tkmh chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp 3 trục, bánh răng nghiêng

Thiết kế chi tiết máy Lời mở đầu Khoa học kỹ thuật càng phát triển thì máy móc đợc sử dụng ngày càng nhiều với trình độ cơ khí hoá và tự động hoá ngày càng cao . Song với bất kỳ một máy nào từ đơn giản đến hiện đại đều bao gồm nhiều chi tiết máy ghép lại với nhau . Các chi tiết máy có công dụng chung có mặt ở hầu hết các thiết bị và dây truyền công nghệ . Vì vậy thiết kế chi tiết máy có vai trò quan trọng trong thiết kế máy nói chung . Chi tiết máy thiết kế ra phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật : làm việc ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sủ dụng thấp . Với các máy phát biến đổi năng lợng thì chỉ tiêu hàng đầu của máy là hiệu suất trong khi các máy cắt kim loại thì năng suất và độ chính xác gia công là những chỉ tiêu quan trọng nhất , còn ở dụng cụ đo thì độ nhậy , độ chính xác và độ ổn định của các số đo lại là quan trọng hơn cả. Nói khác đi , chỉ tiêu kinh tếc kỹ thuật của chi tiết máy thiết kế ra phải phù hợp với chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của toàn máy. Đó trớc hết là năng suất , tuổi thọ cao , kinh tế trong chế tạo và sử dụng , thuận lợi và an toàn trong chăm sóc bảo dỡng , trọng lợng giảm . Ngoài ra tuỳ thuộc vào trờng hợp cụ thể mà nó còn có các yêu cầu khác nh : Khuôn khổ kính thớc nhỏ gọn ,làm việc êm , hình thức đẹp Với các yêu cầu trên thì việc thiết kế hộp giảm tốc cũng đòi hỏi phải đảm bảo một số yêu cầu kỹ thuật nhât định. Bởi vì , hộp giảm tốc cũng do một nhóm máy ghép lại với nhau . Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động ăn khớp trực tiếp , có tỉ số truyền không đổi , đợc dùng để giảm vận tốc và tăng mô mem xoắn . Ưu điểm của hộp giảm tốc là hiệu suất cao , có khả năng truyền đợc những công suất khác nhau,tuổi thọ lớn , làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giả .Hộp giảm tốc bánh răng đợc dùng để truyền chuyển động và mô men xoắn giữa các trục song song . Trình tự tính toán thiết kế Phần I: Chọn động cơ điện phân phối tỉ số truyền . bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang1 Thiết kế chi tiết máy I: Chọn động cơ điện . II: Phân phối tỉ số truyền Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết máy . I: Thiết kế bộ truyền : A- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh . B- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm. II: Tính toán thiết kế trục và then A- Tính đờng kính sơ bộ của các trục . B- Tính gần đúng trục. III. Thiết kế gối đỡ trục . IV. Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết khác . V. Bôi trơn hộp giảm tốc. Đề bài: ( phơng án 5 ) thiết kế trạm dẫn động băng tải Số liệu chủ yếu để tính toán thiết kế: - Lực kéo trên xích tải:460(KG). - Vận tốc xích tải:0.55(m/s) - Bớc xích tải:t=80(mm). - Số răng đĩa xích tải:10(răng). - Chiều cao tâm đĩa xích H=650 bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang2 Thiết kế chi tiết máy - Sai số vận tốc cho phép 4%. Chế độ làm việc:Mỗi ngày 2 ca ,mỗi ca 4 giờ.mỗi năm làm việc 290 ngày.Thời gian phục vụ 5 năm.Tải trọng tĩnh quay một chiều PHầN I: Tính toán hộp giảm tốc 1 - Chọn động cơ : Để chon động cơ điện cần tính công suất cần thiết Gọi công suất ra cần thiết trên đĩa xích tải là N : Thì: )( 100 * KW VP t N ct N == Trong đó: P là lực vòng trên xích tải [KG]. V là vận tốc của xích tải [m/s]. Do đó ta đợc: )(53.2 1000 460055.0 KW t N = ì = Công suất cần thiết của động cơ là )(KW N N r ct = Với 24 br ol k ìì= Trong đó : : Hiệu suất chung của bộ truyền: K =1 là hiệu suất củakhớp nối. ol =0.99 là hiệu suất của cặp ổ lăn br = 0.82 là hiệu suất của bánh răng. bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang3 Thiết kế chi tiết máy =1x0.99 4 x0.97 2 =0.9. Thay tất cả các giá trị vào công thức (1) ta đợc: Nct= 81.2 9.0 53.2 = (kW). Cần phải chọn động cơ có công suất lớn hơn hoặc bằng công suất cần thiết Nếu ta chọn động cơ có số vòng quay lớn thì tỉ số truyền động chung tăng dẫn đến việc tăng khuôn khổ kích thớc của máy và glá thành thiết bị(trừ động cơ điện cũng tăng theo nhngđộng cơ có số vòng quay lớn thì giá thành hạ hơnvà ngợc lại. Nếu ta chọn sốvòng quay nhỏ thì tỉ số truyền chung nhỏ do đó kích thớc khuôn khổ của máy nhỏ dẫn đến giá thành hạ . Vì vậy cần phải tính toán cụ thể để chọn động cơ điện có số vòng quay sao cho giá thành của hệ thống là nhỏ nhất ,dựa vào bảng 2P (trang 321-TKCTM1) ở đây ta chọn động cơ có ký hiệu A02- 41-6 có công suất định mức là N = 3 (kW) với số vòng quay định mức là n = 960 (v/ph) II. Phân phối tỷ số truyền . 1.Xác định tỉ số truyền chung I: Tỷ số truyền chung của bộ truyền là: i = n dc /n t . n t là số vòng quay của trục máy công tác n t = 25.41 8010 55.0100060100060 = ì ìì = ì ìì tz v i = 960/41.25=23.27. 2.Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền: I =I bn *i bt . Trong đó : I bn : tỷ số truyền của bánh răng nghiêng cấp nhanh i bt : tỷ số truyền bộ bánh răng trụ cấp chậm. Ta có : I=i bn *I bt =23.27. Để tạo điều kiệm bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phơng pháp ngâm dầu . Ta chọn I bn =(1-3)I bt . Lấy I bn =5.5. I bt =4.23. 3.Xác địng công suất,mômen, và số vòng quay trên các trục: Trên trục I : N 1 =N ct * ol =2.81*0.99=2.78(KW). N 1 =n dc =960(v/ph). M 1 =9.55*10 6 *2.78/960=2.76(KW). Trên trục II N 2 =N* ol * bn =2.78*0.97*0.99=2.67(KW). n 2 =n 1 /I bn =960/5.5=175.54(v/ph). bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang4 Thiết kế chi tiết máy M 2 =9.55*10 6 * 56 2 2 10*46.1 54.174 67.2 *10*55.9 == n N (N.m) Trên trục III N 3 =N 2 * 2 bn * ol =2.67*0.97 2 *0.99=2.48(KW). n 3 =n t =41.25(v/ph). M 3 =9.55*10 6 56 3 3 10*74.5 25.41 48.2 *10*55.9 == n N (N.mm). Từ kết quả tính toán ta đ ợc bảng thống kê số liệu: Trục Thông số Trục động cơ I II III I i Kn =1 i bn =5.5 i bt =4.23 n (v/ph) 960 960 174.54 41.25 N (kW) 3 2.78 2.67 2.48 Phần II: Tính toán thiết kế các chi tiết máy bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang5 Thiết kế chi tiết máy I .THIếT Kế CáC Bộ TRUYềN: A. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 1) Chọn vật liệu chế tạo bánh răng. - Bánh nhỏ: Thép 45 thờng ho. kb = 600 (N/mm 2 ). ch = 300 (N/mm 2 ). HB = 200. Phôi rèn giả thiết đờng kính < 100 (mm) - Bánh lớn: Thép 35 thờng hoá kb = 500 (N/mm 2 ) ch = 260 (N/mm 2 ) HB = 170 Phôi rèn giả thiết đờng kính < 100-300 (mm) 2). Định ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc tinh theo công thức sau N td = Tini M Mi u . max 60 2 Trong đó: u: Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đợc 1 vòng M i , n i ,T i : Mô men xuắn, Số vòng quay trong một phút, Tổng thời gian làm việc ở chế độ i Mmax : Mô men lớn nhất tác dung lên bánh răng (không tính mô men quá tải trong thời gian ngắn) Số chu kỳ làm việc của bánh lớn : N 2 =5*290*8*60*174.54 [1 2 *0.375+0.5 2 *0,625=50.78*10 6 >No - Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: N 1 = i. N 2 = 5.5*50.78*10 6 =279.29*10 6 . Vậy đơng nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở N 0 =10 7 . Do N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi tiếp xúc nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K N = 1 ứng suất tiếp xúc của bánh răng tính theo công thức sau: []tx =[] Notx *K N (CT 4/38) [] Notx : ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài [N/mm 2 ] -ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: [] tx1 = 2.6*200 = 520(N/mm 2 ) -ứng suất tiếp xúc của bánh lớn: [] tx2 = 2.6*170 = 442 (N/mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng thông số [] tx2 = 442 (N/mm 2 ) 3)Định ứng suất uốn cho phép : N td2 = Tini M Mi u m . max 60 ở đây m là bậc của đờng cong mỏi với thép thờng hoá ta lấy m = 6 Bánh lớn : bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang6 Thiết kế chi tiết máy N td =5*290*60*174.54*8[1 6 *0.375+0.5 6 *0.625]=47.5 *10 6 > No Bánh nhỏ : N td1 =i* N td2 =5.5*47.5*10 6 =260*10 6 > No Do N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi uấn nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K N = 1 Để xác định ứng suất uấn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1.5 và hệ số tập chung ứng suất ở chân răng K = 1.8 .(Vì là phôi rèn và thép thờng hoá ) Giới hạn mỏi của thép 45 là: -1 = 0.43*600 = 258 (N/mm 2 ) Giới hạn mỏi của thép 35 là: -1 = 0.43*500=215 (N/mm 2 ) Ưng suất uấn của bánh răng tính theo công thức sau: Kn K Kn K NN u * **)6.14.1( * * ][ "" 1 '' 0 ữ == ( Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động) Đối với bánh nhỏ: )/(143 8.1*5.1 258*5.1 ][ 2 1 mmN u == đối với bánh lớn: )/(4.119 8.1*5.1 215*5.1 ][ 2 2 mmN u == 4). Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1.3 5). Chọn hệ số chiều rộng bánh răng : A = 0. 4 6). Tính khoảng cách trục A. 3 2 2 6 * * ][* 10*05.1 )1( n Nk i iA tx + )(127 3 54.17425.14.0 27.23.1 2 ) 5.5442 6 1005.1 ()15.5( mmA = ìì ì ì ì ì + Chọn khoảng cách trục : A= 127 (mm) 7). Tính vân tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. V = )1(*1000*60 2 1 + n i nA = )/(96.1 )15.5(*1000*60 960*127*14.3*2 sm= + Với vận tốc vòng trên có thể chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng : 9 8). Xác định chính xác hệ số tải trọng K : Ta có : K= Ktt*Kđ Do tải trọng thay đổi có thể tính Ktt gần đúng theo công thức sau : Ktt = (Kttb +1)/2 Chiều rộng bánh răng : b = A *A= 0.4*127 = 50.8 (mm) Đờng kính vòng lăn bánh răng nhỏ: d 1 =2A/(i+1)=2*127/(5.5+1)=39 (mm). Do đó: d = b/d 1 = 55/39 =1.41. bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang7 Thiết kế chi tiết máy Tra bảng ta đợc: Với d = 1.41 thì K ttb = 1.2 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: K tt = (1.2+1)/2 = 1.1 Hệ số tải trọng động: K d = 1.2 Hệ số tải trọng: K = K d .K tt = 1.1*1.2=1.32 . Hệ số tải trọng chênh lệch không nhiều so với dự đoán , do đó không phải tính lại khoảng cách trục A : Lấy chính xác A = 127 (mm) 9). Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng: Mô đun pháp: m n = (0.01ữ0.02)A = (1.27ữ2.54) (mm) Lấy m = 1.8 Chọn sơ bộ góc nghiêng =10 0 suy ra cos=0.985. Tổng số răng của hai bánh là: Z t =Z 1 +Z 2 =2*A*cos/m n =2*127*0.985/1.8=139. Số răng bánh nhỏ : Z 1 =2A/ (i+1) = 2*127/5.5+1) = 21.38 (răng) Lấy số răng bánh nhỏ bằng 21 răng. Số răng bánh lớn : Z 2 = i.Z 1 = 5.5*21 = 115 (răng) Tính chính xác góc nghiêng theo công thức: cos 985.0 127*2 8.1*139 *2 * === A n m t z =arcos0.985=10 0 . Vậy chiều rộng bánh răng: b= 55 >2.5*m n / sin=19.23 (mm). 10). Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng. Tính số răng tơmg đơng: Z td1 =Z/cos 3 =21/0.985 3 =22 răng. Z td2 =A/ cos 3 =127/0.985 3 =120 răng. Hệ số dạng răng: +Bánh nhỏ: y 1 = 0.392 +Bánh lớn: y 2 = 0.517 Kiểm tra ứng suất uốn (CT 3-34) đối với bánh răng nhỏ : u1 = 1 ][14386.31 5.1*960*21* 2 8.1*392.0 67.2*32.1* 6 10*1.19 '' 1 1 . 2 . 1 1 6 10*1.19 u bnZ n my Nk =<== u2 = u1 *y 1 /y 2 = 24.16 <119 =[ u2 ] 11). Kiểm nghiệm sức bền của răng trong tr ờng khi chịu quả tải đội ngột trong thời gian ngắn. ứng suất tiếp xúc cho phép cho theo công thức (CT 3-43). +Bánh nhỏ: [ ] txqt1 = 2.5*[] NOTX =2.5*520 = 1300 (N/mm 2 ) +Bánh lớn: bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang8 Thiết kế chi tiết máy {} txqt2 = 2.5*442 = 1105 (N/mm 2 ) ứng suất uấn cho phép khi quá tải (CT3-46). +Bánh nhỏ: [ ] uqt1 = 0.8*[] ch1 = 0.8*300 = 240 (N/mm 2 ) +Bánh nhỏ: [ ] uqt2 = 0.8*260 = 208 (N/mm 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp theo công thức: )mm/N(22.571 8.1*54.174*55 67.2*32.1* 3 )15.5( 5.5*127 6 10*05.1 txqt ][ '' 2 n*b qt K*N*K* 3 )1i( i*A 6 10*05.1 txqt ][ 2 = + = + = Ưng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất tiếp xúc cho phép quá tải của bánh 1 và bánh 2 nên đảm bảo điều kiện bền về tiếp xúc . Kiểm nghiệm ứng suất uấn sinh ra khi quá tải là: uqt = Kqt* u <[] uqt uqt1 = Kqt* u1 = 1.8*31.86 = 57.34 < 240 = [] uqt1 uqt2 = Kqt* u1 =1.8*24.16 = 43.48 < 208= [] uqt2 12). Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Mô đun pháp tuyến: m n = 1.8 (mm) Số răng: Z 1 =21 ; Z 2 = 115 Góc ăn khớp n = 20 0 Đờng kính vòng chia: d 1 = m s *Z1 = m n *Z 1 /soc = 1.8*21/0.985=43 (mm) d 2 = m s *Z2 = m n *Z 2 / soc =234 (mm) Khoảng cách trục: A = 127 (mm) Chiều rộng bánh răng: b = 55 (mm) Đờng kính vòng đỉnh: D e1 = d 1 + 2m n = 43+2*1.8 = 47 (mm) D e2 = d 2 +2m n = 234 +2*1.8= 238(mm) 13). Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: )(39.1235 43*960 67.2*10*55.9*2 * *10*55.9*2 2 6 11 6 N dnd M P x ==== Lực hớng tâm: P r = Pn tg20 0 /soc= 400 (N) P a =P*tg10 0 =196 (N) B. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 1). Chọn vật liệu chế tạo Bánh nhỏ là thép thờng hoá có: b =580 (N/mm), ch =290(N/mm),HB=190. bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang9 Thiết kế chi tiết máy (phôi rèn, giả thiết đờng kính phôi = 100-300 mm) Bánh lớn là thép 35 thờng hoácó: b =450(N/mm), ch =240(N/mm),HB=160. 2) Định ứng tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. -Số chu kỳ làm việc của bánh lớn: Số chu kỳ làm việc của bánh răng đợc tính theo công thức sau: N td = Tini M Mi u . max 60 2 Trong đó: u: Số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay đợc 1 vòng M i , n i ,T i : Mô men xuắn, Số vòng quay trong một phút, Tổng thời gian làm việc ở chế độ i Mmax : Mô men lớn nhất tác dung lên bánh răng (không tính mô men quá tải trong thời gian ngắn) Số chu kỳ làm việc của bánh lớn : N 2 =5*290*8*60*41.25 =28.71*10 6 >No - Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: vậy đơng nhiên là số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở N 0 =10 7 . N 1 = i. N 2 = 4.23*28.71*10 6 =121.4*10 6 . Do N 1 và N 2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đờng cong mỏi tiếp xúc nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy K N = 1 ứng suất tiếp xúc của bánh răng tính theo công thức sau: []tx =[] Notx *K N (CT 4/38) [] Notx : ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài [N/mm 2 ] - ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: [] tx1 = 2.6*190= 494(N/mm 2 ) - ứng suất tiếp xúc của bánh lớn: [] tx2 = 2.6*160 = 416 (N/mm 2 ) Để tính sức bền ta dùng thông số [] tx2 = 416(N/mm 2 ) - ứng suất uốn cho phép: Để xác định ứng suất uấn cho phép lấy hệ số an toàn n = 1.5 và hệ số tập chung ứng suất ở chân răng K = 1.8 .(Vì là phôi rèn và thép thờng hoá ) Giới hạn mỏi của thép 45 là: -1 = 0.43*580= 249.4 (N/mm 2 ) Giới hạn mỏi của thép 35 là: -1 = 0.43*480=206.4(N/mm 2 ) Ưng suất uấn của bánh răng tính theo công thức sau: Kn K Kn K NN u * **)6.14.1( * * ][ "" 1 '' 0 ữ == ( Do ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động) Đối với bánh nhỏ: ) 2 /(5.138 8.1*5.1 4.249*5.1 1 ][ mmN u == đối với bánh lớn: ) 2 /(6.114 8.1*5.1 4.206*5.1 2 ][ mmN u == bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang10 [...]... 5599 12 + 19 731 9 2 = 20 5109(N.mm) Ơ tiết diện 3- 3: Muy=Rdy*c = 5*58 = 29 0 (N.mm) Mux = Rdx*c = 21 39 *58 = 124 0 62( N.mm) Mu3= 29 0 2 + 124 0 62 2 = 124 0 62. 3( N.mm) Chọn vật liệu làm trục là thép 45 suy ra [] =65 (N.mm) Mtd2= 20 5109 2 + 0.75 * 19 731 9 2 = 27 4 7 23 (N.mm) d 22 3 27 4 7 23 35 ( mm) 0.1 * 65 Chọn d 22 = 38 (mm): Mtd3= 124 0 62. 32 + 0.75 * 124 06 32 = 1 637 62( N.mm) d 33 1 637 62 30 (mm) 0.1 * 65 Chọn d 33= 34 (mm)... Mcy = Pr 3 * a Pr 2 (a + b) Pa 2 22 Rdy (a + b + c) = 0 d 23 4 Pr 3 * a Pr 2 (a + b) Pa 2 2 11 72 * 73 400 * 154 196 * 2 = 2 = 52( N ) R dy = a+b+c 21 2 mCy = 0: R DY = Pr1 1 23 Pr 2 38 Pa1 = 2. 1 23 1 638 . 1 23 24 6 .38 4500 2. 1 23 63 2 = 20 5( N ) Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng y ta có: Rcy+Rdy+Pr2-Pr3= 0 bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang17 Thiết kế chi tiết máy Rcy = Pr3 Pr2-Rdy= 767(N) Xét... răng bánh nhỏ : Z1 =2A/ m(i+1) = 2* 214/(4 . 23 +1) = 26 .81 Lấy số răng bánh nhỏ bằng 27 răng Số răng bánh lớn : Z2 = i.Z1 = 4 . 23 *27 = 114 (răng) Chi u rộng bánh răng b = 86(mm) 9) Kiểm nghiệm sức bền uấn của răng bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang11 Thiết kế chi tiết máy Hệ số dạng răng: +Bánh nhỏ: y1 = 0. 429 +Bánh lớn : y2 = 0.517 Kiểm tra ứng suất uốn (CT 3- 35) đối với bánh răng nhỏ : 19.1 * 10 6.k.N2... 3* 114 = 3 42 (mm) Khoảng cách trục: A = 21 4(mm) bùi ngọc cờng cghxdgt-k38 Trang 12 Thiết kế chi tiết máy Chi u rộng bánh răng: b = 86(mm) Đờng kính vòng đỉnh: De1 = d1+ 2m = 81 + 2* 3 = 77 (mm) De2 = d2 +2m = 3 42 +2* 3= 34 8(mm) Đờng kính vòng chân răng: Di1= d1- 2. 5 x m = 81- 2. 5 *3= 73. 5(mm) Di2= d2- 2. 5 x m = 33 4.5(mm) 12) Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: 2 M x 2 * 9.55 * 10 6 * 2 * 9.55 * 10 6 * 2. 67... = P3 * a + P2 (a + b) Rdx (a + b + c) = 0 P * a + P2 ( a + b ) 36 07 * 73 + 1 23 5 * 154 = = 21 39 (N ) Rdx= 3 a+b+c 21 2 Xét phơng trình cân bằng lực theo phơng x ta có: Rcx+Rdx-P2-P3 = 0 Rcx=P2+P3-Rdx = 1 23 5 + 36 07 - 21 39 = 27 03( N) Tính momen uốn tổng cộng ở những tiết diện nguy hiểm nhất là: Mu = Muy 2 + Mux 2 Ơ tiết diện 2- 2 ta có: Muy= Rcy*a = 767 * 73 = 55991(N.mm) Mux = Rcx*a = 27 03 * 73 = 19 731 9(N.mm).. .Thiết kế chi tiết máy 3) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1 .3 4) Chọn hệ số chi u rộng bánh răng : A = 0 4 5) Tính khoảng cách trục A 2 1.05 * 10 6 k * N A (i + 1 )3 i * [ ] tx * n3 6 A (4 . 23 + 1 )3 ( 1.05ì10 ) 2 ì 1 .3 2. 43 = 21 4(mm) 416ì4 . 23 0.4ì41 .25 Chọn khoảng cách trục : A= 21 4 (mm) 6) Tính vân tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng 2. A.n2 2 * 3. 14 * 21 4 * 174.54... 10 6 * 1 .26 5 * 2. 67 = = 41 . 23 < 138 .5 = [] u1 = u1 2 Z n b 0. 429 * 32 * 27 * 174.54 y m 1 1 2 Đối với bánh lớn: u2 =u1*y1/y2= 34 .21 . 0)( 2 )(* 2 2 23 cbaR d PbaPaPM dyarrcy )( 52 2 12 2 23 4 *196154*400 73* 11 72 2 )(* 2 2 23 N cba d PbaPaP R arr dy = = ++ + = m Cy = 0: ) (20 5 1 23 .2 2 63 450 038 .24 6 1 23 .1 638 1 23 .2 38 . 1 23 . 121 N PPP R arr DY = = = Xét. (N.mm). M td2 = ). (27 4 7 23 19 731 9*75. 020 5109 22 mmN=+ d 22 ) (35 65*1.0 27 4 7 23 3 mm Chọn d 22 = 38 (mm): M td3 = 22 124 0 63* 75. 03. 124 0 62 + = 1 637 62( N.mm) d 33 ) (30 65*1.0 1 637 62 mm Chọn d 33 =34 (mm). Đờng. 27 03 * 73 = 19 731 9(N.mm) M u = ). (20 510919 731 955991 22 mmN=+ Ơ tiết diện 3- 3: M uy =R dy *c = 5*58 = 29 0 (N.mm) M ux = R dx *c = 21 39 *58 = 124 0 62( N.mm) M u3 = ). (3. 124 0 621 240 622 90 22 mmN=+ Chọn