Tiểu luận thiết kế hệ thống truyền Động Đề số 06 phương án 12

Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 1... Bảng số liệu kết quả tính toánTrục Làm việc III II.. Tính toán các bộ truyền: 1... Hlim Hlim1 Hlim2 H Tổng thời gian làm việc: t = 18000 giờ C

Trường ĐHSPKT TP HCM

Khoa : Cơ khí Chế tạo máy

Bộ môn : Nguyên lý – Chi tiết

máy

TIỂU LUẬN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

Đề số : 06 Phương án: 12 Giảng viên môn học: TS.PHAN CÔNG BÌNH

Sinh viên thực hiện: TRẦN QUỐC TUẤN

MSSV:22146445 EJPUUF

ĐỀ BÀI

III

5

II

đ/

c

1

1.Động cơ điện

2.Bộ truyền đai

3.Hộp giảm tốc

4.Khớp nối

5.Thùng trộn

Hình 1: Sơ đồ động

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều

- Thời gian làm việc 5 năm (một năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi

ca 6 giờ) Số liệu cho trước:

I Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

1 Chọn động cơ

Công suất trên trục làm việc:

T =lv 9,55 10 P

6

lv

Tlv nlv

lv 9,55 106

632500.130 9,55 106 = 8,61 (kW)

Do tải trọng không thay đổi nên ta có: P = P = 8,61 (kW)t lv

Theo mô hình ta có: 1 bộ truyền đai, 3 cặp ổ lăn, 1 cặp bánh răng trụ, 1 nối trục

⇒ Hiệu suất truyền động: η = η η η ηđ 3 br nt

Tra bảng 2.3 :

ηđ = 0,96 hiệu suất bộ truyền đai

ηol = 0,99 hiệu suất ổ lăn

ηbr = 0,97 hiệu suất 1 cặp bánh răng

ηnt = 0,9 hiệu suất nối trục đàn hồi

⇒ η = 0,96.0,99 0,97.0,9 3 ≈ 0,81

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pt 8,61

Tỉ số truyền chung sơ bộ (dựa vào Bảng 3.2):

Chọn uđ = 1,6 ; u = 2.h

⇒ usb = uđ u = 1,6.2 = 3,2h

Số vòng quay sơ bộ: nsb = n u = 130.3,2 = 416 (v/p)lv sb

Ta chọn động cơ thỏa điều kiện sau:

{ Pđc ≥ P≥ n = 416 (v/ph)lv lv = 10,63 (kW) nđc

2 Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền thực:

u = u

u = nđc = 730 = 5,62

Chọn u ≥ br √u ⇒ ubr ≥ √5,62 ⇒ ubr ≥ 2,37

Ta chọn u theo dãy chuẩn br ⇒ ubr =2,5

u

⇒ u =đ

br

5,62

2,5

Ta chọn u theo dãy chuẩn đ ⇒ uđ = 2,24

Kiểm tra sai số tỉ số truyền cho phép:

∆u = |uutt tt− u| |5,62 − 2,5.2,24| = = 0,36% < 4% (thỏa)

Tốc độ của các trục :

5,62

Số vòng quay trên trục I: n1 = nđc = 730 = 325,89 (v/p)

Số vòng quay trên trục II: n2

uđ

= nu1 br

2,24 325,89

= 2,5 = 130,36 (v/p)

Số vòng quay trên trục làm việc III: n = n = 130,36 (v/p)lv 2

Công suất trên các trục:

Công suất trên trục II: P2 = Plv

η ηnt ol Công suất trên trục I: P1 = P2

η ηbr ol

8,61

= 0,9.0,99 9,66

= 0,97.0,99

= 9,66 (kW)

= 10,06 (kW) Công suất trên trục động cơ: Pđc = P1

η ηđ ol

10,06

= 0,96.0,99 = 10,59 (kW) Momen trên các trục:

Mômen của trục động cơ: Tđc = 9,55.106 Pđc

nđc

9,55.106 10,59

= 730

Mômen của trục I: T =1

9,55.106 P1

n1

= 138540 (N mm) 9,55.106 10,06

=

Mômen của trục II: T =2 9,55.106 P2

n2

9,55.106 9,66

=

Mômen của trục làm việc: Tlv = 9,55.106 Plv

nlv

9,55.106 8,61

= 130,36

= 630757 (N mm) u

Bảng số liệu kết quả tính toán

Trục

Làm việc (III)

II Tính toán các bộ truyền:

1 Tính toán bộ truyền

đai Thông số đầu vào:

Công suất trên trục: P = 10,59 (kW)1

Tốc độ quay trục dẫn: n = 730 (v/p)1

Tỉ số truyền: u = u = 2,24đ

Chọn đai và tiết diện: Với công suất P = 10,59 (kW) và tốc độ quay n = 7301 1

(v/p) ⇒ Chọn đai thang thường tiết diện loại C

Theo bảng 4.13 ta có: b = 19; h = 13,5; a = 22; h = 4,8; A = 230 (mm ); t 0 2

d1 = 200 400 (mm)÷

Tính đường kính bánh dẫn: d1 =1,2d =1,2.200 = 240 (mm)min

Chọn d theo dãy tiêu chuẩn: 1 ⇒ d1 = 250 (mm)

Vận tốc dây đai:

v1 = π d1n1 = 60.10000

π 250.730

= 9,56 (m/s) 60.1000

Kiểm tra vận tốc bánh đai dẫn (v < 25 m/s) ⇒ Thỏa điều kiện

Đường kính bánh dẫn d : 2

đ d1(1 − ε) ≈ ⇒ d2 = u

d2

d1

= 2,24.250 = 560 (mm)

Chọn khoảng cách trục sơ bộ a : sb

Điều kiện của a :sb

0,55(d1 + d2 ) + h ≤ asb ≤ 2(d + d ) 1 2 0,55(250 + 560 + 13,5 ≤ ) asb ≤ 2(250 + 560)

459 ≤ asb ≤ 1620 Với u = 2,24 và d2 = 560 (mm) ta chọn a = 1,2d = 1,2.560 = 672 (mm)

Chiều dài đai

l:

l = 2 asb + π (d1 2+ d2 ) + (d2 − d1)2

4 a

= 2.672 +π (250 + 560)

sb (560 − 250)2

Chọn chiều dài đai l theo tiêu chuẩn ⇒ l = 2650

Tính lại khoảng cách trục a:

λ + √λ − 8Δ2 2

4

1377,65 + √1377,652 − 8.1552

Trong đó:

π(d1 + d2 ) π (250 + 560)

Δ = (d2 − d21 ) (560 − 250) = 2 = 155 (mm)

Tính góc ôm 𝛂𝟏 trên bánh đai nhỏ:

(d2 − d ).57°1 (560 − 250) 57°

α1 = 180° −

= 153,66° > 120° (thỏa điều kiện)

Tính số đai z:

z = [ ]P P1 Kđ

0 Cα Cl Cu Cz

Trong đó:

P1 = 10,59 (kW) (công suất trục dẫn)

Kđ = 1,2 (tải trọng không đổi, quay một chiều, mỗi ngày làm việc 2 ca) Chọn [P ] = 4 với 0 d1 = 250 (mm) v = 9,56 , (m/s) )

Cα = 1 − 0.0025 180 − α = 1 − 0.0025 180 − 153,66 = 0.93( 1) ( ) Chọn Cl = 1.04 với

l

l0

= 2650 = 1,18 2240 Chọn C = 1.13 với u = 2,24u

Chọn C = 0,95 vớiz P1 = 10,59 = 2,65

10,59.1,2

4.0,93.1,04.1,13.0,95

⇒ Chọn z = 2

Tính lực tác dụng lên trục:

Lực căng trên 1 đai:

780P1 Kđ 780.10,59.1,1

F0 = v

+ Fv =

9,56.0,93.2 + 27,42 = 538,41 (N)

Trong đó:

P1 = 10,59 (kW); K = 1,1; v = 9,56 đ (m/s); C = 0,93; z = 2 Fα v

= qmv2 = 0,3.9,56 = 27,42 2 (N)

Trong đó:

qm khối lượng 1 mét chiều dài

Tra bảng 4.22 ⇒ q = 0,3 (tiết diện đai loại C) v m

= 9,56 (m/s)

Lực tác dụng lên trục:

Fr = 2 F z sin ( ) = 2.538,41.2 sin (0

Bảng thông số bộ truyền đai:

) = 2097 (N)

2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

Công suất trên trục bánh răng dẫn: P = 10,061

(kW) Tốc độ quay trục bánh răng dẫn: n =1

325,89 (v/p) Tỉ số truyền: u = u = 2,5br

Momen xoắn trên trục bánh răng dẫn: T = 294801 (N.mm)1

Hlim Hlim1

Hlim2

H

Tổng thời gian làm việc: t = 18000 (giờ)

Chọn vật liệu b ánh răng

Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn

bền (MPa)

Giới hạn chảy

σch(Mpa)

Độ cứng HB Bánh răng

Bánh răng

Xác định sơ bộ ứng suất cho phép

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

σo Z Z K KR v X H HL

[σH] = Hlim

SH Trong đó:

σo : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Dựa vào bảng 6.2 ta chọn σo = 2HB + 70 và S = 1,1

H

σo = 2.245 + 70 = 560

σo = 2.235 + 70 = 540

KHL: hệ số tuổi thọ, được xác định theo các công thức sau:

m H NHO

KHL = √

HE Trong đó:

mH = 6 với độ rắn mặt răng HB ≤ 350

NHO là chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc:

NHO = 30H2,4

NHO1 = 30HHB12,4 = 30.245 = 16259974,392,4

NHO2 = 30HHB22,4 = 30.235 = 14712420,332,4

NHE là số chu kì thay đổi với ứng suất tương đương:

NHE1 = 60 n c t = 60.325,89.1.18000 = 3519612001

NHE2 = 60 n2 c t = 60.130,36.1.18000 = 140788800 Ta

thấy: NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2

Nên ta lấy NHE1 = NHO1; NHE2 = NHO2

⇒ KHL1 = KHL2 = 1

Vì trong bước tính sơ bộ nên ta lấy ZR Z K = 1v X H

Thay vào công thức:

1.1 [σH1] = 560 = 509,09 (MPa)

1,1 N

Flim Flim1

Flim2

1.1

[σH2] = 540 = 490,91 (MPa)

1,1

Vì là bánh răng trụ răng nghiêng

⇒ σ [ ]

= [σH1] + [σH2] 509,09 + 490,91 = = 500

(MPa)

Ứng suất uốn cho phép:σo Y Y K K KR S X F FC FL

[σF] = Flim

SF Trong đó:

σo ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

Dựa vào bảng 6.2 ta chọn σo = 1,8HB và SF = 1,75

σo = 1,8.245 = 441

σo = 1,8.235 = 423

KFL hệ số tuổi thọ, được xác định theo các công thức sau:

mH NFO

KFL = √

FE Trong đó:

mH = 6 với độ rắn mặt răng HB ≤ 350

NFO là chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn:

NFO = 4.106 ⇒ NFO1 = NFO2 = 4.106

NFElà số chu kì thay đổi với ứng suất tương đương:

NFE1 = 60 n c t = 60.325,89.1.18000 = 351961200 N1 FE2 =

60 n c t = 60.130,36.1.18000 = 140788800 2 Ta thấy:

NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2

Nên ta lấy NFE1 = NFO1; NFE2 = NFO2

⇒ KFL1 = KFL2 = 1

Vì trong bước tính sơ bộ nên ta lấy YR Y K = 1S X F

KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải: KFC = 1 (quay một chiều) Thay vào công thức:

1.1.1

[σF1] = 441 = 252 (MPa)

1,75

[σF2] = 423 = 241,71 (MPa)

1,75

Xác định thông số cơ sở

Khoảng cách trục a :w

3 KHβ T1

aw = K (u + 1) a √

ba [σ ]

2 u ψ

N

Trong đó:

Ka hệ số phụ thuộc loại răng và vật liệu: Tra bảng 6.5 ta có Ka = 43

u = 2,5 (tỉ số truyền)

ψba hệ số tỉ lệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục a

Tra bảng 6.6 ta có ψba = 0,3 (đối với răng nghiêng)

KHβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tra theo 7 sơ đồ phân bố bánh răng trụ và hệ số ψbd = 0,53ψ u + 1 = 0,53.0,3 2,5 + 1 = 0,56ba( ) ( )

Tra bảng 6.7 ta có KHβ = 1,02

T1 = 294801 (momen xoắn trên trục bánh răng dẫn)

[σH] = 500 (ứng xuất tiếp xúc cho phép sơ bộ)

3 1,02.294801

0,3.5002 2,5 Chọn aw = 180 (mm)

Modun m :n

mn = 0,01 ÷ 0,02 a = 0,01 ÷ 0,02 180 = 1,8 ÷ 3,6( ) w ( )

Chọn mn theo trị số tiêu chuẩn ⇒ m = n 2,5

Xác định số răng và góc nghiêng β

Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 10o

2aw cos β 2.180 cos 10o

Tính Z : Z =1 1

n(u + 1) = 2,5(2,5 + 1) = 40,5 Chọn Z1 = 40

Tính Z : Z = u Z = 2,5.40 = 1002 2 1

Tỉ số truyền thực u = Z2

= 100 = 2,5 = u

t Z1 40

⇒ Sai lệch tỉ số truyền ∆u = 0 < 4%

Tính lại góc nghiêng β: cos β = mn(Z1 + Z1) 2,5(40 + 100) = = 0,972

⇒ β ≈ 13,6o

Góc ăn khớp:

αt = α = tantw −1( tan αcos β) = tan−1 (

2aw

tan 20 o

0,972

2.180

) = 20,53o

Góc nghiêng răng trên trục cơ sở:

βb = tan (cos α tan β) = tan (cos 20,53 tan13,6 ) = 12,77−1

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Đường kính vòng lăn:

dw1

=u2at + 1w

2.180

= 2,5 + 1 = 102,86 (mm)

d = 2a − d = 2.180 − 102,86 = 257,14 (mm)

m

n

Vận tốc vòng của bánh răng trụ nghiêng:

v = π dw1 n1 = 2.102,86.325,89 = 1,12 (m/s)

60.1000

[σH] = σ[ ]H sb ZR ZV KX H = 500.1.1.1 = 500(MPa)

Trong đó:

ZR = 1

ZV = 1 (v = 1,12 m/s < 5m/s) KX H

= 1 (d < 700 mm)

Độ bền tiếp xúc:

Trong đó:

σH = ZM

ZH Z𝗌√

2T1 KH(u + 1)

≤ [σ ]

ZM là hệ số phụ thuộc vật liệu các bánh răng

ZM = 274 (vì cả hai bánh răng làm bằng thép)

ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z = √ βb H 2 cos

sin(2αtw

2 cos 12,77o ) = √sin(2.20,53o) = 1,72

Hệ số trùng khớp ngang:

1

ε = [1,88 − 3,2 ( + 1)] cos β = [1,88 − 3,2 ( 1 + 1 )] cos 13,6o

Chiều rộng vành răng:

bw = ψ a = 0,3.180 = 54 (mm)ba w

Hệ số trùng khớp dọc:

ε =β m π = 2,5π = 1,62 > 1 ⇒ Z = √𝗌 ε

Z𝗌 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1

Z𝗌 = √

α

1

1,72

KH hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH = KHβ HαK KHv

= 1,02.1,13.1,01 = 1,16 Trong đó:

Với ψbd = 0,56; vận tốc v = 1,12 m/s tra bảng 6.7, 6.13, 6.14 và công thức 6.4, 6.42

Ta có:

ε

α

KHβ = 1,02; KHα = 1,13

KHv

= 1 + 2TvH1 b Kw Hβ dw1

KHα

aw

1,39.54.102,86

= 1 + 2.294801.1,02.1,13

180

= 1,01

Với: v = δ g vH H o √

Trong đó:

= 0,02.73.1,12√ = 1,39

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có

δH = 0,002; g = 73o

⇒ σH= ZM

ZH

Z𝗌 √

2T1 KH(u + 1)

bw u d2

= 274.1,72.0,76 √ 2.294801.1,16(2,5 + 1)

54.2,5.102,862 = 463,68 (MPa)

⇒ σ < H [σH] = 500 (MPa)

[σH] − σH 500 − 463,68

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

σF1

= 2T1b KF Y𝗌 Yβ YF1 ≤ σ[

Trong đó:

KF hệ số tải trọng về uốn KF = K K KFβ Fα Fv = 1,05.1,37.1,03 = 1,48 Trong đó:

Với ψbd = 0,56; vận tốc v = 1,12 m/s tra bảng 6.7,6.13 và 6.14 ta có:

KFβ = 1,05

KFα = 1,37

Áp dụng công thức 4.46:

KFv

= 1 + 2TvF bw dw1

1 K Fβ

KFα

aw

4,16.54.102,86

= 1 + 2.294801.1,05.1,37

180

= 1,03

Với: v = δ g vF F o √

Trong đó:

= 0,006.73.1,12√ = 4,16

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta có

δF = 0,006; g = 73o

Y hệ số kể đến sự trùng khớp ngang

Y𝗌 =

α

1

1,72

Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

Yβ = 1 −

140o = 1 −

140o = 0,9

YF1và YF2 hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Số răng tưởng đương:

Zv1

Zv2

= (cos β)Z1 3

= (cos β)Z2 3

40

= (cos 13,6o)3 100

= (cos 13,6o)3

= 43,56

= 108,91 Với hệ số dịch chỉnh x = 0 tra bảng 6.18 ta có:

YF1 = 3,7; Y = 3,6F2

2T K Y Y Y1 F 𝗌 β F

1

2.294801.1,48.0,58.0,9.3,7

Ứng suất uốn cho phép:

[σF1] = [σF1]sb YR YS KX F = 252.1.1,02.1 = 257,04 (MPa) [σF2]

= [σF2]sb Y Y K = 241,71.1.1,02.1 = 246,54 R S XF (MPa)

Trong đó:

[σF1 sb ] = 252 (MPa)

[σF2 sb ] = 241,71 (MPa)

YR = 1

YS = 1,08 − 0,0695 ln(m ) = 1,08 − 0,0695 lnn (2,5) = 1,02

KX F = 1 với d < 400 (mm)

Xét điều kiện:

σF1 < [σF1] ⇒ 121,37 < 257,04 (thỏa mãn điều kiện) σ < F2

[σF2] ⇒ 118,09 < 246,54 (thỏa mãn điều kiện)

Kiểm nghiệm răng về độ quá tải

Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Để tránh biến dạng hư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

σHmax = σH√Kqt ≤ [σH]max

Trong đó:

Kqt = 1 (hệ số quá tải lúc mở máy hay hãm máy)

[ ]σH max ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép

[ ]σH max = 2,8σch (với bánh răng thường hóa, tôi cải thiện)

[σ ] = 2,8σ = 2,8.580 = 1624 (MPa)

ε

[σH2 max ] = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)

⇒ σHmax = σH√Kqt = 463,68√1 = 463,68 (MPa) ≤ 1260 (MPa) Vậy thoải điều kiện

Ứng suất uốn cực đại:

Để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

σFmax = σF Kqt ≤ [σF]max

Trong đó:

Kqt = 1 (hệ số quá tải lúc mở máy hay hãm máy)

[ ]σF max ứng suất uốn cực đại cho phép

[ ]σF max = 0,8σch (khi HB ≤ 350)

[σF1 max ] = 0,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)

[σF2 max ] = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

⇒ σF1max = σ K = 121,37 1 = 121,37 ≤ 464 (Thỏa mãn)F1 qt

⇒ σF2max = σ K = 118,09.1 = 118,09 ≤ 360 Thỏa mãnF2 qt ( )

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

Đường kính vòng chia bánh nhỏ:

d = mn

1 cos β Z

1

2,5

= cos 13,6o 40 = 102,88 (mm) Đường kính vòng chia bánh lớn:

d = mn

2 cos βZ

2

2,5

= cos 13,6o 100 = 257,21 (mm) Đường kính vòng đỉnh bánh nhỏ:

da1 = d + 2m = 102,88 + 2.2,5 = 107,88 (mm)1 n

Đường kính vòng đỉnh bánh lớn:

da2 = d + 2m = 257,21 + 2.2,5 = 262,21 (mm)2 n

Đường kính vòng chân bánh nhỏ:

dd1 = d − 2,5m = 102,88 − 2,5.2,5 = 96,63 (mm)1 n

Đường kính vòng chân bánh lớn:

dd2 = d − 2,5m = 257,21 − 2,5.2,5 = 250,96 (mm)2 n

Lực vòng:

2T1 2.294801

Lực hướng tâm:

Ft1 tan α 5730,97 tan 20o

Fr1 = Fr2 =

Lực dọc trục:

F = F = F tan β = 5730,97 tan 13,6 = 1386,47 o (N)

2

F dx

F dy

F r1

Bảng thông số bộ truyền bánh răng:

Chiều rộng vành răng

d2 = 257,21 (mm)

da2 = 262,21 (mm)

dd2 = 250,96 (mm)

III Thiết kế hai trục bên trong hộp giảm tốc

Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo hai trục là thép 45 thường hóa

Có giới hạn bền [σb] = 600 (MPa)

Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa)

⇒ Ta chọn [τ1] = 15 (MPa) [τ; 2] = 30 (MPa)

Tính sơ bộ đường kính trục:

3 5T1 3 5.294801

d1 ≥ √ =

3 5T2 3 5.707679

d2 ≥ √ =

⇒ Chọn d1 = d = 50 (mm)2

Phân bố tải trọng lên hai trục trong hộp giảm tốc:

𝑇𝑟ục I F

F kn

F r2

𝑦

𝑇𝑟ục II x

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

Ft1 = F = 5730,97 t2 (N) Fr1

= F = 2146,08 (N) F =r2 a1

Fa2 = 1386,47 (N)

Bộ truyền đai:

FdX= F sin 30 = 2097 sin 30 = 1048,5 d o o (N) Fdy =

Fd cos 30 = 2097 cos 30 = 1816,06 o o (N)

Khớp nối trục:

Tt = k T = 1,5.630757 = 946135,5 ≤ [ ] = 1000000 (𝑁 𝑚𝑚)T

Ft = 2𝑇

Dt

2.630757

Fkn = 0,2 ÷ 0,3( )Ft = 0,2 ÷ 0,3 7884,46 = 1971,12 (N)( )

Tính khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực:

Từ d ta xác định được chiều rộng ở lăn theo bảng 10.2:bo với d = d = 50 1 2 (mm) ta được b = b = 27 (mm) o1 o2 Trục I:

Chiều dài mayo bánh đai, mayo bánh răng trụ:

lm = 1,2 ÷ 1,5 d = 1,2 ÷ 1,5( ) 1 ( ) 50 = 60 ÷ 75 (mm)

Chọn lm13 = lm12 = 65 (𝑚𝑚)

Theo bảng 10.3 chọn k1 = 10; k = 10; k = 15; h = 152 3 n

Khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực (bảng 10.4):

l13 = 0.5(lm13 + bo1) + k + k = 0,51 2 (65 + 27 + 10 + 10 = 66 ) (mm)

l12 = −lc12 = −(0.5 l(m12 + bo1) + k + h3 n)

= −(0,5(65 + 27 + 15 + 15 = −76 (𝑚𝑚) l = ) ) 11

2l13 = 2.66 = 132 (𝑚𝑚)

Trục II:

Chiều dài mayo nửa khớp nối

lm22 = (1,4 ÷ 2,5 d = 1,4 ÷ 2,5 50 = 70 ÷ 125 ) 2 ( ) (mm)

Chọn lm22 = 100 (𝑚𝑚 l) 21

= l = 132 11 (𝑚𝑚)

x y

l23 = l = 66 (𝑚𝑚)13

lc22 = 0,5(lm22 + bo2) + k3 + h𝑛

= 0,5 100 + 27 + 15 + 15 = 93,5(𝑚𝑚)( )

Xác định chiều dài và đường kính các đoạn trục

Trục I

Các thông số đã có:

l12 = 76 (𝑚𝑚 l) 13

= 66 (𝑚𝑚) l = 11

132 (𝑚𝑚) F = dX

1048,5 (N)

Fdy = 1816,06 (N)

Fr1 = 2146,08 (N)

Ft1 = 5730,97 (N)

Fa1 = 1386,47 (N)

d1 = 102,88 (mm)(đường kính vòng chia bánh răng nhỏ) T1 =

294801 (𝑁 𝑚𝑚)

Xét hệ trục tọa độ Oyz

Phương trình cân bằng momen tại B:

ΣMB

= 0 ⇔ Fdy

l12 + Fr1 l13 − FDy l11 + Fa1

= 0 d1 2

- 1816,06.76 + 2146,08.66 − F 132 + 1386,47.Dy

- FDy = 2658,95 (N)

Phương trình cân bằng momen tại D:

102,88

ΣMD

= 0 ⇔

Fdy (l12+ l11) − FBy

l11 − Fr1 (l11− l13) + Fa1

= 0 d1 2

- 1816,06.208 − F 132 − 2146,08.66 + 1386,47.By

- FBy = 2328,93 (N)

Xét hệ trục tọa độ Oxz

Phương trình cân bằng momen tại B:

ΣMB = 0 ⇔ Fd X l12 + Ft1 l13 − FD X l11 = 0

- 1048,5.76 + 5730,97.66 − F 132 = 0DX

- FD X= 3469,17 (N)

Phương trình cân bằng momen tại D:

102,88

ΣMD = 0 ⇔ F dX (l12 + l11) − FBX l11 − Ft1 (l − l ) = 011 13

- 1048,5.208 + F 132 − 5730,97.66 = 0By

- FBX= 1213,3(N)