục công tác 6

1.3 Chọn động cơ thực tế 6

1.4 Phân phối tỷ số truyền 6

1.5 Tính toán các thông số trên trục công tác 7

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1 Chọn loại đai 10

2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 10

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 3.1 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 13

3.2 Tính toán bộ truyền răng trụ thẳng cấp nhanh 23

CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Thiết kế trục 33

4.2 Tính chọn ổ lăn 55

4.3 Chọn khớp nối đàn hồi 62

CHƯƠNG V: TÍNH TOÁN KẾT CẤU VỎ HỘP 5.1 Chọn thân máy 64

5.2 Các chi tiết liên quan đến kết cấu vỏ hộp 65

5.3 Các chi tiết phụ khác 67

5.4 Tổng kết bu lông 68

5.5 Dung sai và lắp ghép 68

5.6 Phương pháp bôi trơn 69

Kết luận 70

Tài liệu tham khảo 71

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học Chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên

nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí,chế tạo máy Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học,nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khíhiện nay

Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho

chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu: “ Thiết kế hệ thống

dẫn động băng tải” Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức

tổng hợp như chọn động cơ, thiết kế bộ truyền đai, thiết kế bộ truyền động bánhrăng, thiết kế trục, chọn ổ lăn, thiết kế vỏ hộp giảm tốc và cách tra dung sai Dù đãrất cố gắng nhưng bài làm của em không thể tránh sai sót Em rất mong được sựđóng góp của thầy, giúp em có được những kiến thức cần thiết để sau này ratrường có thể ứng dụng cụ thể vào sản xuất

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc

biệt là thầy NGUYỄN XUÂN HÀNH đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ

của mình

Em xin chân thành cảm ơn !

Sinh viên thực hiện

CHƯƠNG I TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Công suất cần thiết

Gọi Pct (hay Plv )là công suất tính toán trên trục máy công tác ( KW )

Ptđ là công suất động cơ tương đương

 là hiệu suất truyền động.

Ta có: Ptđ =

ctP

Vậy là ta cần chọn động cơ điện có Pđc  Ptđ

1.2 Tính số vòng quay của trục công tác

Tính chu vi của bánh xích bằng số răng và bước:

C=Z1×P=25×0.0254m=0.635m

Tính tốc độ quay theo RPM (vòng quay mỗi phút):

1,8

2,83.60 169,8( / ) 0,635

Truyền động bánh răng trụ: u h  8

(hộp giảm tốc hai cấp)Thay số vào ta có:

Vận tốc: ndc = 2800 (vòng/phút)

Tk/Tdn =1,2 ; Tmax/Tdn = 2,2

1.4 Phân phối tỷ số truyền

Với động cơ đã chọn ta có: ndc = 2800 vòng/phút

Pdc = 17 KW

Ta coi tỷ số truyền kí hiệu u là i nên:

Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ic =

dc ct

n

n =

2800169,8 = 16,48

ic = id.i1.i2

Trong đó:

ic- Tỷ số truyền chung

id- Tỷ số truyền của bộ truyền đai

i1- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

i2- Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chọn trước id = 3 theo bảng 2.4-[1]:

 i1.i2 =

c d

i

i = 16,482 = 8,24Lại có bộ truyền là hộp giảm tốc đồng trục nên i1=i2

→i1=i2= √8,24 = 2,87

1.5 Tính toán các thông số trên trục công tác

 Tính công suất trên các trục

- Công suất trên trục của tang là:

Ptt =

lv 3

P

 =

12,60,99 = 12,72 (KW)

- Công suất động cơ trên trục III là:

- Công suất động cơ trên trục I (trục dẫn) là:

PI =

II

P

  =

14,070,97.0,99 =14,66 (KW)

 Tính tốc độ quay trên các trục

- Tốc độ quay trên trục I là: n1=

dc d

n

i = 28002 =1400 ( vg/ ph)

- Tốc độ quay trên trục II là: n2 =

1 1

n

i =

14002,87 = 487,8 ( vg/ ph)

- Tốc độ quay trên trục III là: n3 =

2 2

n

i =

487,82,87 = 169,9 ( vg/ ph)

- Tốc độ quay trên trục tang là: n4=

3 kn

n

i = 169,91 = 169,9(vg/ph)

 Tính mô men xoắn trên các trục

- Mômen xoắn trên trục động cơ theo công thức:

Mdc = 9,55.106

dc dc

P

n = 9,55.106

13,52487,8 = 264690 (N.mm)

- Mômen xoắn trên trục III là:

M3 = 9,55.106

3 3

P

n = 9,55.106

12,72169,9 = 714985 (N.mm)

- Mô men xoắn trên trục tang là:

Mtt = 9,55.106

tt 4

P

n = 9,55.106

12,6169,9 = 708240 (N.mm)

• Ta có bảng thông số sau:

CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 2.1 Chọn loại đai

Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và bánhđai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục

Do công suất động cơ Pdc = 14,66KW và id = 2 và yêu cầu làm việc êm nên tahoàn toàn có thể chọn đai thang

Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làmviệc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt (vải cao su ít chịu ảnh hưởng củanhiệt độ và độ ẩm), lại có sức bền và tính đàn hồi cao Đai vải cao su thích hợp ởcác truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ

2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai

2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ D 1

Với động cơ có công suất 14,66kw và tốc độ động cơ 2800 (vòng/phút ) tachọn đai có kí hiệu B (đai thang thường ) và tốc độ của trục dẫn động cho bộtruyền là 2800 (vòng/phút)

Theo bảng 4.13-[1] chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 100 (mm)

Vận tốc đai: v =

1 3

.d n60000



=

.100.280060000

Như vậy tỷ số truyền thực tế it = d2/[ d1.(1-  )] = 200/ (100.0,98)= 2,04

Theo công thức 4.4-[1] chiều dài đai:

l = 2a + 0,5  (d1 + d2) + ( d2 – d1)2/ 4a

= 2.200 + 0,5  (100 + 200) + ( 200 – 100)2/( 4.200) = 1483 (mm)

Dựa vào bảng 4.13-[1] chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 1500 (mm)

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: i = v/l =(14,66/1,4) = 9,77 (v/s) vànhỏ hơn 10(v/s)

Tính khoảng các các trục theo chiều dài tiêu chuẩn l = 1500 (mm)

Với:    l d 1d / 22 =1500 – 3,14.(200+100)/2 = 1029 (mm)

và:  d2  d / 21 = (200 - 100)/ 2 = 50 mm

 a = (     2 8 2)/4 = (1964,3 1964,32 8.255 ) / 42 =948 (mm)Theo 4.7-[1] góc ôm:

α1 =180 – 57(d2 – d1)/a = 180 – 57.( 760-250)/948 = 1490

Như vậy α1 >αmin = 1200

2.2.5 Xác định số đai

Z = Pl.Kđ/([P0].Cα.Cl.Cu.Cz)Theo bảng 4.7-[1]: Kđ = 1,25

Do đó z = 7.1,25 / ( 2,3 0,92.1.1,14.0,9) = 3,81, Vậy số đai cần là z = 4

Từ số đai z = 4 ta có chiều rộng bánh đai B:

Tra bảng 4.22-[1] có qm = 0,300 kg/m và Fv = 0,3.2,372 = 1,685 (N)

Do đó: F0 = 780.7.1,25/(2,37.0,92.4) + 1,685 = 728,5 (N)

Theo công thức 4.21-[1]: Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2.F0.z.sin(α1/2) = 2.728,5.4.sin(1490/2) = 5616,03 (N)

Bảng 2.1 Các thông số của bộ truyền đai

Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn

Đường kính ngoài bánh đai (Dn) 112 (mm) 212 (mm)

Lực tác dụng lên trục (Fr) 5616,03 (N)

CHƯƠNG 3

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 3.1 Tính toán bộ truyền răng trụ thẳng cấp chậm:

3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc 2 cấp khai triển chịu tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làmbánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộtruyền bánh răng có thời gian sử dụng là 7 năm Đồng thời để tăng khả năng chốngmòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng

10 đến 15 HB Chọn:

Bánh răng bé: thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285,ta chọn HB245

và theo bảng 6.1-[1] ta có  b1  850(MPa),  ch1  580(MPa)

Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192 240,ta chọn HB230

và theo bảng 6.1-[1] ta có  b2  750(MPa),  ch2  450(MPa)

3.1.2 Xác định ứng suất cho phép

Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:

 H   ( 0H lim / S ).Z Z K K H R V xH HL (1)

 F   ( 0F lim / S ).Y Y K K K F R S xF FC FL (2)Trong tính toán thiết kế sơ bộ ta chọn:

H lim

 là ứng suất cho phép ứng với số chu kì cơ sở

0Flim là ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở

Tra bảng 6.2  94 với thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

   ; S H  1,1

0 Flim 1,8HB

  ; S F  1,75Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: 0H lim12HB 70 2.245 70 560(MPa)   

m : bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, m F=6 khi HB 350

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

Ti, ni, ti: lần lượt là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

(+) là ứng với ăn khớp ngoài.

(-) là ứng với ăn khớp trong

Bánh trụ răng thẳng ăn khớp ngoài nên:

T2: momen xoắn trên trục chủ động, T2= 86411,03(Nmm)

Tra bảng 6.5-[1] ta chọn Ka=49,5; hệ số phụ thuộc vào cặp bánh răng và loạirăng

Tra bảng 6.6-[1] ta chọn  ba  0,4

bd 0,53.(u 2 1) ba 0,53.(4 1).0,4 1,0

Tra bảng 6.7-[1] theo sơ đồ 3 ta chọn KH 1,07

, là hệ số xét đến sự phân bốkhông đều tải trọng trên chiều dài vành răng

Theo bảng 6.8-[1] chọn mô đun pháp: m= 2,5 (mm)

Do là bộ truyền răng trụ thẳng nên góc nghiêng răng là:

Tỷ số truyền thực tế là:

2 2t 1

Dịch chỉnh khoảng cách từ 162,5 xuống 160:

Theo CT 6.22-[1] , hệ số dịch tâm là:

Theo CT 6.10a-[1] : tra được Kx= -0,388

Hệ số giảm đỉnh răng :

3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

Trong đó:

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu bánh răng ăn khớp

ZH: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

Z: hệ số trùng khớp của bánh răng

Tra bảng 6.5-[1]

1 3 M

0 w2

Với chiều rộng vành răng là: b w 2  ba a w 2  0,4.160 64(mm) 

Nên theo công thức 6.38-[1]:

4Z

K : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Tra bảng 6.13-[1]  chọn cấp chính xác 8 vì bánh trụ răng thẳng có v <6(m/s) Tra bảng 6.14-[1] chọn K H= 1,05

K Hv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo côngthức 6.41-[1] ta có:

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượtquá một giá trị cho phép

K F: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính uốn Tra bảng 6.14-[1] thì K F  1,22 do có cấp chính xác là 8 vàvận tốc vòng v< 2,5 (m/s)

   

Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:

 F1   F1.Y Y K R S xH

F2  F2.Y Y KR S xHTrong đó:

YR: hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng,chọn YR 1

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

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền uốn

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v…), do đó cần kiểm tra quá tra quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp

bề mặt, ứng suất cực đại  max không vượt quá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải:

Vậy răng thỏa mãn điều kiện làm việc quá tải

3.1.8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm

Khoảng cách trục: a w 2  160(mm)

Mô đun pháp: m 2,5(mm)

Chiều rộng vành răng: b w 2  64(mm)

Tỷ số truyền: u 2t  4

Số răng bánh răng: z1= 26 ; z2= 104

Hệ số dịch chỉnh: x1= -0,225 ; x2= -0,825

Theo các công thức trong bảng 6.11-[1] ta tính được:

Đường kính vòng chia: d1= 65 (mm); d2=260 (mm)

Đường kính lăn: dw164(mm); dw 2 256(mm)

Đường kính đỉnh răng: da1= 69,87 (mm) ; da2= 252,89 (mm)

Đường kính đáy răng: df1= 57,625(mm); df2= 249,62 (mm)

Đường kính cơ sở: db1= 61 (mm); db2= 244,32 (mm)

3.2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

3.2.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc 2 cấp khai triển chịu tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu

làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ

truyền bánh răng có thời gian sử dụng là 7 năm Đồng thời để tăng khả năng chốngmòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng

10 đến 15 HB Chọn:

Bánh răng bé: thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB241 285,ta chọn HB245

và theo bảng 6.1-[1] ta có  b1  850(MPa),  ch1  580(MPa)

Bánh răng lớn: thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB192 240,ta chọn HB230

và theo bảng 6.1-[1] ta có  b2  750(MPa),  ch2  450(MPa)

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:

 H   ( 0H lim / S ).Z Z K K H R V xH HL (1)

 F   ( 0F lim / S ).Y Y K K K F R S xF FC FL (2)Trong tính toán thiết kế sơ bộ ta chọn:

0H lim là ứng suất cho phép ứng với số chu kì cơ sở

0Flim là ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở

Tra bảng 6.2 1  với thép 40XH tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

0

   ; S H  1,1

0 Flim 1,8HB

  ; S F  1,75Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Bánh răng nhỏ: 0H lim12HB 70 2.245 70 560    (MPa)

m : bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, m F= 6 khi HB 350

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

6

N N N 4.10Số chu kì thay đổi khi thử ứng suất tương:

c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

Ti, ni, ti: lần lượt là mô men xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế

độ i của bánh răng đang xét

3 3 3 9 HE2

   

;  F2

414.1

236,5(MPa)1,75

3.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Do phương án bộ hộp giảm tốc 2 cấp là đồng trục nên

Ta có aw1= aw2 = 160

Chọn ba 0,3

Nên bd 0,53 u 11  ba 0,53 4 1 0,3 0,795   

Tra bảng 6.7-[1] chọn KH 1.08

3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp

Chọn m = (0,01…0,02).aw1=(0,01…0,02).163=1,63…3,26 (mm)Theo bảng 6.8-[1] chọn mô đun pháp: m=2,5 (mm)

Chọn sơ bộ  100, cos 0,9848

Theo công thức 6.31-[1] ta có:

Số răng bánh nhỏ:

w1 1

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

ZM: hệ số kể đến cơ tính vật liệu bánh răng ăn khớp

ZH: hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc

Z: hệ số trùng khớp của bánh răng

Tra bảng 6.5-[1]

1 3 M

 

b

 : góc nghiêng

với:   t tw  arctg(tg / cos ) arctg(tg20 / 0,976) 20,45    

 tg b cos tgt  cos(20,45).tg(12,5 ) 0,2070 

  b 11,70

Do đó theo công thức 6.34-[1]:

0 b

0 w1

Với chiều rộng vành răng là: b w1  ba a w1  0,3.160 48(mm) 

Nên theo công thức 6.38[1]:

Tra bảng 6.7-[1] có: K H=1,08

K H: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp Tra bảng 6.13-[1]  nên chọn cấp chính xác 8 vì bánh trụ răng nghiêng

Theo 6.1-[1] với v = 9,71(m/s)  Z V  1 ; với cấp chính xác động học là 8 thì

ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khí đó cần gia công đạt độ nhám

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng Ứng suất sinh ra tại chân răng không vượtquá một giá trị cho phép

K F: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khớp khi tính uốn Tra bảng 6.14-[1] thì K F  1,37 do có cấp chính xác là 8 vàvận tốc vòng v< 10 (m/s)

K Fv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính vềuốn Theo công thức 6.46-[1] ta có:

F w1 w1 Fv

và: F2 F1 F2  F2

F1

.YY

YR: hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng,chọn YR 1

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

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền uốn

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v.v…), do đó cần kiểm tra quá tra quá tải để tránh biến dạng dư hoặc biến dạng lớp

bề mặt, ứng suất cực đại  max không vượt quá một giá trị cho phép

Hệ số quá tải:

Vậy răng thỏa mãn điều kiện làm việc quá tải.

3.2.8 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh

Khoảng cách trục: a w1  160(mm)

Mô đun pháp: m 2,5(mm)

Theo các công thức trong bảng 6.11-[1] ta tính được:

Đường kính vòng chia: d1= 64,5 (mm) ; d2=258,06 (mm)

Đường kính lăn: dw164(mm) ; dw2 256(mm)

Đường kính đỉnh răng: da1= 69,5 (mm) ; da2=263,06 (mm)

Đường kính đáy răng: df1= 62,97 (mm) ; df2= 251,94(mm)

Đường kính cơ sở: db1= 62,48 (mm) ; db2= 249,9 (mm)

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 4.1 Thiết kế trục

4.1.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện, có   b 750(MPa),ứng suấtxoắn cho phép là    15 30(MPa)

4.1.2 Tính toán sơ bộ đường kính trục

Đường kính trục được xác định bằng mô men xoắn theo công thức:

T - mô men xoắn, mm

  - là ứng suất xoắn cho phép, chọn         1   2   3  20(MPa)

Chọn đường kính sơ bộ của trục:

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

Chọn k 1  10(mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trongcủa hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

Chọn k 2  10(mm): khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.Chọn k 3  15(mm): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.Chọn h n  15(mm): chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

Chiều dài may ơ khớp nối trên trục I là:

m12 1

l  (1,4 2,5).d  28 50(mm), chọn l m12  40(mm)Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I:

lm13 (1,2 1,5).d124 30(mm), chọn lm1330(mm)

Chiều dài may ơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II:

l m22  (1,2 1,5).d 2  42 52,5(mm), chọn l m22  43(mm)Chiều rộng may ơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II:

l m23  (1,2 1,5).d 2  42 52,5(mm), chọn l m23  52(mm)Chiều rộng may ơ bánh răng trụ thứ tư trên trục III:

l  (1, 2 1,5).d  54 67,5(mm), chọn l m32  55(mm)Chiều dài may ơ bánh đai: l m33  (1,2 1,5)d 3  54 67,5(mm)

Chọn lm33 55(mm)Khoảng cách trên các trục:

4.1.4 Xác định các lực tác dụng và mô men lên các trục của hộp giảm tốc

Lực vòng trên khớp nối:

dc tkn

Với D tkn  63(mm) theo bảng 16-10a-[2]

Lực tác dụng của đai lên trục: F rd  5616(N)

Bánh răng cấp nghiêng nhanh:

Theo công thức 10.15-[1] tính mô men uốn tổng tại các tiết diện của trục:

M  M MTheo công thức 10.16-[1] tính mô men tương đương tại các tiết diện của trục:

M  M 0,75.TĐường kính trục tại các tiết diện:

 

tdj 3

j

Md

a Tính toán trục I

Ta có: F tkn  731,7(N); F t1  702,86(N) ; F r1  268,45(N); F a1  155,82(N)Tính các phản lực và biểu đồ mô men:

-Theo phương Oy: