Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN pot

Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1/ Chọn động cơ: Ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ với ưu điểm tiện lợi,vận hành đơn giản, kinh tế. - Để chọn động cơ, ta cần tính công suất cần thiết. Ta có: N ct = η evN Trong đó : N ct : công suất cần thiết. N ev :công suất làm việc của động cơ η : hiệu suất truyền của cả hệ thống Với: ηηηη η 4 3 3 2 21 = Tra hiệu suất trong bảng : “trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ lăn” ta có : 95,0 1 = η Hiệu suất bộ truyền đai ηη = 2 trụ (kín) = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng 99,0 3 = η Hiệu suất một cặp ổ lăn 1 4 = η Hiệu suất khớp nối 87,01.99,0.97,0.95,0 32 ==→ η ⇒ N ct = 22,9 87,0 8 = (kW) Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết, có kí hiệu là: A02- 52 có: N đc ≥ N ct ⇒ N đc ≥ 9,22 (kW) Số vòng quay của trục khuấy là : N tb = 90 (vòng/phút) Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : N đcsb = n ev . i ⇒ n đcsb = n tk . i h . i đ Trong đó : i đ : tỉ số truyền bộ truyền đại i h : tỉ số truyền hợp giảm tốc. Tỉ số truyền Truyền động bánh răng Truyền động đai i 8 ÷ 40 2 ÷ 6 Ta chọn: i đ = 2 i h = 8 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là: N đcsb =8. 2.90 = 1440 (vòng/phút) Từ đó ta chọn động cơ che kín có quạt gió (bảng 2- p) có kí hiệu A02 -52- 4 Bảng thống kê kĩ thuật : Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay A02- 52- 4 10,0 1460 Ta chọn động cơ này, vì động cơ có vận tốc quay n đc ≈ n đcsb nhất và có N đc thỏa mãn N đc ≥ N et = 9,22 kW 2/ Phân phối tỉ số truyền; Tỉ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống i ch = i h . i đ mà : i ch = 22,16 90 1460 == n n tk đc ⇒ i h = 11,8 2 22,16 = Mặt khác: i h = i bn . i bt i bn : tỉ số truyền bánh răng nhanh i bt : tỉ số truyền bánh răng chậm i bn = 1,2 i bt Với vỏ hộp khai triển phân đôi, ta chọn: i h = 1,2 (i bt ) 2 ⇒ i bt = 6,2 2,1 11,8 2,1 == i h ⇒ i bn = 1,2 i bt = 1,2. 2,6 = 3,12 Từ đó, ta có tỉ số truyền các bộ truyền đai trong hệ thống là: Bộ truyền đai: i đ = 2 i bt = 2,6 i bn = 3,12 3/ Xác định thong số động học và lực của các trục. a. Tốc độ quay của các trục: n 1 = )/(730 2 1460 phútvòng i n đ đc == n 2 = )/(97,233 12,3 730 1 phútvòng i n bn == n 3 = )/(99,89 6,2 97,233 2 phútvòng i n bt == b. Công suất trên các trục: Công suất danh nghĩa trên trục động cơ. N đc = 10 kW P 1 = P đc . )(41,999,0.95,0.10. kw oeđ == ηη P 2 = P 1 . )((04,999,0.97,0.41,9. kw oebr == ηη P 3 = P 2 . )(68,899,0.97,0.04,9. kw oebr == ηη c. Tính moment xoắn trên các trục. T đc = 9,55. )(96,6541010. 1460 10 .55,9. 10 66 Nmm N đc lv đc == η T 1 = 9,55. )(42,1230341,9. 730 10 .55,9. 10 6 1 1 6 Nmm P == η T 2 = 9,55. )(48,36898704,9. 97,233 10 .55,9. 10 6 2 2 6 Nmm P == η T 3 = 9,55. )(8,92114668,8. 99,89 10 .55,9. 10 6 3 3 6 Nmm P == η Bảng tổng hợp kết quả các thông số: Thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Công suất 10 9,41 9,04 8,68 Tỷ số truyền 2 3,21 2,6 Số vòng quay 1460 730 233,97 89,99 Moment xoắn 65410,96 123103,42 368987,48 921146,8 Phần II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I/ Bộ truyền đai. 1/ Chọn loại đai Công suất truyền : 10kw Giả sử vậ tốc đai V > 5m/s có thể dùng đai loại δ hoặc B ( bảng 5- 33/ 99). Ta tính theo cả 2 phương án và chọn phương án có lợi lớn hơn. δ B Tiết diện đai a.h (mm) 17. 10,5 22.13,5 Diện tích tiết diện F (mm 2 ) 138 230 2/ Định đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 5.14 lấy D(mm) 140 200. Kiểm nghiệm vận tốc của đai. .1460.V π = 10,7 D 1 0764,0≈ D 1 )/( sm 10,7 15,3 60. 100 V> V max sm /)3530( ÷= 3/ Tính đường kính D 2 của bánh đai lớn. D 2 = )02,01( 730 1460 − .D 1 = 1,96D (mm)274,4 392 Lấy theo tiêu chuẩn bảng (5- 15)D 2 240 800 Số vòng quay thực của trục bi dẫn: .1460)02,01( ' 2 −= n 2 1 D D = 1430,8 2 1 D D =7,154 715,4 715,4 Sai số về số vòng quay: %2 730 4,715730 = − = ∆ n Sai số này rất ít so với yêu cầu: Tỉ số truyền; 04,2 4,715 1460 2 1 === n n i 4/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục: Theo bảng A5- 16 Tỉ số truyền i = 2 2,1A ≈⇒ .D 2 336 480 5/Tính chiều dài đai 4 theo khoảng cách trục A sơ bộ L=2A+ 2 π ( D 1 +D 2 ) + 4A )D(D 12 − 1346 1923 Lấy L theo tiêu chuẩn 1360 1900 Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong ∆ s u = L V 7,86 5,63 đều nhỏ hơn u max = 10 6/ Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đã lấy theo tiêu chuẩn: 8 )D8(D)]Dπ(D[2L)Dπ(D2L A 2 12 2 1212 −−+−++− = 343 468 Khoảng cách A thỏa mãn điều kiện: )D2(DAh)D0,55(D 1212 +≤≤++ Trong đó h là chiều cao tiết diện đai (xem bảng 5-11) Khoảng cách cần thiết để mắc đai; A min = A- 0,015L (mm) 332,6 439,5 Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng. A max = A + 0,03L (mm) 383,8 525 7/ Tính góc ôm α 0 12 0 1 57 180 A DD − = α 156,7 0 155,6 0 Góc ôm thỏa mãn điều kiện 0 1 120≥ α 8/ Xác định số đai z cần thiết chọn ứng suất căng ban đầu có; 2 0 1,2N/mmσ = và theo trị số D 1 tra bảng 5- 17 tìm được ứng suất có ích cho phép [ ] 2 0 p N/mmσ Các hệ số 1,51 1,91 C T (tra bảng 5- 6) 0,9 0,9 C α (tra bảng 5- 18) 0,95 0,95 C v (tra bảng 5- 19) 1 0,94 Số đai tính theo công thức: .F.C.C.C]V[ 1000N z VαT0P σ ≥ 4,9 1,7 Lấy số đai 5 2 9/ Định kích cỡ chủ yếu của bánh đai. Chiều rộng bánh đai ( CT 5-23) B = (Z- 1)t + 2S 105 86 Đường kính ngoài của bánh đai (CT- 5- 24) Bánh dẫn: D n1 = D 1 + 2h 0 150 210 Bánh bị dẫn: D n2 = D 2 + 2h 0 292 412 Các kích thước t, s và h 0 xem bảng (10- 3) 10/Tính lực căng ban đầu S 0 ( CT- 5- 25) và lực tác dụng lên trục R (CT- 5- 26) S 0 = 0 σ . F. N 165,6 276 R = 3 S 0 sin 2 1 α . N 2432 1624 * Kết luận: Chọn phương án đai loại B Phần III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( bô truyền bánh răng thẳng) 1/ Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, b σ = 580 N/mm 2 ch σ = 290 N/ mm 2 HB = 200 Bánh lớn: thép 35 thường hóa, b σ = 500 N/mm 2 ch σ =260 N/ mm 2 HB = 180 2/ Định ứng suất cho phép: số chu kì làm việc của bánh lớn: ( ) 994,5310000.99,89.60 60 2 2 2 =≈ = ∑ Tn Max M uN z Số chu kì làm việc của bánh nhỏ: N 1 = 2,6. 140,382.10 6 =140,3844 Vì N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nếp đối với bánh nhỏ và bánh lớn đều lấy 1''' == NN KK ứng xuất tiếp xúc cho phép cuả bánh nhỏ: [ ] σ Tx1 = 2,6.200 =520 N/mm 2 [ ] σ Tx2 = 2,6.180 = 468N/mm 2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là 468 Để tính ứng suất cho phép,lấy hệ số an toàn n =1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ =1,8 ( vì là phôi rèn, thép thường hóa) Giới hạn mỏi của thép 46 là 1 σ = 0,43. 580 = 249,4 N/mm 2 Của thép 35 là 1 σ = 0,43. 500=215 N/mm 2 ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ là : [ ] 55,138 8,1.5,1 4,249.5,1 1 == u σ N/mm 2 Ứng suất cho phép của bánh nhỏ là : [ ] 44,119 8,1.5,1 215.5,1 2 == u σ N/mm 2 3/ Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K =1,3. 4/ chọn hệ số chiều rộng bánh răng 4,0=Ψ A 5/ Tính khoảng cách trục A (CT- 3- 9) Bảng 3- 10 225 99,89.4,0 04,9.3,1 6,2.468 10.05,1 )16,2( 3 2 6 ≈−         +≥A 6/Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : Vận tốc vòng : 1)60.1000(i 2ππ.A.n V 1 + = (3-17) 53,1 )16,2.(1000.60 97,233.225.2 = + = π V (m/s) Vậy : với vận tốc vòng này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9 7/Định chính xác hệ số tải trọng K Vì tải trong không thay đổi và độ rắn ảo các bánh răng <350 HB nên K tt = 1 Hệ số tải trọng động : K đ = 1,45 Do đó K = 1.1,45 = 1,45 Vị trí số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ, nên cần tính lại khoảng cách trục 233 3,1 45,1 .225 3 ≈=A (mm) 8/ Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng : Môđun )66,4233( 233).02,001,0( ÷= ÷=m Lấy m = 3,5 mm Số răng báng nhỏ ( 3- 24) 37 )16,2.(5,3 233.2 1 ≈ + =z Số răng bánh lớn 9631.6,2 2 ==z Chiều rộng bánh răng B= 0,4.159 = 93 (mm) 9/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng : Hệ số dạng răng bánh nhỏ : Y 1= 0,465 Hệ số dạng răng bánh lớn : Y 2 =0,51 ứng suất uốn tại chân răng của bánh răng nhỏ (3-33) .b.n.z.my .K.P19,1.10 σ 11 2 1 1 6 u1 = 5593. 97,233.37.5,3.465,0 09,9.45,1.10.1,19 2 6 ≈= (N/mm 2 ) [ ] 1 1 u u σσ < Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn: 50 51,0 455,0 .55 ≈= ù σ (N/mm 2 ) 10/ Các thông số chủ yếu của bộ truyền Mô dun m = 3,5mm Số răng z 1 = 37 , z 2 = 96 Góc ăn khớp 0 20= α Đường kính vòng chia: d 1 = m.z 1 = 3,5.37 = 129,5 (mm) d 2 = m.z 2 = 3,5.96 = 336 (mm) Khoảng cách trục A A = )(233 2 3365,129 mm= + Chiều rộng bánh răng b = 93 (mm) Dường kính vòng đỉnh răng D e1 = 129,5 +2.3,5 = 136,5(mm) D e2 = 336 + 2.3,5 = 343(mm) Đường kính vòng chân răng D i1 =129,5 – 2,5.3,5 = 120,75(mm) D i2 = 336 -2,5.3,5 = 327,25(mm) 11/ Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng P = )(5698 97,233.5,129 04,9.10.55,9.2 6 N≈ P r = P.tg α = 5698.0.364 ≈ 2074(N) *Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bộ truyền bánh răng nghiêng) 1/ Chọn vật liêu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ : thép 45 thường hóa 2 /600 mmN b = σ 2 /300 mmN ch = σ HB =100 (giả thiết đường kính phôi 100 Bánh lớn : thép 35 thường hóa 2 /500 mmN b = σ 2 /260 mmN ch = σ HB = 180 (giả thiết đường kính phôi 100 ÷ 300mm) 2/ Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a/ Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kì tương đương của bánh răng lớn (CT 3 -4) Vì bánh răng chịu tải trọng thay đổi nên ta có : N 2 = 60u. Tn M M )( 2 2 max 2 Σ = 60.233,97.10000 = 140,382.10 6 > N 0 =10 7 (bảng 3 -9) Trong đó u = 1 N 1 = i.N 2 = 3,12.N 2 >N 0 =10 7 Vì N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn lấy K ' N = K " N = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (3 -9) [ σ ] tx2 =2,6.180 = 414 (N/mm 2 ) ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ [ σ ] tx1 =2,6.200 = 520(N/mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [ σ ] tx2 = 414 (N/mm 2 ) b/ Ứng suất uốn cho phép để tính ứng suất uốn cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K σ = 1,8 (vì là phôi rèn, thép thường hóa) giới hạn mỏi của thép 45 là 2 1 /258600.43.0 mmN== − σ Thép 35 : 2 1 /215500.43,0 mmN== − σ Vì ứng suất uốn thay đổi thep chu kì mạch động cho nên dùng CT (3 - 5)để tính ứng suất cho phép : Bánh nhỏ : 2 1 /3,143 8,1.5,1 258.5,1 ][ mmN u == σ Bánh lớn : 2 2 /4,119 8,1.5,1 215.5,1 ][ mmN u == σ Trong đó K " N = 1 3/ Sơ bộ láy hệ số tải trọng : K =K tt .K đ =1,3 4/ CHọn hệ số chiều rộng bánh răng 4,0==Ψ A b A 5/ Tính khoảng cách trục theo công thức (3 - 10) lấy 25,1 ' = θ A )(170) 12,3.414 10.05,1 ( 97,233.25,1.4,0 41,9.3,1 )112,3( 2 3 6 mm≈+≥ Lấy A = 170mm. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng V= )/(15,3 )16,2(1000.60 730.170.14,3.2 )1(1000.60 2 1 sm i An = + = + π Với vận tốc vòng này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 8 7/ Định chính xác hệ số tải trọng K Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng HB < 350 nên K H = 1,1 Giả sử b> β sin 5,2 n m với cấp chính xác 8 và vận tốc vòng v < 3m/s tra bảng 3 -14 tìm được K đ =1,3 Do đó : K = 1.1,3 = 1,3 Vì trị số K không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không tính lại khoảng cách trục A và có thể lấy A =170 mm 8/ Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng Môđun pháp : m n = (0,01 )02,0÷ )170 =(1,7 )4,3÷ Lấy m n = 2,5 mm Sơ bộ chọn góc nghiêng 985,0cos10 0 =⇒= ββ Tổng số răng của 2 bánh Z t = Z 1 + Z 2 = 134 5,2 985,0.170.2cos 2 ≈= n m A β Số bánh răng nhỏ Z 1 = 33 112,3 134 1 = + = +i Z t Trị số Z 1 thỏa mãn điều kiện lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3 – 15 Số răng bánh lớn Z 2 = iZ 1 = 3,12.32,58 = 101,65 Lấy Z 2 = 101 Tính chính xác góc nghiêng β (CT 3 - 28) cos 9853,0 170.2 5,2.134 2 === A mZ nt β => '849 0 = β Vậy chiều rộng bánh răng B thỏa mãn điều kiện B= )(68170.4,0. mmA A ==Ψ Chiều rộng b thỏa mãn điều kiện b> )(6,34 '849sin 5,2.5,2 sin 5,2 0 mm m n == β 9/ Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Tính số răng tương đương (CT 3 - 37) Bánh nhỏ Z td1 = 34 )9866,0( 41 2 = Bánh lớn Z td2 = 104 )9866,0( 107 2 = Hệ số dạng răng Bánh nhỏ y 1 = 0,46 Bánh lón y 2 = 0,517 Lấy hệ số 5,1"= θ Kiểm nghiệm sức uốn Ct (3 - 34) đối với răng bánh nhỏ 50 8,6.730.3,3.5,2.64,0 41,9.3,1.10.1,19 ' 10.1,19 2 6 11 2 1 2 6 1 ≈== θ σ bnzmy KP n u 11 ][ uu σσ 〈 Đối với bánh răng lớn 2 2 1 12 /5,44 517,0 46,0 .50. mmN y y uu === σσ 22 ][ uu σω < 10/ Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3 - 2)Môđun pháp m n = 2,5 (mm) Số răng Z 1 = 3,3 Z 2 = 101 Góc ăn khớp 0 20= n α Góc nghiêng '849 0 = β Đường kính vòng chia d 1 = )(73,83 9853,0 33.5,2 cos 1 mm zm n == β d 2 = )(26,256 9853,0 101.5,2 cos 2 mm zm n == β Khoảng cách trục A = 170(mm) Chiều rộng bánh răng b = 68(mm) [...]... 7-3b) Mx = 123103,42 Nmm Chọn hê số ψ σ và ψ τ heo vật liệu, đối với thép cacbon trung bình ψ σ ≈ 0,1 và ψ τ ≈ 0,05 hệ số tăng bền β = 1 Chọn các hệ số K σ , K τ , ε σ , ε τ Theo bảng 7-4 lấy ε σ = 0,84, ε τ = 0,75 Theo bảng 7-8 tập trung ứng suất do rãnh then K σ =,163; K τ = 1,5 K σ 1,63 K 1,5 = = 1,9; τ = =2 Tỷ số εσ 0,86 ετ 0,75 Tập trung ứng suất do lắp căng với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra... 10650 M 368987,48 τm =τa = x = = 8,05( N / mm 2 ) 2W0 2.22900 Chọn hệ số ψ σ ≈ 0,1 và ψ τ ≈ 0,05 hệ số tăng bền β = 1 Kσ = 3,3 Tra bảng 7-10 ta tìm được εσ Kτ K = 1 + 0,6( σ − 1) = 2,38 ετ εσ Thay các trị số vào CT tính nσ và nτ 270 nσ = = 2,24 3,3.36,88 150 nτ = = 7,67 2,38.8,05 + 0,05.8,05 2,24.7,67 = 2,15 ≈ [n] n= 2,24 2 + 7,67 2 vậy có thể chọn de-e = 50mm tính chính xác trục ở tiết diện (i-i) ta có... 2 ) W 9620 M 368987,48 τm =τa = x = = 9( N / mm 2 ) 2W0 2.20500 Chọn hệ số ψ σ ≈ 0,1 và ψ τ ≈ 0,05 hệ số tăng bền β = 1 Kσ = 3,3 Tra bảng 7-10 ta tìm được εσ Kτ K = 1 + 0,6( σ − 1) = 2,38 ετ εσ Thay các trị số vào CT tính nσ và nτ 270 nσ = = 3.005 3,3.26,78 150 nτ = = 6,86 2,38.9 + 0,05.9 3.6,86 = 2,75 ≈ [n] n= 3 2 + 6,86 2 vậy có thể chọn di-i = 48mm tính chính xác trục ở tiết diện chịu tải lớn nhất... d3 = 55 mm ta chọn d2 = 40 mm để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P ta có được chiều rộng của ổ B =23 2/ Tính gàn đúng trục Để tính kích thước chiều dài của trục dựa vào hình 7 – 3 và bảng 7 – 1 ta chọn các kích thước sau C : khe hở giữa các bánh răng chọc C = 10mm ∆ : khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp, lấy ∆ = 10 mm l2 : khoảng cách từ cạnh ổ đếnthanhf trong của hộp chọn l2 = 10mm... 307563Nmm M x = 921146,8 Nmm M 307563 σa = u = = 14,72 (N/ mm 2 ) W 20900 M 921146,8 τm =τa = x = = 10,4( N / mm 2 ) 2W0 2.44300 Chọn hệ số ψ σ ≈ 0,1 và ψ τ ≈ 0,05 hệ số tăng bền β = 1 Kσ = 3,3 Tra bảng 7-10 ta tìm được εσ Kτ K = 1 + 0,6( σ − 1) = 2,38 ετ εσ Thay các trị số vào CT tính nσ và nτ 270 nσ = = 5,55 3,3.14,72 150 nτ = = 5,93 2,38.10,4 + 0,05.10,4 5,55.5,93 = 4 ≈ [ n] n= 5,55 2 + 5,93 2 ta có n tìm... 60mm, chọn được b = 18, h = 11, t = 5,5, K = 6,8, l4 = 0,8.1,3.60 = 62mm Kiểm nghiệm về sức bền dập 2 M x 2.921146,8 σd = = = 72,8 N / mm 2 < [σ ]d dKl 60.6,8.62 Kiểm nghiệm về sức bền cắt 2 M x 2.921146,8 = = 27,5 N / mm 2 〈[τ ]c dbl 60.18.62 Phần 5 Thiết kế gối đỡ trục Chọn ổ lăn Trục I không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ còn đồi với trục II và III có lực dọc trục ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn Sơ đồ chọn. .. 123103,42 τm =τa = x = = 6,13( N / mm 2 ) 2W0 2.10040 Chọn ψ σ = 0,1 và ψ τ = 0,05 hệ số tăng bền β = 1 Tra bảng 7 -10 ta có Kσ = 2,7 εσ Kτ K = 1 + 0,6( σ − 1) = 2,62 ετ εσ Thay các trị số tìm được vào CT tính Kτ K = 1 + 0,6( σ − 1) = 2,62 ετ εσ 270 = 3,1657 2,7.31,589 150 nτ = = 9,16 2,626,13 + 0,05.6,13 3,1657.9,16 = 2,9 ≈ [n] n= 3,1657 2 + 9,16 2 vậy có thể chọn dm-m = 38mm tính chính xác trục ở tiết diện... chọn l2 = 10mm l3 : chiều cao của nắp và đầu bu long chọn l3 = 16 mm l4 : khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp chọn l4 = 15mm l5 : chiều dài mayơ lắp trục chọn l5 = 1,3d ta có : Rđ = (0,2;0,3)Ft 2Tđc trong đó Ft = (DT = d2 = 40mm) DT DT đường khính vòng tròn qua tâm chốt 2T 2.65410,96 = 3270,5( N )  Ft = đc = 40 40  Rđ = 0,2.3270,5 = 654,1 N Và P = 2940,5 ; Pr = 1083,3 N ; d1... 〈[σ ] d Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo CT(7-12) 2M x τc = ≤ [τ ]c ở đây b = 12mm ; [ τ ]c = 120N/mm 2 bảng 7-21 các thông số khác như dbl trên 2.123103,42 τc = = 13,5( N / mm 2 )〈[τ ]c 38.12.40 Đối với trục II, dựa vào đường kính tac ó thể chọn 2 then cùng kích thước Tra bảng 7-23 chọn b= 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1 , K = 6,2 Chiều dài then l = 0,8 lm = 0,8.1,3d Chiều dài then ở chỗ lắp bánh dẫn là l2... xuống, lấy đường kính ở tiết diện chịu tải lớn nhất d = 60mm Tính then Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến nói 1 cách khác là để truyền moment và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc người lại ta dùng then Theo đường kính trục I để lắp then 38mm tra bảng 7-23 chọn then có b =12 h = 8; t= 4,5 ; t1 = 3,6; K = 4,4 (đường kính chân răng Di1 = 117,17 mm, đường kính trục là 38mm; nên bánh răng không . Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1/ Chọn động cơ: Ta chọn động cơ xoay chiều ba pha không đồng bộ với ưu điểm tiện lợi,vận hành đơn giản, kinh tế. - Để chọn động cơ, ta. bộ truyền đại i h : tỉ số truyền hợp giảm tốc. Tỉ số truyền Truyền động bánh răng Truyền động đai i 8 ÷ 40 2 ÷ 6 Ta chọn: i đ = 2 i h = 8 Số vòng quay sơ bộ của động cơ là: N đcsb =8. 2.90. đó ta chọn động cơ che kín có quạt gió (bảng 2- p) có kí hiệu A02 -52- 4 Bảng thống kê kĩ thuật : Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay A02- 52- 4 10,0 1460 Ta chọn động cơ này, vì động cơ có vận