Đồ án Chi Tiết Máy HaUI Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng

Môn Học: Đồ án Chi Tiết MáyĐề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳngChương 1: Chọn động cơ, phân phối tỷ số truyền và mômen xoắn trên các trục động cơ 1.1, Chọn động cơ 1.1.1, Xác định công xuất động cơ Trong đó:Pct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) Pt: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw) Với :Lực kéo băng tải F=13000 N Vận tốc băng tải V=0,45 msPt = 14000.0,46. = 5,85 kw Hiệu suất truyền động:η¬ =η¬đ..ηb¬r. . ηk .ηot Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:Hiệu suất bộ truyền xích ηx = 0,92Hiệu suất 1 cặp bánh răng ηbr =0,97¬Hiệu suất 1 cặp ổ lăn được che kín ηol =0,99Hiệu suất khớp nối ηk =0,99η = 0,993.0,97.0,92.0,99 = 0,857 = 6,83 ( kw)1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơTỷ số truyền của hệ thống dẫn động Ut = Uh.UnTrong đó:Uh: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoàiTheo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:Uh= Ubr= 4Un= Ux=4Ut= 4.4 = 16Số vòng quay trục máy công tác: Nct= Với vận tốc băng tải v =0,45 msĐường kính tang D= 105 mmNct = = 81,85 (vgph)Số vòng quay sơ bộ của động cơ :.nsb=nct..ut = 81,85.16 = 1310(vgph)1.1.3 Chọn động cơĐộng cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK.Căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ,ta chọn động cơ phải thỏa mãn 3 điều kiện :Pđc>Pct.; nđc nsb; Momen mở máy của động cơ = 1,03Theo kết quả tính toán ở trên :•Công suất cần thiết Pct = 6,83 kw•Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ :nsb = 1310 (vgph)•Tải trọng phải thỏa mãn: Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:Tên động cơCông suất động cơ (kw)nđb (vgph)Hệ số cos 4A132S4Y37,514550,8621.2.Phân phối tỷ số truyềnTỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

Trường  - 1 -  Lớp : Môn Học: Đồ án Chi Tiết Máy Đề tài : Thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh trụ răng thẳng  !"#$ % %%&#'( η   = Trong đó: -   là công suất cần thiết trên trục động cơ  -   công suất tính toán trên trục máy công tác  3 10 − =  Với :Lực kéo băng tải =13000  Vận tốc băng tải =0,45 !"# −   = 14000.0,46. 3 10 − = 5,85  Hiệu suất truyền động: - $  %$ &'' $ ()' 2 *+ η ' $  '$ * - Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có: Hiệu suất bộ truyền xích $ ,% /0 Hiệu suất 1 cặp bánh răng $ ()% /1 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn được che kín $ *+% // Hiệu suất khớp nối $ = // − $ = 0,99 3 .0,97.0,92.0,99 = 0,857 857,0 85,5 = = 6,83 ( kw) %%)&#'*+,-  - Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động 2  = 2  '2  Trong đó: - 2  : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc - 2: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ: 1 SV:3)456 - 1 - GVHD:57 859 Trường  - 2 -  2  = 2 () = 4 2= 2 , =4  U t = 4.4 = 16 - Số vòng quay trục máy công tác:  % :  . .60000 π Với vận tốc băng tải =0,45 !"# Đường kính tang := 105 !!    = 105.14,3 45,0.60000 = 81,85 " - Số vòng quay sơ bộ của động cơ : '  #(%   ' ' 5 % 81,85.16 = 1310" %%/ - Động cơ loại 4A có khối lượng nhẹ hơn loại K và DK. - Căn cứ vào giá trị công suất đẳng trị và số vòng quay đồng bộ của động cơ,ta chọn động cơ phải thỏa mãn 3 điều kiện : - P đc >P ct. ; n đc ≈ n sb ; ; !!     < - Momen mở máy của động cơ 60,1 65,1 .65,1 21 1 = + =    !! = 1,03 - Theo kết quả tính toán ở trên : • Công suất cần thiết   = 6,83  • Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ : #( = 1310 " • Tải trọng phải thỏa mãn: ; !!     max < Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ: Tên động cơ Công suất động cơ (kw) n đb (vg/ph) Hệ số cosϕ ;   max 4A132S4Y3 7,5 1455 0,86 2 %)%0 2 SV:3)456 - 2 - GVHD:57 859 Trường  - 3 -  - Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động : 2< = 2'2=   ; = 85,81 1455 = 17,77 - Phân phối tỷ số truyền: - Với hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp thì: • U ng = 2)75,07,0( ÷ ∑ Tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2  = 2 () = 4  Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài 2 g = 2 , = U ∑ / U ng = 4 77,17 = 4,4 %/%&#'(,- !"#$ 123 - Xác định công suất, momen xoắn và số vòng quay trên các trục Trục BR lớn : P II = P ct /n ol .n x = 7,49 ( kW ) n II = n 1 /u br = 363,75 (V/ph) T II = 9,55.10 6 = 196644,6 ( N.mm ) Trục BR nhỏ: P I = = 7,79 ( kW ) n I = n dc = 1455 ( V/ph ) T I = 9,55.10 6 . = =   = 51130,2 ( N.mm ) Trục động cơ : Theo sơ đồ hệ thống dẫn động ta có: P đc = P 1 /n ol .n kn =7,79/0,99.0,99=7,95 ( kW ) n đc = 1455 ( V/ph ) T đc = 9,55.10 6 P dc/ n dc = 52180,4 ( N.mm ) Trục công tác: P ct =6,83 ( kW ) n ct = n 2 /u x =363,75/4,4=82,67 ( V/ph ) T ct =788998,4 ( N.mm ) 3 SV:3)456 - 3 - GVHD:57 859 Trường  - 4 -  Dựa vào kết quả tính toán tở trên ta có bảng. 4567891 Thông số trục Động cơ 1 2 Công suất P(kw) 7,95 7,79 7,49 Tỷ số truyền U 4,4 4 Số vòng quay n (vg/ph) 1455 1455 363,75 Mômen xoắn T (N.mm) 52180,4 51130,2 196644,6 )%:878* ;4< - >?)@.A*()5B,AC#D+5#E5 F#D)5BGE()5B,A5 , %H.H IDJK5E II %363,75 " #56+! II %1.H/L IDE+!0E M)4+!E&NO P'  Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta dùng xích con lăn. Chọn xích con lăn vì xích con lăn có độ bền cao hơn xích ống. 0'  - Theo bảng 5.4 với u x = 4,4 , chọn số răng đĩa nhỏ Z 1 =29-2. u x =29-2.4,4=20,2>Z min=19 - do đó số răng đĩa lớn : Z 2 = u x . Z 1 = 4,4.23 = 101,2 < Z max = 120. => Z 2 =101 - Tính bước xích: Công suất tính toán của bộ truyền xích: P  = P.k.k Q .k  Trong đó: +k Q : hệ số răng, k Q = = =1,087 +k  :hệ số vòng quay, k  = = = 1,105 +k =k 0 .k E .k ; .k ( .k ; .k  ở đây: .k 0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của của vị trí bộ truyền(làm với phương nằm ngang 1 góc 50) 4 SV:3)456 - 4 - GVHD:57 859 Trường  - 5 -  .k E : hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích, lấy k E =1(chọn a=38p) .k ; :hệ số kể đến ảnh hưởng của viêc điều chỉnh lực căng xích lấy k ; =1 ( Điều chỉnh được bằng con lăn căng xích ) .k ; :hệ số kể đến tính chất của tải trọng, lấy k ; =1,2(tải trọng va đập nhẹ) .kbt :hệ số kể đến ảnh hưởng bôi trơn, kbt= 1,3 (chọn cách bôi trơn nhỏ giọt trong môi trường có bụi), .k  =1,25 (máy làm việc 2 ca) Trị số của các hệ số trên được tra theo bảng 5.6 ⇒ k =1.1.1.1,3.1,2.1,25 = 1.95 Công suất tính toán: P  =P.k.k Q .k  =7,49.1,95.1,105.1,087 = 17,54 (kW) Theo bảng 5.5 với n 01 =1600 (V/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 19,05 (mm), Đường kính chốt dc= 5,96 (mm), chiều dài ống B= 17,75 (mm), thỏa mãn điều kiện bền mỏi P t < [P] = 43,8 (kW) đồng thời theo bảng 5.8, p < p max Khoảng cách trục a = 40p = 40.19,05 =762 (mm) - Số mắt xích x = E  RR RR  E 4 .)( 2 2 2 2 21 21 π −+ + + =+ + = 145,8 Chọn số mắt xích là số chẵn x=146 - Khoảng cách trục a đựơc xác định lại theo công thức(5.13) E= ( ) [ ]                 − −+−++− 2 12 2 2121 2).(5,05,025,0 π RR RRSRRS  ( ) [ ]                 − −+−++− 2 2 23101 2)10123.(5,0146101235,0146.05,19.25,0 π a=763,472mm Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a đi một lượng ∆a = 0,003.a = 0,003.763,472 = 2,290(mm) Vậy khoảng cách trục a: a = a - Số lần va đập của xích 5 SV:3)456 - 5 - GVHD:57 859 Trường  - 6 -  i = = = 15,19 <[i] =35 (Trị số của [i] đươc tra theo bảng 5.9) T' !"#$#  Hệ số an toàn của bộ truyền xích được xách định theo công thức (5.15) s = ;  U ++ 0 . ≥ [s] Trong đó: .Q: Tải trọng phá hỏng, tra bảng 5.2 ta được Q=31800 (N) .k ; : Hệ số tải trọng động , k ; =1,2 (tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh nghĩa) .F  : lực vòng cần truyền của xích F t = ; ( với v = = m/s F t = = 799,28( N); .F  : Lực căng dây xích do lực ly tâm gây ra F  =q.v 2 (khối lượng trên một mét xích,tra bảng 5.2) ⇒ F  =1,9.10,56 2 =211,8(N) .F 0 : Lực căng do trọng lượng của nhánh xích bị động gây ra F 0 = 9,81.k V .q.a Với .k V :Hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích lấy k V =6 ( bộ truyền nghiêng một góc<40 0 ) ⇒ F 0 = 9,81.6.1,9.761,2= 85,13 (N) Vậy hệ số an toàn s = = 25,3 Tra bảng 5.10 ta được [s]=16,3 (s>[s]),vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền H' % - Các đường kính vòng chia : d 1 = ) 180 sin( 1 R  = = 139,9 mm d 2 = ) 180 sin( 2 R  = =612,5 mm - Các đường kính vòng đỉnh . 6 SV:3)456 - 6 - GVHD:57 859 Trường  - 7 -  d 1 E = p[0,5+cotg( 180 /z 1 )]=19,05[0,5+cotg(180/23)]=144,208(mm) d 2 E = p[0,5+cotg( 180 π /z 2 )]=19,05[0,5+cotg(180/101)]=621,759(mm) - Các đường kính vòng đáy. d 1 V =d 1 -2.r = 139,9 – 2.6,03 = 127,93(mm) d 2 V =d 2 -2.r = 612,5 – 2.6,03 =600,44(mm) với r = 0,5025d 1 +0,05 = 0,5025.22,23+0,05 = 11,22 (mm) ( d l tra bảng 5.2 ) W' !"#$#&'(% - Theo công thức (5.18[1]) ta có: σ  =0,47. )./() ( ;;;) XYZ + ≤ [σ  ] Với [σ H ] : Ứng xuất tiếp xúc cho phép .k ) :hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z lấy k ) =0,48(với z=23) .K ; :hệ số tải trọng động, K ; =1,3(theo bảng5.6[1]) .k ; :hệ số phân bố tải trọng không đều cho các dãy k ; =1,2 với xích một dãy .E: môdun đàn hồi(MPa),lấy E=2,1.10 5 với những vật liệu băng thép .F  :lực vòng cần truyền, F  = 2887 (N) .A:diện tích hình chiếu măt tựa bản lề, theo bảng 5.12 ta có A =106(mm 2 ) .F ; :lực va đập trên m dãy xích(N) được xách định theo công thức (5.19) F ; =13.10 7 − n 1 p 3 m với m = 1 → F ; =13.10 7 − .1447.19,05 3 .1= 13,00 (N) => σ H1 = < 500 (MPa) Như vậy theo bảng 5.11 dùng thép 45 tôi ram đạt độ rắn HB=170 sẽ đạt được ứng suất cho tiếp xúc phép [σ  ]=500(MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. -Với đĩa 2 do Ta chọn vật liệu và chế độ nhiệt luyện của đĩa bị dẫn giống như là đĩa dẫn. 7 SV:3)456 - 7 - GVHD:57 859 Trường  - 8 -  [' )*+,-, Theo công thức 5.20 ta có: F ) =k , .F  =1,15.2887=3320,05(N) Với k , =1,15 vì bộ truyền đặt nghiêng một góc < 25 0 . Bảng các thông số Công suất cho phép ( kW) [P]=8,2 Bước xích p P =19,05 mm Số dãy xích m m = 1 Số mắt xích x x = 146 Khoảng cách trục a a= 761,2mm /%:878*#= /%>91 Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với: − 4#=? Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285 Chọn độ cứng \ P = 245 Giới hạn bền 850 1 = ( σ (MPa) Giới hạn chảy 580 1 =  σ (MPa) − 4#=9@ Thép 45 thường hóa có độ rắn HB192 …240 Chọn độ cứng HB 2 = 230 Giới hạn bền 750 2 = ( σ (MPa) Giới hạn chảy 450 2 =  σ (MPa) /%)A'B( C − D(8E C : [ ]  ]  I Z  . 0 lim σσ = + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : 70.2 0 lim += \  σ Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:I P %1,1 . I P %P.1W 8 SV:3)456 - 8 - GVHD:57 859 Trường  - 9 -  ⇒  57070250.2 0 1lim =+=  σ (MPa) ⇒  53070230.2 0 2lim =+=  σ (MPa) + Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: Z ] =  ! Y ^   .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúc  ! = 6 o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 4,2 .30 \ ^ = ⇒  74,2 1 10.71,1250.30 == ^  ⇒  10.40,1230.30 4,2 2 == ^  o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương   Y     60 3 max ∑         = Với   ,,, lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. ∑ ∑∑         =   Y      5   60 3 max1 1 2 ⇒ 633 2 10.23,511000. 8 5.4 .66,0 8 6,2 .5,1. 4 117 .1.60 =       += Y  Vì ⇒> 22 ^Y  22 ^Y  = .Tương tự thì do đó ⇒> 11 ^Y  11 ^Y  = Nên suy ra Z ] = 1 Như vậy sơ bộ xác định được : [ ] E  82,481 1,1 1 .530 1 == σ [ ] E  91,390 1,1 1 .430 2 == σ [ ] [ ] [ ] [ ] min 21 25,1365,436 2 91,39082,481 2    E σ σσ σ <= + = + = ( bánh răng trụ ) => thỏa mãn điều kiện. 9 SV:3)456 - 9 - GVHD:57 859 Trường  - 10 -  − D( C: [ ]  ]  I ZZ  . . 0 lim σσ = Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có: ; I  = 1,75 + Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : \  .8,1 0 lim = σ [ ] E414230.8,1 1 0 Flim ==⇒ σ [ ] E324180.8,1 2 0 Flim ==⇒ σ + Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải:Z  %P(vì tải đặt một phía) + Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: Z ] =  ! Y ^   .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốn  ! = 6 o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 6 10.4= ^  o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:  !  Y      60 max ∑         = Với   ,,, lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, mômen xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. 766 6 max1 1 2 10.2,711000. 8 5,4 .66,0 8 6,2 .5,1 4 117 .1.60 60 =       +=         =⇒ ∑   Y    5   Vì 6 2 7 2 10.410.2,7 =>= ^Y  do đó Z ]0 %P.Tương tự thì Z ]P %P Như vậy sơ bộ xác định được : [ ] E  57,236 75,1 1.1 .414 1 == σ [ ] E  14,185 75,1 1.1 .324 2 == σ − D(,#5C: [ ] [ ] [ ] E E E    272340.8,08,0max 360450.8,08,0max 952340.8,28,2max 22 11 2 === === === σσ σσ σσ 10 SV:3)456 - 10 - GVHD:57 859 [...]... Theo trục y ta có: ΣmA = 0  Fy12.l12 – FBy.l 11 + Fa1.dm1/2 + Fa1.l13 = 0  FBy = (Fr1.l 11 + Fy12.l12 + Fa1.dm1/2)/l 11 = 6 719 N ΣmB = 0  Fy12 (l 11 + l12) + FAy.l 11 + Fa1.dm1/2 + Fr1(l13-l 11) = 0  [Fr1(l13-l 11) - Fy12.(l 11+ l12) – Fa1.dm1/2]/l 11 = -4299N Theo trục x ta có: ΣmA = FBx.l 11 – Ft1.l13=0 =>FBx= Ft1.l13/l 11 = 11 1 51. 270 /19 0 =15 846N ΣmB= FAx.l 11 +Ft1.(l13-l 11) =0 =>FAx = -Ft1(l13-l 11) /l 11 =... l12 = ( 1, 2 1, 5 ).d1 =60 75 mm Chọn lmx =75 mm 21 SV: Đỗ Trọng Tuấn - 21 - GVHD: Nguyễn Văn Tuân Trường ĐH Công Nghiệp Hà Nội - - - - 22 - Đồ Án Chi Tiết Máy Chi u dài mayơ khớp nối, nối trục đàn hồi lmk = ( 1, 4 2,5 ).d2 = 11 9 212 ,5 mm Chọn lmk = 18 5 mm Chi u dài may ơ bánh răng côn trên trục I lm13 = ( 1, 2 1, 4 ).d1 = 60 70 mm Chọn lm13 = 70 mm Chi u dài may ơ bánh răng côn trên trục II lm23 = ( 1, 2... trên trục II l 21 = 2l23 = 2 21 mm 4 Xác định lực tác dụng lên trục - Lực từ bánh răng tác dụng lên trục, các quy ước về chi u và các dấu tương ứng của lực đối với trục I - r13 = 65mm, vị trí đặt lực của bánh răng dương - Bánh răng trên trục I là bánh răng chủ động => cb13 = 1 - Hướng răng phải trên trục I => hr13 = 1 - Trục quay cùng chi u kim đồng hồ (nhìn từ mút bên phải): cq1 = -1 - Khi đó : FX13... - 36 - Đồ Án Chi Tiết Máy c Xác định X và Y với iFa /C0 =1, 3980 /10 1000 = 0,04 Theo bảng 11 .4 và nội suy ta có e=0,24 vì Fa/Fr1 =0,22 < e = 0,24 nên theo bảng 11 .4 có X = 1 và Y = 0 d.Tính tải trọng quy ước Q = ( X V.Fr + Y Fa ).K t K d = (1. 1 .17 867 + 0,3980) 1. 1= 17 867 e Khả năng tải động tính toán L= 60 .10 6.n.Lh=60 .10 6 .17 ,1. 110 00= 11 ,286 triệu vòng Do đó ta có Cd = Q m L = 17 867 .11 .28 61/ 3 = 40,08... số k1 = 15 k2 = 15 k3 = 15 hn = 20 Khoảng cách giữa 2 gối đỡ trên trục I l 11 = ( 2,5 3 ).d1 = 212 ,5 255 mm Chọn l 11 = 230 mm Khoảng cách công xôn trên trục I lc12 = 0,5 (lm12 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5 ( 75 + 27) + 15 + 20 = 86 mm - Khoảng cách từ bánh đai tới gỗi đỡ trên trục I l12 = - lc12 = -86 mm - Khoảng cách từ bánh răng tới gối đỡ trên trục I l13 = l 11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5 ( b 01 b13.cos s1) = 200... mm Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn β = 12 0 z1 = 2.a w cos12 2 .15 7,20.0,978 = = 20,49 [ m.( u + 1) ] 3.( 4 + 1) + Xác định số bánh răng nhỏ: + Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4. 21 = 84 + Tổng số răng : Zt = Z1 + Z2 = 21+ 84 =10 5 aw = + Tính lại khoảng cách trục β + Tính lại góc Lấy z1 = 21 mzt 3 .10 5 = = 15 8mm 2 2 β : cos = mzt/ (2aw) β => 11 SV: Đỗ Trọng Tuấn = 40 - 11 - GVHD: Nguyễn... momen uốn tại các tiết diện nguy hiểm và tính đường kính trục: Ta có: MyA= My12 = MPy13 =0 MyB = Ft1(l13-l 11) = 892080 Nmm Mx12=MxA=Fy12.l12= 15 59,8.96 =14 9741Nmm MxB=Fr1.(l13-l 11) + Fa1.dm1/2 =370639Nmm Mtx13= Fa1.dm1= 52239Nmm, MPx13=0 - Xác định đường kính trục I: (với MZ =732725Nmm) Tại tiết diện chứa ổ lăn ngoài: MtdA = = 6 519 87Nmm 3 =>d1A M tđ 1 A 0 ,1. [σ ] = = 50,3 mm Chọn d1A= 65mm Với [σ] -... cq1 cb3 Ft3 = -11 151N FY13 = - r13.Ft13/ |r3|.cosβm( tgαn.cos 13 + cq1.hr13.cb13.sinβm.|sin 13 |) = -3980N FZ13 = Ft13/cosβm.(tgαn.sin 13 - sin 13 /| sin 13 |.cq1.hr13.cb13.sinβm.cos 13 = 795N 5 Xác định đường kính và chi u dài các đoạn trục a Tính toán trên truc I: - Xác định phản lực tại các gối đỡ: 23 SV: Đỗ Trọng Tuấn - 23 - GVHD: Nguyễn Văn Tuân Trường ĐH Công Nghiệp Hà Nội - 24 - Đồ Án Chi Tiết Máy. .. Đồ Án Chi Tiết Máy Đường kính đỉnh răng : d a1 = d1 + 2. (1 + x1 + ∆y ) d a 2 = d 2 + 2. (1 + x 2 + ∆y ) y=   aw 15 8 − 0,5.( z1 + z 2 ) = − 0,5.( 21 + 84 ) = 0 .1 ⇒ m 3 Hệ số dịch chỉnh tâm : 10 00 y ky = = 0 ,1 ⇒ k x = 0 .1 ⇒ ∆y = 0, 01 zt Hệ số : d a1 = 64 + 2. (1 + 0 ,1 + 0, 01) = 66mm ⇒ d a 2 = 255 + 2. (1 + 0 ,1 + 0, 01) = 257 mm + Đường kính đáy răng : d f 1 = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ) m = 64 − ( 2,5 − 2.0 ,1) ... =>d12 - M tđ 12 0 ,1. [σ ] = = 50,3mm Chọn d12=55mm Thiết kế kết cấu trục và kiểm nghiệm độ bền mỏi Tra bảng 9 .1 chọn tiết diện then tại:   25 SV: Đỗ Trọng Tuấn Tiết diện 2 : b.h = 16 .10 ; t1 = 6 mm Tiết diện 3 : b.h = 18 .11 ; t1 = 7 mm - 25 - GVHD: Nguyễn Văn Tuân Trường ĐH Công Nghiệp Hà Nội - - 26 - Đồ Án Chi Tiết Máy Ta chỉ kiểm nghiệm tại tiết diện nguy hiểm nhất Nhận thấy tiết diện lắp bánh răng