Thuyết minh tính toán thiết kế Đồ Án truyền Động cơ khí – prmd310523

Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác 2.. Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn khớp nối và các chi tiết phụ 7.. Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP.HCM

KHOA CƠ KHÍ CHẾ TẠO MÁY

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN: TS Mai Đức Đãi

GIẢNG VIÊN PHẢN BIỆN:

Tp HCM, Ngày 30 tháng 12 năm 2024

Trường ĐHSPKT TP.HCM

Khoa : Cơ khí Chế tạo máy

Bộ môn: Cơ sở Thiết kế máy

Ngày bảo vệ:

I ĐỀ BÀI:

Điều kiện làm việc:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều

- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

- Sai số tỉ số truyền hệ thống |∆𝑢/𝑢| ≤ 5%

Số liệu cho trước:

Bộ truyền xích Vít tải



II YÊU CẦU

1 01 bản thuyết minh tính toán (tóm tắt)

2 01 bản vẽ chi tiết (khổ A3, vẽ chì)

3 01 bản vẽ lắp HGT (khổ A0, bản in)

4 Nộp file mềm (thuyết minh, bản vẽ) trên trang Dạy học số

III NỘI DUNG THUYẾT MINH

1 Tính toán công suất và tốc độ của trục công tác

2 Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền

3 Tính toán các bộ truyền:

• Tính toán bộ truyền ngoài HGT

• Tính toán bộ truyền trong HGT

4 Tính toán thiết kế trục - then

5 Tính chọn ổ lăn

6 Tính toán vỏ hộp, xác định kết cấu các chi tiết máy, chọn khớp nối và các chi tiết phụ

7 Lập bảng dung sai lắp ghép

IV TIẾN ĐỘ THỰC HIỆN

01 - Giới thiệu môn học

02 - Nhận đề đồ án môn học

- Phổ biến nội dung, yêu cầu ĐAMH

03 - Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

04 - Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

05

- Tính toán bộ truyền ngoài HGT một trong hai bộ truyền sau:

+ Bộ truyền đai + Bộ truyền xích

06 - Tính toán bộ truyền trong HGT

14 - Hoàn thiện thuyết minh ĐAMH

15 - Nộp cho GVHD chấm điểm

Mục lục

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác 04

1.1 Thông số đầu vào 04

1.2 Công suất trên trục công tác 04

1.3 Tốc độ quay trục công tác 04

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 04

2.1 Thông số đầu vào 04

2.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền 05

2.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động 05

III Tính toán, thiết kế bộ truyền xích 06

3.1 Thông số đầu vào 06

3.2 Chọn loại xích 06

3.3 Xác định các thông số xích, bộ truyền xích 06

- Tính chọn số răng đĩa xích 06

- Xác định bước xích 06

- Tính khoảng cách trục và số mắt xích 06

3.4 Kiểm nghiệm bền 07

3.5 Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 07

3.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền xich 07

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng 08

4.1 Thông số đầu vào 08

4.2 Chọn vật liệu 08

4.3 Xác định ứng suất cho phép 08

4.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục, aw 09

4.5 Xác định các thông số ăn khớp 09

- Môđun 09

- Số răng bánh dẫn, bị dẫn 09

- Tính lại chính xác khoảng cách trục, aw 09

- Kiểm tra sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng 10

4.6 Kiểm nghiệm răng – bền tiếp xúc 10

4.7 Kiểm nghiệm răng – bền uốn 4.8 Kiểm nghiệm răng – trường hợp quá tải 4.9 Tính lực tác dụng khi ăn khớp 11

- Lực vòng - Lực hướng tâm 4.10 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền bánh răng 11

V Tính chọn nối trục 12

5.1 Thông số đầu vào 12

5.2 Chọn nối trục 12

5.3 Tính kiểm nghiệm bền 13

5.4 Lực hướng tâm nối trục 13

VI Tính toán thiết kế trục, chọn then 13

6.1 Thông số đầu vào 13

6.2 Chọn vật liệu 13

6.3 Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền tĩnh 13

- Xác định tải trọng lên các trục 13

- Xác định đường kính trục sơ bộ theo điều kiện bền cắt 14

- Xác định chiều dài đoạn trục 14

- Xác định đường kính theo thuyết bền 4 15

6.4 Tính kiểm nghiệm bền mỏi 20

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi trục dẫn 20

- Kiểm nghiệm trục – bền mỏi trục bị dẫn 22

VII Chọn Ổ lăn 24

7.1 Tính tải trọng động của ổ lăn 24

7.2 Chọn ổ lăn 24

7.3 Tính tuổi thọ ổ lăn 24

7.4 Chọn dung sai, cách lắp và độ nhám 25

VIII Tính toán vỏ hộp, các chí tiết phụ 25

8.1 Thân vỏ hộp 26

8.2 Que thăm dầu 26

8.3 Nút tháo dầu 27

8.4 Bu lông vòng 27

8.5 Chốt định vị 27

8.6 Nút thông hơi 28

I Tính toán công suất, tốc độ trục công tác

1.1 Thông số đầu vào

- Loại vật liệu vận chuyển: Muối

1.2 Công suất trên trục công tác

Công suất trên trục vít tải, Pt(kW) [2]

Pt= QL

367( + sin) = 4,3783 kW

Q = 35tấnh, năng suất vận chuyển

L = 11 m, chiều dài vận chuyển

ω = 4, hệ số cản trở chuyển động của vật liệu vận chuyển (Xi măng)[1]

K = 0,8, hệ số phụ thuộc bước vít, giả sử liệu khó vận chuyển, mài mòn [2]

ρ = 1,8tấnm3, khối lượng riêng liệu vận chuyển (Xi măng) [2]

ψ = 0,125, hệ số điền đầy (muối) [2]

c = 0,8, hệ số phụ thuộc góc nghiên vít tải [2]

II Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

2.1 Thông số đầu vào

- Công suất trục vít tải, Pt= 4,3783 kW

- Số vòng quay trục vít, nlv= 157,4 vòng/phút

2.2 Chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền

- Công suất trên trục động cơ [2]

Pctdc=Pt

η =

4,37830.86 = 5,0487 kW

η = ηx× (ηol)3× ηbr× ηkn= 0.86 - hiệu suất truyền toàn hệ thống

ηx= 0,95 - hiệu suất bộ truyền xích (hở)

ηol = 0,99 - hiệu suất truyền động 1 cặp ổ lăn

ηbr = 0,96 - hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng trụ(kín)

ηkn=0,98 - hiệu suất nối trục

- Phân phối tỉ số truyền

usb= ux× ubr - tỉ số truyền sơ bộ

Chọn sơ bộ ux= 2,38 - tỉ số truyền bộ truyền xích

ubr= 4 - tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

usb= 9,53

- Số vòng quay sơ bộ cần thiết

nsb= usb× nlv= 9,53 × 157,4 = 1500 vòng/phút

- Chọn động cơ điện

Chọn động cơ không đồng bộ 3 pha, rotor lòng sóc [3]

Bảng 2-1: Thông số động cơ 3 pha Brand

Tmax/Tn

ABB 5,5 kW 1461 rpm 380V/50Hz M3BP 132SMF 4/ 3GBP 132 260-ADK 2,5 3,4

- Tính sai lệch tỉ số truyền sơ bộ [2]

Kiểm tra đặc tính kỹ thuật động cơ

Pđc= 5,5 ≥ Pctđc= 5,0487 → thỏa

nsb= 1500 ≈ nđb= 1500 → thỏa

Tstart/Tn= 2,5 ≥ Tmm/T = 1,2 → thỏa

Tmax/Tn = 3,4 ≥ Tqt/T = 1,5 → thỏa

- Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung của hệ thống

ux= uch/ubr= 2,32 2.3 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động [2]

- Công suất trục công tác (trục III)

- Moment xoắn của trục công tác

Tct=9,55 × 10

6× Pct

9,55 × 106× 4,6794157,44 = 268265 Nmm

Bảng 2-2 Bảng thông số kỹ thuật hệ thống truyền động

III Tính toán, thiết kế bộ truyền Xích

3.1 Thông số đầu vào

- P = P2 = 4,7023 kW, công suất cần thiết trên trục xích dẫn

Tra bảng 5.5 trang 81 [1] với n01 = 200 (vòng/phút)

k = k0× ka× kđc× kbt× kđ× kc= 2.41 (Theo công thức (5.4) trang 81[2])

k0 = 1 - hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đến 600 )

ka = 1 - hệ số ảnh kể đến của khoảng cách trục và chiều dài xích (30 ÷ 50)p

kbt = 1,3 - hệ số ảnh kể đến ảnh hưởng của bôi trơn

kđc = 1,1 - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (đĩa căng hoặc con lăn xích)

kđ = 1,35 - hệ số tải trọng động của vít tải, kể đến tính chất tải trọng (bảng 4.7 tài liệu[2])

kc = 1,25 - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (2 ca) Chọn:

Bước xích p = 25,4 mm

Trục Thông số Động cơ (cần thiết) Trục 1 Trục 2 Trục máy công tác

Đường kính chốt, d0 = 7,95 mm Chiều dài ống, B = 22,61 mm

- Tính khoảng cách trục và số mắt xích [2]

Chọn:

a = 40p = 1016 mm Theo công thức 5.12 trang 85[2], số mắt xích:

Theo công thức 5.13 trang 85[2], Khoảng cách trục tính toán:

a∗= 0.25p {xc− 0,5(z1+ z2) + √[xc− 0,5(z1+ z2)]2− 2 [z2 – z1

π ]2} = 1020mm Khoảng cách trục a giảm

∆a = 0,002a∗= 2,04 Khoảng cách trục

a = a∗− ∆a = 1018 mm Trong đó

a = 1018 mm

p = 25,4 mm

z1= 25 răng

z2= 57 răng 3.4 Kiểm nghiệm bền

- Kiểm nghiệm điều kiện số lần va đập [2]

Theo công thức 5.14 trang 85[2], Số lần va đập bản lề xích trong 1 giây:

i = z1n15xc=

25 × 365,25

15 × 122 = 4,9 ≤ [i] = 30 Tra bảng 5.9 trang 85[2] ứng với p =25,4 ta có [i] = 30(lần/1s)

Fv = q v2 (N) = 38,85N lực căng do lực li tâm sinh ra,

trong đó q = 2,6 là khối lượng một mét xích

F 0= 9,81 kf q a (N) = 103,86N, lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra kf= 4 hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và bố trí bộ truyền [2]

[𝑠] = 9,3, hệ số an toàn cho phép, (tra bảng 5.10 trang 86[2]) 3.5 Xác định các thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục

- Xác định đường kính vòng chia đĩa xích, (công thức 5.17[2])

Đường kính bánh xích dẫn

d1= psin (zπ

1)=

25,4sin (25π)= 203mm Đường kính bánh xích bị dẫn

d2= psin (zπ

2)=

25,4sin (57π)= 461mm Tính lực tác dụng lên trục, (theo công thức 5.20 trang 88[2])

Fr= kx× Ft= 1,15 × 1216,47 = 1399N

kx= 1,15 do bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng bé hơn 400

3.6 Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền (output)

Bảng 3-1: Thông số kỹ thuật bộ truyền

Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị Công suất trên trục dẫn P 4,7023 kW

Số vòng quay trục dẫn n2 356,25 rpm

Tỉ số truyền thực tế uxtt 2,28

Số răng đĩa xích bị dẫn z2 57 răng

IV Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh` răng

4.1 Thông số đầu vào

Công suất trên trục bánh răng dẫn, P1= 4,9477 kW

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn, n = n1= 1461 vòng/phút

Tốc độ quay trục bánh rang bị dẫn, n2= 365,25 vòng/phút

Tốc độ quay trục công tác, nlv= 157,4 vòng/phút

Tỉ số truyển, u = ubr = 4

Tỉ số truyền thực tế bộ truyền ngoài, uxtt= 2,28

Mô men xoắn trên trục bánh răng dẫn, T1= 32341 Nmm

Thời gian làm việc, LH = 18000 giờ

4.2 Bảng thông tin vật liệu, theo bảng (6.1) trang 92[2]

Bảng 4-1: Bảng thông tin vật liệu của bánh răng

Vật liệu Nhiệt luyện Độ cứng Giới hạn bền Giới hạn chảy (HB) σb(MPa) σch (MPa)

o KHL

SH = 372,73 MPa Trong đó:

[σH1]: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng dẫn [σH2]: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng bị dẫn

σHlim1o = 2 HB1+ 70 = 430 HB,

σHlim2o = 2 HB2+ 70 = 410 HB ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, bảng 6.2 [1]

SH= 1,1: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, bảng 6.2 [1]

c) Xác định ứng suất uốn cho phép

Tính [σF1] và [σF2] [2]: (theo công thức 6.1b trang 93[2])

[σF1] =σFlim1

o KFC KFL

SF = 185,14 MPa [σF2] =σFlim2

o KFC KFL

SF

= 174,85 MPa Trong đó

σFlim1o = 1,8 HB1 = 324 HB

σFlim2o = 1,8 HB2= 306 HB

ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, bảng 6.2 [2]

[σF1]: ứng suất uốn cho phép bánh răng dẫn [σF2]: ứng suất uốn cho phép bánh răng bị dẫn

SH= 1,1: hệ số an toàn khi tính về uốn, bảng 6.2 [2]

Với NFO = 4 106∶ số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn

NFE= 60 c n LF= 1577880000: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

mF = 6: bậc đường cong mỏi khi thử về uốn (HB ≤ 350) d) Ứng suất cho phép khi quá tải

= 143,275 mm Trong đó

aw: khoảng cách trục

𝑢 = 4: tỉ số truyền

T1= 32341 N mm: moment xoắn trên trục chủ động [σH] = 372,73 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép

Ka= 49,5 MPa13: hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng, loại răng thẳng hoặc nghiên[1]

ψba = 0,315: hệ số chiều rộng vành răng, phụ thuộc vào vị trí lắp bánh răng lên trục, và

b) Xác định số răng

Số răng z1 (6.19)[2]

z1= 2awm(u + 1)= 29 Chọn z1= 20

Số răng z2 (6.20)[2]

z2= u z1 = 116 Chọn z2 = 116 Tính lại khoảng cách trục

aw =m(z1+ z2)

2 = 145 mm c) Tỉ số truyền thực tế bộ truyền bánh răng

ubrtt=z2

z1= 4 d) Tính sai lệch tỉ số truyền bộ truyền bánh răng

KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức (6.41) [2]:

δH= 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

go = 56 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh

1 và 2, tra bảng (6.16)

bw = ψbaaw = 45,675 mm, chiều rộng vành rang Trường hợp σH < [σH], cần kiểm tra điều kiện:

[σH] − σH[σH] × 100% ≤ 10%

372,73− 361,34 372,73 × 100% = 3,055% < 10% =>Thỏa điều kiện bền tiếp xúc 4.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

a) Tính ứng suất uốn σF, theo công thức 6.65[2]:

σF1=2T1KFYεYβYF1

Bwdw1m = 55,689 MPa ≤ [σF1] = 185,142 MPa

σF2=σF1YF2

YF1 = 52,758 MPa ≤ [σF1] = 174,857 MPa Trong đó:

Yε= 1

εα= 0,574: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Yβ= 1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng

YF1= 3,82 , YF2= 3,6: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18 [1]

KF= KFβKFαKFv= 2,08: hệ số tải trọng khi tính về uốn

KFβ = 1,1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 [1]

KFα = 1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

KFvhệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn tính

KFv= 1 + vF b w d w1

2T 1 KFβK Fα= 1,891

Với vF = δFg0v√aw

u = 23,935 4.8 Kiểm nghiệm bền răng về quá tải

a) Kiểm tra ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép theo công thức (6.48) [2]:

σHmax= σH√Kqt= 361,34 MPa ≤ [σH]max = 952 MPa b) Kiểm tra ứng suất uốn cực đại cho phép theo công thức (6.49) [2]

σFmax= σFKqt = 55,689 MPa ≤ [σF]max= 272 MPa Trong đó:

Kqt= 1 Hệ số quá tải

4.9 Lực tác dụng khi ăn khớp [2]

a) Lực vòng

Ft1= 2T1

dw1 = Ft2= 1115,207N b) Lực hướng tâm

Fr1=Ft1tgαtw

cosβ = Fr2= 405,902N

4.10 Bảng thông số kỹ thuật của bộ truyền động

Bảng 4-1: Thông số kỹ thuật của bộ truyền bánh răng trụ thẳng

V Tính chọn nối trục

5.1 Thông số đầu vào

Moment xoắn danh nghĩa cần truyền T1= 32341N mm

𝑇 =32341 N.mm - mômen xoắn danh nghĩa trên trục

𝑘 =1,7 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, bảng 9.1 [5] Tính sơ bộ đường kính trục tại vị trí lắp nối trục

d ≥ √ Tt

0.2[τ]

3

= √549800.2 ∗ 19

3

= 24,3 mm Chọn d = 25mm

Trong đó

𝑇 =54980 (N.mm): moment xoắn cần truyền trên trục lắp nối trục [𝜏] = 19 MPa: ứng suất trượt cho phép

Chọn kích thước của vòng nối trục đàn hồi, bảng 9.10a trang 239, [2]

Bảng 5-1: Thông số của trục đàn hồi

Chọn kích thước cơ bản của vòng đàn hồi [5]

Theo bảng 9.10b trang 240, [5], ta có:

Bảng 5-2: Thông số của vòng đàn hồi

T (N.mm) dc d1 D2 l l1 l2 l3 h

63 10 M8 15 42 20 10 15 1.5 5.3 Tính kiểm nghiệm bền

a) Điều kiện bền va đập của vòng đàn hồi, (công thức 9.11 trang 240, [5])

σd= 2kT

zD0dCl3=

2 ∗ 1,7 ∗ 54980

6 ∗ 71 ∗ 10 ∗ 15= 2,93 MPa ≤ [σd] = 4 MPa b) Điều kiền bền của chốt, (công thức 9.12 trang 240, [4])

σu= kTl0

0,1D0dC3Z=

1,7 ∗ 54980 ∗ 310,1 ∗ 71 ∗ 103∗ 6= 68 ≤ [σd] = 80 MPa

T (N.m) d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2

63 25 100 50 124 60 45 71 6 5700 4 28 21 20 20

Trong đó:

Z; D0; l3; l0; dC; l3 =l1+l2

2 [σd] =4- ứng suất dập của vòng cao su, có thể [σd]= 2 ÷ 4 𝑀𝑃a 𝑘=1,7 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác[5]

[σu] = 80- ứng suất cho phép của chốt, vật liệu thép 45, [σu] = 60 ÷ 80 𝑀𝑃a 5.4 Lực hướng tâm nối trục [2]

Frnt= (0,2 ÷ 0,3) ⋅ 2 T

Dt= (0,25) ⋅ 2

54980

71 = 380 N Trong đó:

𝑇=54980N.mm: moment xoắn trục lắp nối trục

Dt = 71: đường kính qua tâm chốt nối trục đàn hồi

VI Tính toán thiết kế trục, chọn then

6.1 Thông số đầu vào

Frd,x= 1399 N, lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích

α = 0, góc nghiên bộ truyền xích

Frnt= 380 N, lực nối trục (lực hướng tâm)

Ft= 1115,2 N, lực tiếp tuyến (lực vòng)bộ truyền bánh răng

Fr= 405,9 N, lực hướng tâm bộ truyền bánh răng

dw1 = 58 mm, đường kính vòng lăn bánh dẫn

dw2 = 232 mm, đường kính vòng lăn bánh bị dẫn

6.2 Chọn vật liệu, bảng 6.1 trang 92, [2]

Bảng 6-1: Vật liệt then Vật liệu Nhiệt luyện Độ cứng (HB) Giới hạn bền σb (MPa) Giới hạn chảy σch (MPa)

6.3 Tính toán thiết kế trục theo điều kiện bền tĩnh

a) Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Chọn hệ quy chiếu

b) Xác định sơ bộ đường kích trục theo điều kiện bền cắt, theo công thức 10.9 trang 188, [2]

τ1= T1

0,2dw13=

323410,2 ∗ 583= 0,828 MPa ≤ [τ1] = 20 MPa

τ2 = T2

0,2dw23 =

1229500,2 ∗ 2323= 0,049 MPa ≤ [τ2] = 25 MPa

d1≥ √ T1

0,2[τ1]

3

= √323410,2[21]

3

= 19,74mm Chọn 20 mm

d2≥ √ T2

0,2[τ2]

3

= √1229500,2[25]

3

= 29,08mm Chọn 30 mm

Chiều dài mayo bánh khớp nối ℓm12= (1,4 ÷ 2,5)d1= (28 ÷ 50) Chọn 30mm

Chiều dài mayo nữa bánh răng trụ ℓm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1= (24 ÷ 30) Chọn 28mm

Trị số của các khoảng cách, bảng 10.3 trang 189, [2]

k1= 13

k2= 13

k3= 17

hn= 18

Khoảng cách công xôn chìa ra ngoài gắn với nối trục

ℓc12= 0,5(ℓm13+ b0) + k3+ hn= 57,5 mm

Chiều dài các đoạn trục

ℓ12= ℓc12= 57,5 mm- khoảng cách từ nối trục đến gối

ℓ13= 0,5(ℓm13+b0)+k1+ k2= 47,5mm- khoảng cách từ gối đến bánh răng

ℓ11 = 2ℓ13 = 95 mm- khoảng cách 2 gối ổ lăn

Trục 2

Bề rộng ổ b0= 19

Chiều dài mayo nữa đĩa xích ℓm22= (1,4 ÷ 2,5)d2= (42 ÷ 75) Chọn 42 mm

Chiều dài mayo bánh răng trụ ℓm23= (1,2 ÷ 1,5)d2= (36 ÷ 45) Chọn 44 mm

ℓc23= ℓc23= 0,5(ℓm23+ b0) + k3+ hn= 66,5 mm- khoảng cách từ gối đến đĩa xích

Chiều dài các đoạn trục

ℓ22= 0,5(ℓm23+b0)+k1+ k2= 47,5 mm- khoảng cách từ gối đến bánh răng

ℓ21 = 2l13 = 95 mm- khoảng cách 2 gối ổ lăn

d) Xác định đường kính các đoạn trục theo thuyết bền 4

∑ MB = 0 ⇔ Frkn ℓ12− Ft1 ℓ13+ R13y ℓ11 = 0 (Chiều dương ngược kim đồng hồ)