Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Bộ truyền đai thang Bộ truyền bánh răng docx

1 Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Æ Bộ truyền đai thang Æ Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Æ Nối trục đàn hồi Æ Bộ phận công tác ( Xích tải ). Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải, F (N) : 2000 Vận tốc xích tải, v (m/s) : 5 Số răng đĩa xích tải dẫn, Z (răng) : 13 Bước xích tải, p (mm) : 110 Thời gian phục v ụ, L (năm) : 5 Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T 1 = T ; t 1 =60s; T 2 =0.6T; t 2 =12s. Sai số vòng quay trục máy công tác so với yêu cầu ≤ ± 5 % ========================================================== PHẦN 1 : XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG 1.1 Công suất tương đương (đẳng trị) của động cơ : * Công suất cực đại trên trục xích tải kW vF P t 10 1000 52000 1000 max = × = × = * Công suất đẳng trị trên trục xích tải ∑ ∑ = i ii dt t tP P . 2 => max 22 max 21 2 2 21 2 1 9452.0 1260 126.0601 PP tt tPtP P dt = + ×+× = + + = kWP dt 452.9109452.0 =×= * Hiệu suất của toàn bộ hệ thống : 903.0995.0196.095.0 22 =×××== ∑ olkbrd ηηηηη * Công suất cần thiết trên trục động cơ : 2 kW P P dt ct 47.10 903.0 452.9 === ∑ η * Chọn động cơ : Căn cứ theo P ct , ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất 3K160S2 P dc = 11KW n dc = 2940v/ph 3K160S4 P dc =11KW n dc = 1460v/ph 3K160L6 P dc =11KW n dc = 980v/ph => Ta chọn động cơ 3K160S4 , n dc = 1460v/ph 1.2 Phân phối tỉ số truyền : * Số vòng quay trục xích tải phv Zp v n c m /8.209 13110 510.610.6 44 = × × = × × = * Tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống : 96.6 8.209 1460 . ==== ∑ m dc brd n n uuu Ta chọn : 2= d u ⇒ 48.3 2 96.6 === ∑ d br u u u • Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí: Trục Đ.cơ I II Công suất P(KW) 11.08 10.47 10 Tỉ số truyền 2 3.48 Số vòng quay n(v/ph) 1460 730 209.8 Moment xoắn T(N.mm) 72475 136970 455195 3 PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1 Thông số ban đầu * Thông số đầu vào : P 1 = 11.08 KW; n 1 = 1460 v/ph; T 1 = 72.475 Nm => ta chọn đai thang loại B : b p = 14 mm; b o = 17 mm; h = 10.5 mm; y 0 = 4 mm; A = 138 mm 2 ; L = 800 6300 mm; T 1 = 40 190 Nm; d min = 140 280 mm 2.2 Trình tự thiết kế : * Tính d 1 : Ta có d min = 140 mm => chọn d 1 = 1.2× d min = 1.2 × 140 = 168 (mm) => chọn d 1 theo tiêu chuẩn : d 1 = 160 (mm) * Vận tốc vòng : )/(25][)/(23,12 60000 1460160 60000 11 1 smvsm nd v =<= ×× == π π => chấp nhận d 1 = 160 (mm) * Tính d 2 : Chọn ξ = 0.02 d 2 = u d × d 1 × (1 - ξ) = 2× 160× (1 – 0.02) = 313.6 mm => chọn d 2 theo tiêu chuẩn : d 2 = 315 mm * Chọn sơ bộ khoảng cách trục a w : (*) 272950 5.10)315160(55,0)315160(2 )(55,0)(2 2121 ≥≥⇔ ++≥≥+⇔ ++≥≥+ w w w a a hddadd Với u d = 2 => chọn a w sơ bộ a = 1.2× d 2 = 1.2 × 315 ≈ 380 mm => a w sơ bộ thoả điều kiện (*) * Tính chiều dài đai L theo a sơ bộ : mm a dddd aL 1522 3804 )160315( 2 )315160( 3802 4 )( 2 ).( 2 22 1221 = × − + + +×= − + + += ππ Theo tiêu chuẩn, ta chọn L = 1800 (mm) 4 * Kiểm nghiệm [] s i sL v i 1 10 1 79.6 8.1 23.12 =<=== * Tính chính xác lại a w theo L tiêu chuẩn: 5.77 2 160315 2 87.1053 2 )315160( 1800 2 ).( 12 21 = − = − =∆ = + × −= + −= dd dd LK π π )(521 4 5.77887.105387.1053 4 8 2222 mm KK a w ≅ ×−+ = ∆−+ = * Góc ôm đai α 1 : 0 12 1 163 521 )160315(57 180 )(57 180 = − −= − −= a dd α α 1 > 120 0 => d 2 , d 1 , a w thỏa điều kiện cho phép. * Tính số đai Z : vrzLu CCCCCCP P Z ].[ 0 1 α ≥ + P 1 = 11.08 kW + [P 0 ] = 4 kW (L 0 = 2240 mm) + 958.0)1(24.1)1(24.1 110 163 110 1 =−×=−×= −− eeC α α + C u = 1.13 (u d = 2) + 964.0 2240 1800 6 6 0 === L L C L + C z = 0.9 ( giả sử Z = 4 ~ 6 ) + C r = 0.9 (tải trọng va đập nhẹ) + 975.0)123.1201.0(05.01)101.0(05.01 22 =−××−=−×−= vC v => 36.3 975.09.09.0964.013.1958.04 08.11 = ×××××× ≥Z Chọn Z = 4 (thỏa giả sử Z = 4 ~ 6 khi chọn C z ) * Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai : Chiều rộng bánh đai : B = ( Z - 1 ) × e + 2f = ( 4 - 1 ) × 19 + 2 × 12.5 = 82 mm Đường kính ngoài bánh đai : d a = d + 2b ( b = 4.2) d a = 160 + 2×4.2 = 168.4 (mm) 5 * Tính lực tác dụng lên trục : Lực căng đai ban đầu : (σ 0 = 1.5 MPa) F o = σ 0 × Z × A = 1.5 × 4 × 138 = 828 N Lực tác dụng lên trục và ổ : NFF r 2457) 2 163 sin(8283) 2 sin(.3 1 0 ≈××== α 2.3 Thông số của bộ truyền đai thang : P 1 (kW) n 1 (v/ph) F 0 (N) F r (N) α 1 ( 0 ) u 11.08 1460 828 2457 163 2 Z d 1 (mm) d 2 (mm) a (mm) L (mm) B (mm) 4 160 315 521 1800 82 Lưu ý: Trong phần ví dụ này không ghi nguồn gốc các bảng mà từ đó tra ra các số liệu. Tuy nhiên, khi làm bài các em phải ghi rõ nguồn gốc các bảng biểu mà từ đó các số liệu tìm được. PHẦN 3 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG Số liệu ban đầu: Công suất truyền P 1 = 10.47 kW Mômen xoắn T 1 = 136970 Nm Số vòng quay trục dẫn n 1 = 730 v/ph Tỉ số truyền u = 3.48 Số vòng quay trục bị dẫn n 2 = 209.8 v/ph Thời gian làm việc L = 5 năm Làm việc 2 ca / ngày Tổng số giờ làm việc L h = 5×300×2×8 = 24000 giờ 1. Chọn vật liệu: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện. Độ rắn ≈ 250 HB. Giới hạn bền MPa b 850= σ . Giới hạn chảy MPa b 580= σ . Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện. Chọn HB1 = HB2+(10~15) nên độ rắn bánh lớn ≈ 235 HB. Giới hạn bền MPa b 750 = σ . Giới hạn chảy MPa b 450 = σ . 2. Ứng suất cho phép: a/ Ứng suất tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc cho phép [] H HE HH s K × = 9.0 lim00 σσ Số chu kỳ tương đương i i i HE t T T ncN 3 2 1 max 60 ∑ = ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ = Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1. 8 33 1 1014.924000 72 126.0 72 60 730160 ×=× ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ ×××= T T T T N HE chu kỳ 8 33 2 1062.224000 72 126.0 72 60 8.209160 ×=× ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ ×××= T T T T N HE chu kỳ Số chu kỳ cơ sở 4.2 0 30 HBN H ×= 84.2 10 1017.025030 ×=×= H N chu kỳ 84.2 20 1015.023530 ×=×= H N chu kỳ Vì HHE NN 0 > nên 1 21 = = HLHL KK Giới hạn mõi tiếp xúc cho phép 702 lim0 + × = HB H σ (Mpa) MPa H 570702502 1lim0 =+×= σ MPa H 540702352 2lim0 =+×= σ Hệ số an toàn s H = 1.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép [] 4.466 1.1 19.0 570 01 = × ×= H σ Mpa [] 8.441 1.1 19.0 540 02 = × ×= H σ Mpa Do tính bánh răng nghiêng, chọn [] [ ] [ ] 2 2 02 2 01 0 HH H σσ σ + ≈ [] () 3.454 2 8.4414.466 22 0 = + = H σ Mpa Thỏa điều kiện [] [ ] [ ] min00min0 25.1 HHH σ σ σ < < b/ Ứng suất uốn: Ứng suất uốn [] F FE FF s K lim00 σσ = Số chu kỳ tương đương i i i FE t T T ncN 6 2 1 max 60 ∑ = ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ = Vì mỗi vòng quay răng chỉ vào khớp 1 lần nên c = 1. 8 66 1 1084.824000 72 126.0 72 60 730160 ×=× ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ ×××= T T T T N FE chu kỳ 8 66 2 1054.224000 72 126.0 72 60 8.209160 ×=× ⎥ ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ ×××= T T T T N FE chu kỳ Số chu kỳ cơ sở 6 0 105×= F N chu kỳ Vì FFE NN 0 > nên 1 21 = = FLFL KK Giới hạn mõi uốn cho phép HB F × = 8.1 lim0 σ (Mpa) MPa F 4502508.1 1lim0 =×= σ MPa F 4232358.1 2lim0 =×= σ Hệ số an toàn s H = 1.75 Ứng suất tiếp xúc cho phép [] 14.257 75.1 1 450 01 =×= F σ Mpa [] 7.241 75.1 1 423 02 =×= F σ Mpa 3. Khỏang cách trục a () [] 3 2 0 1 143 u TK ua Hba H σψ β +≥ Chọn K H β = 1.05 4.0= ba ψ () 96.152 48.33.4544.0 13697005.1 148.343 3 2 = ×× × +×≥a mm Chọn a = 155 mm 4. Xác định các thông số bánh răng: () 1.3~55.102.0~01.0 == am n mm Chọn theo tiêu chuẩn m n = 3 mm Số răng bánh nhỏ () 148.33 cos1552 )1( cos 2 1 +× × × = + = β β um a Z n Vì 00 208 ≤≤ β nên 84.2267.21 1 ≤ ≤ Z chọn Z 1 = 22 răng. Số răng bánh lớn 56.762248.3. 12 = × = = ZuZ chọn Z 2 = 77 răng Góc nghiêng răng ( ) ( ) 01 12 1 652.16 1552 22773 cos .2 cos = ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ × +× = ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ + = −− a ZZm n β Bề rộng răng 621554.0. = × == ab ba ψ mm Đường kính vòng chia bánh nhỏ 89.68 652.16cos 223 cos . 0 1 1 = × == β Zm d n mm Kiểm tra lại tỉ số truyền thực tế () 03125.7 22 77 02.01160 315 =× −× == ∑ brdtt uuu Sai số tỉ số truyền [] %5%024.1100 96.6 96.603125.7 100 =∆<=× − =× − =∆ Σ ΣΣ u u uu u tt 5. Kiểm nghiệm ứng suất a/ Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [] 74.462 1.1 1194.095.01 570 1lim001 = × × × × == H xHlVRHL HH s KKZZK σσ Mpa [] 38.438 1.1 1194.095.01 540 2lim002 = × × × × == H xHlVRHL HH s KKZZK σσ 95.0= R Z ; 94.0= V Z ; 1 = xH K ;1 = l K [] () 72.450 2 38.43874.462 22 0 = + = H σ MPa Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: ( ) ub uTK d ZZZ HHM H . 1 2 1 1 0 + = ε σ Với: MPaZ M 275= (do vật liệu 2 bánh răng làm bằng thép) )2sin( cos.2 tw H Z α β = ; 0 0 0 1 802.20 652.16cos 20tan cos tan tan == ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ = − β α α nw tw 699.1 )802.202sin( 652.16cos.2 0 = × = H Z 7852.0 622.1 11 === α ε ε Z ; 622.1652.16cos 77 1 22 1 2.388.1cos 11 2.388.1 0 21 = ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ +−= ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ +−= βε α ZZ Hệ số tải trọng tính αβ HHVHH KKKK = 9.0 89.68 62 1 === d b bd ψ ⇒ 035.1 = β H K sm nd v /63.2 106 73089.68 106 44 11 = × ×× = × = π π ⇒ chọn cấp chính xác 9⇒ 04.1= HV K 13.1= α H K 216.113.104.1035.1 =× × = H K 5.3 22 77 ==u ( ) 61.442 5.362 15.3136970216.12 89.68 7852.0699.1275 0 = × +××××× = H σ Mpa Vậy [ ] MPaMPa HH 72.45061.442 0 0 = <= σ σ nên bánh răng đủ bền tiếp xúc. (không được nhỏ hơn 10% hay lớn hơn 5% so với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép) b/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn: Xác định chính xác ứng suất uớn cho phép [] 07.258 75.1 10036.111 450 1lim001 = × × × == F FCxRFL FF s KYYYK δ σσ Mpa [] 58.242 75.1 10036.111 423 2lim002 = × × × == F FCxRFL FF s KYYYK δ σσ MPa 1= R Y ; 0036.1= δ Y ;1= x Y ;1 = FC K Hệ số tải trọng tính 1715.111.1065.1 = × × == αβ FFVFF KKKK 065.1= β F K ; 1.1= FV K ; ( ) ( ) ( )( ) 1 622.14 591622.14 .4 514 = × −×− + = − − + = α α α ε ε CCX K F Số răng tương đương 02.25 652.16cos 22 cos 33 1 1 === β Z Z td răng 56.87 652.16cos 77 cos 33 2 2 === β Z Z td răng Hệ số dạng răng (không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x 1 = x 2 = 0) 998.3 02.25 2.13 47.3 2.13 47.3 1 1 =+=+= td F Z Y 621.3 56.87 2.13 47.3 2.13 47.3 2 2 =+=+= td F Z Y Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang 6165.0 622.1 11 === α ε ε Y Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc nghiêng răng 120 1 β ε ββ −=Y với 885.1 3 652.16sin 62 . sin 0 = × ×== ππ β ε β n m b 7384.0 120 652.16 885.11 =×−= β Y Lực vòng trên bánh dẫn N d T F t 5.3976 89.68 1369702.2 1 1 = × == Lập tỉ số [] 55.64 998.3 07.258 1 01 == F F Y σ và [ ] 99.66 621.3 58.242 2 02 == F F Y σ Vì [] [] 2 02 1 01 F F F F YY σ σ < ta tính cho bánh dẫn Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm 58.45 362 5.39767384.06165.0998.31715.1 . 1 10 = × ×××× == n tFF F mb FYYYK βε σ Mpa Vì [] MPaMPa FF 14.25793.41 0 110 = <= σ σ nên bánh răng đủ bền uốn. (nếu thiết kế theo tiếp xúc thì thường ứng suất uốn rất bé so với giá trị cho phép) 6. Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục a = 155 mm Mô đun pháp m n = 3 mm Số răng Z 1 = 22 răng Z 2 = 77 răng Góc nghiêng β = 16.652 0 (β = 16 0 39’06.03”) Hệ số dịch chỉnh x 1 = 0 x 2 = 0 Đường kính vòng chia d 1 = 68.89 mm d 2 = 241.11 mm Đương kính vòng đỉnh răng d a1 = 74.89 mm d a2 = 247.11 mm Đương kính vòng chân răng d i1 = 61.39 mm d i2 = 233.61 mm Bề rộng bánh răng b 1 = 68 mm b 2 = 62 mm 7. Lực ăn khớp Lực vòng N d T FF tt 5.3976 89.68 1369702.2 1 1 21 = × === Lực dọc trục NFFF taa 4.1189652.16tan5.3976tan. 121 = × = == β Lực hướng tâm N F FF nwt rr 7.1510 652.16cos 20tan5.3976 cos tan. 0 0 1 21 = × === β α ======================================================= [...]...Lưu ý: Trong phần ví dụ này không ghi nguồn gốc các bảng mà từ đó tra ra các số liệu Tuy nhiên, khi làm bài các em phải ghi rõ nguồn gốc các bảng biểu mà từ đó các số liệu tìm được Phần 4: Thiết kế Trục – Then – Nối trục 4.1 Thiết kế trục: Sơ đồ chọn chiều dài các trục Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục THIẾT KẾ TRỤC I: 1 Chọn vật liệu Chọn thép 45 có σ b = 600 MPa và [σF]-1... chọn chiều dài các trục Sơ đồ phân tích lực tác động lên các trục THIẾT KẾ TRỤC I: 1 Chọn vật liệu Chọn thép 45 có σ b = 600 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa; 2 Chọn kích thước chiều dài trục Bđai = 82 mm ; Bbánhrăng = 68 mm ; Chọn sơ bộ Bổlăn = 24 mm ; 3 Thay trục bằng dần sức bền: Với T1 = 136970 Nm ; Fr = 2457 N ; Ft1 = 3976.5 N; Fr1 = 1510.7 N; Fa1 = 1189.4 N; M a1 = Fa1 d1 68.89 = 1189.4 × = 40969 Nmm 2 2 4... td =3 = 33.89mm < 38 mm 0.1× [σ F ]−1 0.1× 50 8 Tính chọn then bằng Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có : Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 Mpa Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77) d13 = 38 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; t2 = 3.3 mm ; l = 50 mm Chiều dài làm việc của then đầu tròn l1 = l − b = 50 − 10 = 40mm Kiểm tra ứng suất cắt τ C = 2T1... = 43.76mm < 45 mm 0.1× [σ F ]−1 0.1× 50 8 Tính chọn then bằng Chọn vật liệu then bằng giống trục 1 Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 2261 – 77) Chọn then 2 đầu bằng (vì chọn then 2 đầu tròn thì tính ra không thỏa điều kiện bền) d22 = 48 mm; b = 14 mm ; h = 9 mm ; t1 = 5.5 mm; t2 = 3.8 mm ; l = 56 mm Chiều dài làm việc của then đầu bằng l1 = l = 56 = 56mm Kiểm tra ứng suất cắt τ C = 2T 2... hồi Thông số của nối trục vòng đàn hồi của hãng Flexitech (file dữ liệu trong thư mục bài tập lớn của E learning) Đường kính qua tâm các chốt D0 = 0.55 × ( A + E ) Ký [T] d A B C D E F Z nmax dmin hiệu Nmm mm mm mm mm mm mm mm chốt v/ph mm FBC4 831 191 125 60 5 90 114 4 3000 20 dmax mm 65 D0 mm 155 Thiết kế Ổ lăn Phần 5: 1 Thiết kế ổ trên trục 1 - Lực hướng tâm tác động lên ổ A 2 2 FrA = RA = RAX + RAY... = 371 N - Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A ∑F aA Vì = FSB + Fa 2 = 371 + 1189.4 = 1561N ∑F aA Lập tỉ số < FSA nên chọn lại ∑F aA V FrA = ∑F aA = 2362 N 2362 = 0.68 ≤ e nên X = 1; Y = 0 3473 Tải trọng tương đương trên ổ A QA = (1× 1× 3473 + 0 × 2362) × 1× 1 = 3473 N = 3.47 kN - Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B ∑F aB = FSA − Fa 2 = 2362 − 1189.4 = 1172.6 N Lập tỉ số ∑F aB V FrB = 1172.6 = 2.15 >... × 10 Kiểm tra ứng suất dập σd = 2T 2 × 136970 = = 60.75 Mpa < [σd] = 100 Mpa d13 l1.(h − t1 ) 38 × 40 × (8 − 5) Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (TCVN 2261 – 77) d11 = 32 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; t2 = 3.3 mm ; l = 63 mm Chiều dài làm việc của then 1 đầu tròn, 1 đầu bằng l1 = l − b / 2 = 63 − 10 / 2 = 58mm 2T 2 × 136970 Kiểm tra ứng suất cắt τ C = = = 14.76 Mpa < [τC] = 60 Mpa d11.l1.b... Hệ số an toàn s = τ max τ max sσ × sτ 2 sσ + sτ2 2 2 = 11.23 Mpa = 11.23 Mpa = 3.02 > [s] = (1.5 ~ 2.5) Tại các tiết diện còn lại Tiết diện M T Kσ σmax 2-1 0 0 2-2 446583 455195 1.75 26.2 2-3 142396 455195 1 15.92 2-4 0 455195 10 Kết cấu trục Kτ 1.5 1 - τmax s sσ sτ 22.46 3.83 4.89 3.02 25.44 11.04 11.11 11.04 - 4.2 Chọn nối trục Do các trục không đồng tâm nên chọn nối trục vòng đàn hồi Thông số của. .. Nmm = 683 Nm Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T]= 831 Nm, D0 = 155 mm (xem phần chọn nối trục) 2.T2 2 × 455195 = = 5873.5 N D0 155 Lực do nối trục tác động lên trục Fk = (0.2 − 0.3) × Ftk = 0.25 × 5873.5 = 1468 N – chiều Fk ngược chiều lực vòng trên bánh răng Lực vòng tại chốt Ftk = 4 Tính phản lực gối tựa Phương trình cân bằng mô men trong mặt phẳng đứng tại gối A sA M X = − Fr 2 71 + M a 2 − RBY 142... 4713.34 N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B 2 2 FrB = RB = RBX + RBY = 1988.252 + 305.76 2 = 2011.62 N - Lực dọc trục hướng vào ổ B Lập tỉ số 1189.4 Fa1 = = 0.59 > 0.3 FrB 2011.62 Vậy chọn ổ bi đỡ chặn Giả sử chọn 2 ổ loại 46X07 có α = 260, e = 0.68 Lắp kiểu chữ “O” Lực dọc trục phụ FSA = e.RA = 0.68 × 4713.34 = 3205 N FSB = e.RB = 0.68 × 2011.62 = 1367.9 N - Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A ∑F aA Vì = . 1 Ví dụ số liệu của đề: Động cơ Æ Bộ truyền đai thang Æ Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Æ Nối trục đàn hồi Æ Bộ phận công tác ( Xích tải ). Số liệu thiết kế: Lực vòng. chọn động cơ 3K160S4 , n dc = 1460v/ph 1.2 Phân phối tỉ số truyền : * Số vòng quay trục xích tải phv Zp v n c m /8.209 13110 510.610.6 44 = × × = × × = * Tỷ số truyền của toàn bộ hệ. 48.3 2 96.6 === ∑ d br u u u • Bảng số liệu dùng cho thiết kế các bộ truyền cơ khí: Trục Đ .cơ I II Công suất P(KW) 11.08 10.47 10 Tỉ số truyền 2 3.48 Số vòng quay n(v/ph) 1460 730 209.8